| wuyanjun |
2008-12-30 18:39 |
一些齿圆柱齿轮减速器的设计员说明书
机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器 目 录 DRS68 ^
设计任务书……………………………………………………1 U)IW6)q
传动方案的拟定及说明………………………………………4 ?-"xP'#
电动机的选择…………………………………………………4 6Y!hz 7D
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 #"tHT<8 u
传动件的设计计算……………………………………………5 C@!C='b,
轴的设计计算…………………………………………………8 ,E&PIbDL1
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 c\2+f7o@
键联接的选择及校核计算……………………………………16 H.\gLIr
连轴器的选择…………………………………………………16 |e+8Xz 1>
减速器附件的选择……………………………………………17 R@lmX%Z1
润滑与密封……………………………………………………18 (Uo:WyVj|F
设计小结………………………………………………………18 z#qlu=
参考资料目录…………………………………………………18 S *3N6*-l"
机械设计课程设计任务书 H>8B$fi )$
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 oU }eAZj{
一． 总体布置简图 ^[]G sF
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 Jw%0t'0Zi
二． 工作情况： bMT1(edm
载荷平稳、单向旋转 #$h~QBg
三． 原始数据 p-]v f$u
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 ]"'$i4I{R
鼓轮的直径D（mm）：350 N[$bP)h7
运输带速度V（m/s）：0.7 u,<#z0R|;$
带速允许偏差（％）：5 QR'yZ45n4
使用年限（年）：5
;; z4EGr
工作制度（班/日）：2 -Y]ue*k{
四． 设计内容 ;{Cr +lqTJ
1. 电动机的选择与运动参数计算； $JKR,
2. 斜齿轮传动设计计算 >Mml+4<5
3. 轴的设计 oj.f
uJD
4. 滚动轴承的选择
VgfA&?4[
5. 键和连轴器的选择与校核； BE
n$~4 -
6. 装配图、零件图的绘制 q,k/@@Qd9
7. 设计计算说明书的编写 " 9=F/o9
五． 设计任务 p|mt2oDjw
1． 减速器总装配图一张 BMlnzi
2． 齿轮、轴零件图各一张 O*MC"%T
3． 设计说明书一份 gg ;&a(
六． 设计进度 Jv
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 9}e`_z
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 "#uX pCuw
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 (_^p X
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 w6 C0]vh
传动方案的拟定及说明 }D k*Hs^ E
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 Kk?P89=*
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 KiXXlaOs
电动机的选择 8l( _{Y5(-
1．电动机类型和结构的选择 /15e-(Zz/
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 Y8I*B =7
2．电动机容量的选择 RhVQVj c
1） 工作机所需功率Pw ?C #=Q6
Pw＝3.4kW ]IQTf5n
2） 电动机的输出功率 |2mm@ ):
Pd＝Pw/η X}?`G?'
η＝ ＝0.904 ^8S'=Bk
Pd＝3.76kW 98u$5=Z' /
3．电动机转速的选择 P;R`22 \3
nd＝（i1’•i2’…in’）nw BElVkb
初选为同步转速为1000r/min的电动机 #DMt<1#:
4．电动机型号的确定 HorFQ?8
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求 n6T@A;_g
计算传动装置的运动和动力参数 0eQwi l@
传动装置的总传动比及其分配 <u \j 4<p
1．计算总传动比 s53 Pw>f
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： #K1 VPezN
i＝nm/nw ^6=y4t=%F
nw＝38.4 *QAcp` ;*
i＝25.14 =5bef8 O
2．合理分配各级传动比 <uUH r,#
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 W7 9wz\a
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 Bob K>db
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 D$|@:
mW
各轴转速、输入功率、输入转矩 -3
.Sr|t
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 Q[t|+RNKv2
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 D/1{v
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 *g
=ey?1S
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 {[V<mT2/
传动比 1 1 5 5 1 HIUB:
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 g9 .b6}w!
G]Fp},
传动件设计计算 Vf S&V* un
1． 选精度等级、材料及齿数 xij`Mr
1） 材料及热处理； EHBy o[
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 1-`Il]@?8
2） 精度等级选用7级精度； o+e:H jZZ
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； Q kJAjm B
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° L F\4>(C2g
2．按齿面接触强度设计 @BbqYX
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 df}DJB
按式（10—21）试算，即 egur}
dt≥ 2H7b2%
1） 确定公式内的各计算数值 Ke0 j8|
（1） 试选Kt＝1.6 5>{S ^i~!
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 `9IG//
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 r(g:b
^S
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 }GV5':W@WG
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa ,,_$r7H`
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； R-Y07A
（7） 由式10－13计算应力循环次数 iYwzdW1
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 p*F.WxB)4
N2＝N1/5＝6.64×107 xY] Y
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 .EJo 9s'
（9） 计算接触疲劳许用应力 ~I'1 \1
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 N"A8 63>
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa \.m"u14[b
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa bb@@QzR
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa y8j wfO3
2） 计算 T0=8 U;
=
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t `_`\jd@
d1t≥ = =67.85 mUFg(;ya
（2） 计算圆周速度 s Fh mp
v= = =0.68m/s Tw^b!74gq
（3） 计算齿宽b及模数mnt 4 hRc,Vq
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm QrmiQ]d*p
mnt= = =3.39 H{ Fww4pn
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm K"lZwU\:On
b/h=67.85/7.63=8.89 b#ih= qE
（4） 计算纵向重合度εβ 3[*E>:)qh
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 ;onhc*{lv
（5） 计算载荷系数K 6x?3%0Km
已知载荷平稳，所以取KA=1 R d|#-7
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， l_ Ee us
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 {<f |h)r
由表10—13查得KFβ=1.36 BO6u<cu"-
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 J0{;"
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 ZdcG6IG+
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 ?]1_ 2\M
d1= = mm=73.6mm s /' ]* n
（7） 计算模数mn ;"gU rcuY
mn = mm=3.74 /*v} .fH%
3．按齿根弯曲强度设计 nQy %av$
由式(10—17 mn≥ o*\Fj}l-
1） 确定计算参数 B 4 XN
（1） 计算载荷系数 >fX_zowX
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 ?g7O([*[
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 >m66j2(H*Z
nIWZo ~
（3） 计算当量齿数 l)1FCD V
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 YfB8
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 Z A 1u
（4） 查取齿型系数 _Vv XE572
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 B)^uGS W
（5） 查取应力校正系数 $G
$147z
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 w-2?|XvDmf
（6） 计算[σF] y5oC|v 7
σF1=500Mpa R]Iv?) Y
σF2=380MPa P LHiQ:
KFN1=0.95 *3A`7usU
KFN2=0.98 6qAs$[
[σF1]=339.29Mpa 5!tiu4LU
[σF2]=266MPa ;s$bVGHr
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 }VetaO2*
= =0.0126 %d%$jF`
= =0.01468 iS/fa Xe5
大齿轮的数值大。 LBCat=d<
2） 设计计算 5:" zs
mn≥ =2.4 q!r4"#Y"@Z
mn=2.5 G]NnGL<xk
4．几何尺寸计算 VZ o,AP~
1） 计算中心距 uaiCyh1:
z1 =32.9，取z1=33 j B.ZF7q
z2=165 o?T01t=
a =255.07mm ,p3moD
3
a圆整后取255mm e7# B?
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 Ei $@)qS/
β=arcos =13 55’50” i,3[0* ge
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 -n>JlfCd2
d1 =85.00mm 0q4E^}iR
d2 =425mm *F_ dP
4） 计算齿轮宽度 FF} A_ZFY
b=φdd1 v "Z`#Bi
b=85mm v c r5
B1=90mm，B2=85mm M@ TXzn!&o
5） 结构设计 S*0P[R
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 e
[}m@a
轴的设计计算 Gdi8Al]\Nl
拟定输入轴齿轮为右旋 8i?Hh?Mf}
II轴： 2A,iY}R
1．初步确定轴的最小直径 #0F6{&;
M
d≥ ＝ =34.2mm s\Zp/-Q
2．求作用在齿轮上的受力 0Qa kFt
Ft1= =899N vwc)d{ND
Fr1=Ft =337N ) {_D
Fa1=Fttanβ=223N； I7Uj<a=(q
Ft2=4494N [Y% H8}
Fr2=1685N [WAnII
Fa2=1115N D a@H^
3．轴的结构设计 0} :wM':G
1） 拟定轴上零件的装配方案 A/xo'G
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 l&2 }/A
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 Ie<`WU K
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 9^AfT>b~f
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 0= ,vdT
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 4!3mS WNV
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 Z: e|~#
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 3P&K<M#\
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 R,
J(]ew
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 G\I DgPj`
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 'TdO6-X
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 X-mhz3Q&a
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 }2 X"
6. VI-VIII长度为44mm。 =g hN)[AZV
4． 求轴上的载荷 #xlT,:_:)
66 207.5 63.5 f(}AdW}?
Fr1=1418.5N B(z?IW&
Fr2=603.5N r^j iK\*
查得轴承30307的Y值为1.6 <O]TM-h
Fd1=443N >
]()#z
Fd2=189N 0IP5 &[-P
因为两个齿轮旋向都是左旋。 h G8 !aJo
故：Fa1=638N HpQuro'Qh
Fa2=189N < q dM
5．精确校核轴的疲劳强度 e ; # "t
1） 判断危险截面 tu%!j}3s
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 p^yuz (
2） 截面IV右侧的 P%nN#Qm
F^xhhz&e
截面上的转切应力为 )j^~=Sio.
由于轴选用40cr，调质处理，所以 jJ B+UF=
（[2]P355表15-1） 42If/ N?
a) 综合系数的计算 2X@| H
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， e 2@{Ab
（[2]P38附表3-2经直线插入） F6v N{ FI
轴的材料敏感系数为 ， ， u jt0?DM
（[2]P37附图3-1） pod=|(c
故有效应力集中系数为 bL)7 /E
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， -76l *=|
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） p3N/"t&>
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， bV~z}V&
（[2]P40附图3-4） &E (KOfk#
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 Z W VN(U
b) 碳钢系数的确定 OZ'=Xtbn
碳钢的特性系数取为 ， 1J
tt\yq
c) 安全系数的计算 nJ]oApb/-
轴的疲劳安全系数为 S{sJX5R;
故轴的选用安全。 [Rq L0EP
I轴： [;E~ A
1．作用在齿轮上的力 c[h{C!d1
FH1=FH2=337/2=168.5 jEkO #xI
Fv1=Fv2=889/2=444.5 Z fQzA}QD
2．初步确定轴的最小直径 rda/
^@"EI|fsP
3．轴的结构设计 v_7?Zik8E
1） 确定轴上零件的装配方案 .0 [
zZ
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 5R?[My
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 ?)# qBE ]
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 Vh1R!>XY
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 42{\u 08Z
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 h:J0d~u
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 X/8CvY #n
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 7tEkQZMDI
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 +Ui @3Q
2） 各段长度的确定 2D"n #O`y
各段长度的确定从左到右分述如下： L T.u<ThR}
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 tE~OWjL
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 W'B=H1
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 p#yq 'kY
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 >F zs%]M
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 L7}dvdtZ0
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm zFn!>Tqe
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 ry2ZVIFa
W=62748N.mm 6hW ~Q
T=39400N.mm VN5UJ!$?J
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 feI%QnK)U
D #`o
III轴 %+=y!
1．作用在齿轮上的力 , /XeG`vk
FH1=FH2=4494/2=2247N T=NF5kj-=
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 2%|0c\y|z=
2．初步确定轴的最小直径 91Fx0(
3．轴的结构设计 ;g:!WXd
1） 轴上零件的装配方案 2!7)7wlj0
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 \Y4>_Mk
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 3\ !DsPgW
直径 60 70 75 87 79 70 s"7$SxMT
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 '#;%=+=;
cg]\R1Gm
5．求轴上的载荷 ^uDNArDmj5
Mm=316767N.mm %YH+=b:uW
T=925200N.mm b%TS37`^[
6. 弯扭校合 _gGI&0(VM
滚动轴承的选择及计算 *i=+["A
I轴： 0# )I :5
1．求两轴承受到的径向载荷 ;`{PA
! >
5、 轴承30206的校核 4dB6cg
1） 径向力 06I rx^n
2） 派生力 t=K;/ 1
3） 轴向力 kwcH$ w<I
由于 ， X:un4 B}O
所以轴向力为 ， 1&Fty'p
4） 当量载荷 n{b( ~eL?
由于 ， ， 5
aT>8@$Z^
所以 ， ， ， 。 {DI`HB[
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 "<e<0::
5） 轴承寿命的校核 Ez= Q {g
II轴： JB_<Haj
6、 轴承30307的校核 9L"Z
~CUL
1） 径向力 T~238 C{vh
2） 派生力 "M GX(SQ
， )t$<FP
3） 轴向力 o:p6[SGd
由于 ， n O ^m
所以轴向力为 ， M<A jtDF%
4） 当量载荷 j/oM^IY
由于 ， ， |qn`z-
所以 ， ， ， 。 3k#?E]'
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
*tWZ.I<<
5） 轴承寿命的校核 cJ}J4?
III轴： ir72fSe
7、 轴承32214的校核 FuWMVT`Y
1） 径向力 HFtl4P
2） 派生力 F7FUoew<
3） 轴向力 ,t2yw
由于 ， go6XUe
所以轴向力为 ， Ve]ufn6
4） 当量载荷 GH6 HdZ
由于 ， ， f>*D@TrU
所以 ， ， ， 。 (P+TOu-y\
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 \1[=t+/
5） 轴承寿命的校核 aB=&X GV9
键连接的选择及校核计算 &g P/<!#
];3]/b)&
代号 直径 P0Q]Ds|
（mm） 工作长度 ,n}h_ct
（mm） 工作高度 Y<x;-8)*
（mm） 转矩 xrXfLujn%
（N•m） 极限应力 i gy Tvt!
（MPa） ja<!_^h=At
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 -L.U4x
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 )\k({S
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 c}QWa"\2n
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 K;,_P5J%
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 &n} eF-
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 4
8}\
连轴器的选择 $X>$)U'p&-
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 ]12ypcf
二、高速轴用联轴器的设计计算 _3;vir%)
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， :EkhF 6B/
计算转矩为 o \#C#NiT
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） +9tm9<F8
其主要参数如下： V5.=08L
材料HT200 -$ x5[ 6bN
公称转矩 &| d6
轴孔直径 ， <\9M+
轴孔长 ， bm</qF'T6
装配尺寸 qwERy{]Sp;
半联轴器厚 < $V!y
dO
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 ib-)T7V`
三、第二个联轴器的设计计算 K [.*8
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， "B$r{ vG
计算转矩为 Y`U[Y Hx
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） 9On0om>
其主要参数如下： &ody[k?'
材料HT200 q2 pq~LI
公称转矩 snH9@!cG8
轴孔直径 J%:D%=9 )
轴孔长 ， )6t=Bel
装配尺寸 1 m>x5Dbk!
半联轴器厚 2 fa1jl
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 b W/^2B
减速器附件的选择 qubyZ 8 hx
通气器 jNC@b>E?~
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 qgk-[zW#
油面指示器 q#6K'=AC
选用游标尺M16 Y*KP 1=Md
起吊装置 @[s+5_9nk
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 8F ;r$i2
放油螺塞 ]y ** ZFA
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 GY3g`M
润滑与密封 A_ftf 7,
一、齿轮的润滑 4e0 /Q!o,
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。 g.V{CJ*V
二、滚动轴承的润滑 }(y X$ 3?`
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 Y\e8oIYu7
三、润滑油的选择 hd'JXKMy
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。 gQ0W>\xz
四、密封方法的选取 x+%(z8wD
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 {'^!S" 9x
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 9iwSE(},
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 =8p *Ijs
设计小结 0C,2gcq
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。
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