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 ~YP Jez 设计任务书……………………………………………………1 uR;gVO+QC 传动方案的拟定及说明………………………………………4 lDc-W =X= 电动机的选择…………………………………………………4 &<y2q/U} 计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 (#D*Pl 传动件的设计计算……………………………………………5 vxFTen{-F 轴的设计计算…………………………………………………8 oVvc?P 滚动轴承的选择及计算………………………………………14 r%@Lej5+ 键联接的选择及校核计算……………………………………16 "{D6J809 连轴器的选择…………………………………………………16 vI1i,x#i 减速器附件的选择……………………………………………17 NGC,lv 润滑与密封……………………………………………………18 6e,xDr 设计小结………………………………………………………18 0 (U#) 参考资料目录…………………………………………………18 ^n1%OzGK# 机械设计课程设计任务书 /./"x~@ 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 g{IF_ 1 一. 总体布置简图 O.G'?m<:# 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 g.py+
ZFJ 二. 工作情况: DdQ;Q5| 载荷平稳、单向旋转 );V2?G`/ 三. 原始数据 oA] KE"T 鼓轮的扭矩T(N•m):850 sRSz}] 鼓轮的直径D(mm):350 7hP<f}xL 运输带速度V(m/s):0.7 x5}'7,A 带速允许偏差(%):5 Byl^?5 使用年限(年):5 !Ucjax~ 工作制度(班/日):2 54lu2gD' 四. 设计内容 U>Ld~cw 1. 电动机的选择与运动参数计算; o+w;PP)+= 2. 斜齿轮传动设计计算 M<O{O}t< 3. 轴的设计 {8$=[; 4. 滚动轴承的选择 x8Loyt_C 5. 键和连轴器的选择与校核; (*}yjUYLZ 6. 装配图、零件图的绘制 c'uhK8| 7. 设计计算说明书的编写 C%d_@*82 五. 设计任务 &LO"g0w 1. 减速器总装配图一张 k.<]4iS 2. 齿轮、轴零件图各一张 }%b;vzkG5 3. 设计说明书一份 o[oM8o< 六. 设计进度 L`f^y;Y. 1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 o#) {1<0vg 2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 'c2W}$q 3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 6+r$t# 4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 L86n}+
P\ 传动方案的拟定及说明 gE#>RM5D 由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 )?+$x[f!* 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。 P-F)%T[ 电动机的选择 d->|EJP 1.电动机类型和结构的选择 E_Z{6&r 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。 We0.3aG 2.电动机容量的选择 valtev0< 1) 工作机所需功率Pw JB!:JML Pw=3.4kW x{D yTtX< 2) 电动机的输出功率 =qN2Xg/ Pd=Pw/η *I}`dC[ η= =0.904 w=b)({`M Pd=3.76kW DPi_O{W> 3.电动机转速的选择 X%yO5c\l2 nd=(i1’•i2’…in’)nw BA\/YW @ 初选为同步转速为1000r/min的电动机 HhO".GA 4.电动机型号的确定 =*p/F 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 4iSa7YqhBT 计算传动装置的运动和动力参数 c/c$D;T 传动装置的总传动比及其分配 N0hE4t 1.计算总传动比 )`^p%k 由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为: *JggU i=nm/nw f0Bto/,>~ nw=38.4 *s@Qtgu i=25.14 vJAZ%aW 2.合理分配各级传动比 3u%{dG a 由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 P[s8JDqu 因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 2WUT/{:X 速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 jzU.B u. 各轴转速、输入功率、输入转矩 .<kqJ|SVi 项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 'SQG>F Uy 转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 hiNEJ_f 功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 l5L.5$N 转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 [M+f-kl 传动比 1 1 5 5 1 ~]ZpA-*@Ut 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 wAnb
Di{W =8U&[F 传动件设计计算 H'Yh2a`!o 1. 选精度等级、材料及齿数 n3J53| %v 1) 材料及热处理; ,3nN[)dk 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。 2<M= L1\ 2) 精度等级选用7级精度; qzb<J=FAU 3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; @&[T _l 4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° 0uBl>A7qhn 2.按齿面接触强度设计 JxyB( 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 hYawU@R 按式(10—21)试算,即 3sd"nR?aX dt≥ )7_"wD`
z 1) 确定公式内的各计算数值 `^lYw:xA (1) 试选Kt=1.6 &=4(l|wcg (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 ~|<m,)! (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 uc|45Zxt (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 CbN!1E6). (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa EbqcV\Kb (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; g2unV[()_ (7) 由式10-13计算应力循环次数 c6Y\n%d& N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 !
!PYP'e N2=N1/5=6.64×107 Rp$}YN (8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 /lafve~ (9) 计算接触疲劳许用应力 GguFo+YeZ 取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 `"%T=w [σH]1==0.95×600MPa=570MPa PfkrOsV/m [σH]2==0.98×550MPa=539MPa aF7nvu*N [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa O:da-xWJ 2) 计算 I$8" N]/C (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t L \;6y*K d1t≥ = =67.85 ;'-olW~ (2) 计算圆周速度 `9 {mr< v= = =0.68m/s j2 !3rI (3) 计算齿宽b及模数mnt 1T:Y 0 b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm 3"rzb]=R mnt= = =3.39 n8.kE)? h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm O@YTAT&d# b/h=67.85/7.63=8.89 .; )l (4) 计算纵向重合度εβ _v*
nlc εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 $-On~u0g (5) 计算载荷系数K ,K^4fL$C;3 已知载荷平稳,所以取KA=1 Q:$Zy 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, ] Eh}L 故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 hTwA% 由表10—13查得KFβ=1.36
^ :F. 由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 l&}y/t4% K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 frBX{L (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 I2H6y"pN d1= = mm=73.6mm lSH6>0#B (7) 计算模数mn k^OV56 mn = mm=3.74 HOBP`lf 3.按齿根弯曲强度设计 p6vKoI#T 由式(10—17 mn≥ 3"{.37Q 1) 确定计算参数 ++DG5` (1) 计算载荷系数 x|{IwA9 K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 k#5}\w! (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 5^j45'%I D0BI5q (3) 计算当量齿数 Iuh/I +[7 z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 [b$4Shx z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 %8~3M75$ (4) 查取齿型系数 *s;|T?~i 由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 T\r@5Xv (5) 查取应力校正系数 l{D'uI[& 由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 r:]1O* (6) 计算[σF] ox
; σF1=500Mpa j+HHQd7Y σF2=380MPa P bQk<"J1 KFN1=0.95 N;+[`l KFN2=0.98 pBw0"ff [σF1]=339.29Mpa ?)\a_Tn [σF2]=266MPa *FJZiPy (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 K!KMQr` = =0.0126 _A0w[n = =0.01468 J"FC%\| 大齿轮的数值大。 [=|jZVhT 2) 设计计算 0VK-g}"x mn≥ =2.4 "HXYNS> mn=2.5 C2{lf^9:& 4.几何尺寸计算 u_).f<mUdF 1) 计算中心距 `N5|Ho*C z1 =32.9,取z1=33 Sv;_HZ z2=165 l
(3bW1{n a =255.07mm "gD-8C3 a圆整后取255mm q=lAb\i 2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 q5L51KP2 β=arcos =13 55’50” 5cWw7V<m 3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 $m CarFV-T d1 =85.00mm [7YPl9 d2 =425mm %N#%|2B 4) 计算齿轮宽度 V:G>G'Eh0 b=φdd1 t
R6
+G b=85mm =!Q7}z1QI B1=90mm,B2=85mm lb:/EUd5 5) 结构设计 *]i!fzI'] 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。 $\k0Nup} 轴的设计计算 RV&^g*;E 拟定输入轴齿轮为右旋 VS&TA> II轴: )3h^Y=43 1.初步确定轴的最小直径 K|oacOF9 d≥ = =34.2mm d`1I".y 2.求作用在齿轮上的受力 al20V Ft1= =899N {6oE0;2o' Fr1=Ft =337N V
_c@ b% Fa1=Fttanβ=223N; |T{C,"9y Ft2=4494N 0KD]j8^ Fr2=1685N )yo
a Fa2=1115N q%5eVG 3.轴的结构设计 ykrr2x 1) 拟定轴上零件的装配方案 xW[ -n i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 G/v/+oX ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。
G"T',~ iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 4H+Ked&Oq iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 (|d34DOJ v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 ai*f
F vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 m E^o-9/ 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 j:w{;(1=W 1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 }za[E>z 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。 *9p |HX= 3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 .SWt3|Pi5 4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 nhN);R~o"1 5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 -rKO
)} 6. VI-VIII长度为44mm。 )z8!f}:De= 4. 求轴上的载荷 Pf F=m' 66 207.5 63.5 )a3IQrf= Fr1=1418.5N ~8m=1)A{( Fr2=603.5N <9sO 查得轴承30307的Y值为1.6 Erk?}E Fd1=443N $3,ryXp7 Fd2=189N Va$Pi19 O 因为两个齿轮旋向都是左旋。 ``A 0WN 故:Fa1=638N Z#.f&K )xX Fa2=189N >{ me 5.精确校核轴的疲劳强度 *.& | |