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 IN^dJ^1+
设计任务书……………………………………………………1 #!.26RM:P
传动方案的拟定及说明………………………………………4 +jD*Jtb<
电动机的选择…………………………………………………4 n3z]&J5fr
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 C\`*_t
传动件的设计计算……………………………………………5 e};\"^HH
轴的设计计算…………………………………………………8 npCiqO
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 #3~hF)u&/
键联接的选择及校核计算……………………………………16 6[x6:{^J
连轴器的选择…………………………………………………16 JX)%iJq#
减速器附件的选择……………………………………………17 fvE:'( #?
润滑与密封……………………………………………………18 xcHuH-}
设计小结………………………………………………………18 #jqcUno
参考资料目录…………………………………………………18 pLiGky
机械设计课程设计任务书 F[@M?
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 "7z1V{ ;Y
一. 总体布置简图 1CmjEAv%/
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 ?mi1PNps#
二. 工作情况: ^]zC~LfG
载荷平稳、单向旋转 <rn26Gfr
三. 原始数据 huat,zLS
鼓轮的扭矩T(N•m):850 |& Pa`=sp
鼓轮的直径D(mm):350 /^pPT6
运输带速度V(m/s):0.7 ISDeLUihY
带速允许偏差(%):5 I xk+y?
使用年限(年):5 WKvG|YRDq
工作制度(班/日):2 M5Q7izM
四. 设计内容 o6ag{Yp
1. 电动机的选择与运动参数计算; ""W*) rR
2. 斜齿轮传动设计计算 j3 Ps<<eA
3. 轴的设计 G~X93J
4. 滚动轴承的选择 (x!Tb2mlk
5. 键和连轴器的选择与校核; ,!>1A;~wT
6. 装配图、零件图的绘制 B,(zp#&yB
7. 设计计算说明书的编写 RQO&F$R=
五. 设计任务 ^~DDl$NH
1. 减速器总装配图一张 Bm$(4
2. 齿轮、轴零件图各一张 HP(dhsd<c
3. 设计说明书一份 ]t)#,'$^[W
六. 设计进度 Vo`,|3^
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 4N[KmNi<
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 U+ANSW/
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 .8dlf7* ,
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 oY<R[NYKu
传动方案的拟定及说明 T=,A p a
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。 C
)J@`E
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。 V.|#2gC]t
电动机的选择 *Y`c.n"
1.电动机类型和结构的选择 HY2*5#T
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。 W|CZA
2.电动机容量的选择 ;!(GwgllD
1) 工作机所需功率Pw TGH"OXV*@
Pw=3.4kW P$#{a2
2) 电动机的输出功率 6-Id{m x
Pd=Pw/η ),(HCzK`
η= =0.904 wAKm]?zB>
Pd=3.76kW s2`Qh9R
3.电动机转速的选择 <?FkwW\?
nd=(i1’•i2’…in’)nw \e9rXh%
初选为同步转速为1000r/min的电动机 ;Q>+#5H6F8
4.电动机型号的确定 9A,ok[J
由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求 YR-Ge
计算传动装置的运动和动力参数 :^rt8>~
传动装置的总传动比及其分配 vHXCT?FuG
1.计算总传动比 de_%#k1:L
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为: iHKX#*
i=nm/nw XiO~^=J
nw=38.4 kp3%"i&hD
i=25.14 6~^ M<E
2.合理分配各级传动比 :5[1Iepdn
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 W2BZG(dm
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 ps_q3Cyp
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 >
JV$EY,
各轴转速、输入功率、输入转矩 i]15g@
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 Q<>b3X>O
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 s("\]K
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 'E"W;#%
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 "A]#KTP
传动比 1 1 5 5 1 } 89-U
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 1ne3CA=
hQ (84u
传动件设计计算 .'PS L
1. 选精度等级、材料及齿数 s63!]LDr
1) 材料及热处理; G@zJf)u}
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。 U:0Ma6<
2) 精度等级选用7级精度; ]j0/.pG
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; h+ <Jv
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° /B<QYvv
2.按齿面接触强度设计 uN4e n,
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 H/y,}z
按式(10—21)试算,即 ..7"<"uH
dt≥ _<KUa\
1) 确定公式内的各计算数值 Y @Ur}
(1) 试选Kt=1.6 Wv||9[Rd
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 m*.+9 6
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 >f'aW
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 hp`ZmLq/[
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa sYbmL`{
(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; {y'4&vt<~
(7) 由式10-13计算应力循环次数 us E%eF]
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 5z&>NI
N2=N1/5=6.64×107 wYr*('uT
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 GvZ[3GT
(9) 计算接触疲劳许用应力 XZ@|(_Z
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 '&nQ~=3
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa >}:
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa 2;(+]Ad<
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa "8R
&c}
2) 计算 *E]:VZl
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t LmytO$?2(
d1t≥ = =67.85 }[R-)M
(2) 计算圆周速度 :a^/&LbLm
v= = =0.68m/s AvPPsN0
(3) 计算齿宽b及模数mnt CW2)1%1iz
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm f!{@{\
mnt= = =3.39 #IJeq0TVB
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm ~GcWG4
b/h=67.85/7.63=8.89 >ZW|wpO
(4) 计算纵向重合度εβ 6']HmM
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 }8POm#
(5) 计算载荷系数K UOk\fyD2[
已知载荷平稳,所以取KA=1 4v`IAR?&K;
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, uovv">Uw
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 {VKFw=$8
由表10—13查得KFβ=1.36 b\"w/'XX
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 3%hq<
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 r fzNw
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 0{g*\W*+~
d1= = mm=73.6mm 0y6M;"&~E
(7) 计算模数mn 5mC"8N1)
mn = mm=3.74 hHGuD2%
3.按齿根弯曲强度设计 Zk`yd8C
由式(10—17 mn≥ j:xC\b47"
1) 确定计算参数 vbVOWX6
(1) 计算载荷系数 u*TC8!n
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 Yj#tF}nPC
(2) 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yβ=0。88 ;AE-=/<
:aK?Dt Z
(3) 计算当量齿数 8!rdqI
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 z9*e%$+S
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 M
`^[Y2 c
(4) 查取齿型系数 P RWb6
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 o6d x\
(5) 查取应力校正系数 d 8DU[p
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 UXs)$
(6) 计算[σF] wWy;dma#
σF1=500Mpa xbm%+
σF2=380MPa !t^DN\\#
KFN1=0.95 ])o{!}QUl\
KFN2=0.98 XTo7fbW*
[σF1]=339.29Mpa }Nsdk',}
[σF2]=266MPa vWZXb`
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 8.[F3Tk=
= =0.0126 8 {V9)U
= =0.01468 ca{MJz'
大齿轮的数值大。 $[A\i<#
2) 设计计算 1^4:l!0D
mn≥ =2.4 )63
$,y-;$
mn=2.5 +yp:douERi
4.几何尺寸计算 <;6{R#Tuh
1) 计算中心距 pA6KiY&
z1 =32.9,取z1=33 jYFJk&c
z2=165 p 1'l D
a =255.07mm njF$1? )sq
a圆整后取255mm `oJQA$UD
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 n7cy[%yT
β=arcos =13 55’50” x}yl Rg`[
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 `8ac;b
d1 =85.00mm XP:A"WK"
d2 =425mm k*\Bl4g
4) 计算齿轮宽度 c]PTU2BB8
b=φdd1 Do/R.Mgy*
b=85mm 9%"7~YCDas
B1=90mm,B2=85mm
u]P|
5) 结构设计 P.'.KZJ:WD
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。 h0'*)`;z
轴的设计计算 H#~gx_^U
拟定输入轴齿轮为右旋 Aqmpo3P[+
II轴: :V(LBH0
1.初步确定轴的最小直径 P:"R;YCvE
d≥ = =34.2mm 7$'AH:K
2.求作用在齿轮上的受力 2.D2
o
Ft1= =899N <RY =y?%z
Fr1=Ft =337N Xp:A;i9
Fa1=Fttanβ=223N; Q":_\inF
Ft2=4494N 2:*15RH3
Fr2=1685N x]{P.7IO'
Fa2=1115N ^M'(/O1
3.轴的结构设计 c/|{yp$Ga>
1) 拟定轴上零件的装配方案 sbW+vc
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 qGk.7wf%
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 V<QpC5
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 &C9IR,&
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 j&8YE7
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 f%]@e9dD
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 T:za},-
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 &}"kF\
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 Kxsd@^E
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。 x{1 v(n8+=
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 <Wn~s=
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 JHxcHh
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 Xf4Q Lw/r
6. VI-VIII长度为44mm。 *~PB
4. 求轴上的载荷 'V&g"Pb
66 207.5 63.5 )I%M]K]F
Fr1=1418.5N 0~nX7
Fr2=603.5N lQIg0G/3
查得轴承30307的Y值为1.6 V^s, 3C
Fd1=443N o,i_py
Fd2=189N F 'uqL+jVO
因为两个齿轮旋向都是左旋。 $<-a>~^Tp
故:Fa1=638N mS%4
Fa2=189N C. .| O
5.精确校核轴的疲劳强度 g2f"tu_/%
1) 判断危险截面 ]9QXQH
由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面 !zK"y[V
2) 截面IV右侧的
^tTM
7
_{o 3 y"DZ
截面上的转切应力为 (Aw@}!
由于轴选用40cr,调质处理,所以 0*MUe1{
([2]P355表15-1) 8$uq60JK
a) 综合系数的计算 3Dr\ O_`u
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , 27Gff(
([2]P38附表3-2经直线插入) zTue(Kr
轴的材料敏感系数为 , , Y~Uf2(7b5
([2]P37附图3-1) |E6Thvl$
故有效应力集中系数为 mU[\//
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , ~=yU%5 s@
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) / :$WOQ
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , %qV:h#
([2]P40附图3-4) MgiW9@_(
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 Ktk?(49
b) 碳钢系数的确定 <8(q.
碳钢的特性系数取为 , X}GX6qAdt
c) 安全系数的计算 P*k n}:
轴的疲劳安全系数为 e\}@w1
故轴的选用安全。 kiF}+,z"
I轴: O
C;~ H{
1.作用在齿轮上的力 OTYkJEC8\N
FH1=FH2=337/2=168.5 5]G%MB/|$
Fv1=Fv2=889/2=444.5 y_:{p5u
2.初步确定轴的最小直径 7b~uU@L`
X[/7vSqZ@w
3.轴的结构设计 ;Qt%>Uo8
1) 确定轴上零件的装配方案 !}}
)f/
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ]HWeVhG
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。 *lDVV,T'}w
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。 HMD\)vMK6
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。 ?*
+>T@MH
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。 BuvnY
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。 -I4@6vE,
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 _k}Qe;
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 WXo bh
2) 各段长度的确定 6lpJ+A57#
各段长度的确定从左到右分述如下: iYiTkq
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。 IPTFx
)]G
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 K:13t|
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。 S5gBVGh
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。 KO`dAB F}
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。 le_aIbB"P
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm g3Q;]8Y&
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 b*tb$F
W=62748N.mm \(`2 @
T=39400N.mm 7z{N}
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 /j3",N+I
!Mgo~h"]#
III轴 'cu14m_
1.作用在齿轮上的力 cBbumf 9C
FH1=FH2=4494/2=2247N z&c}
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 2&pE
2.初步确定轴的最小直径 O46v
3.轴的结构设计 p,f$9t4
1) 轴上零件的装配方案 MGK?FJn_?
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a>-qHX-l
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII LN.*gGl
直径 60 70 75 87 79 70 2 ( I4h[
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 2~QJ]qo =
pUqNB_
5.求轴上的载荷 pd`m//G
Mm=316767N.mm gH,Pz
T=925200N.mm l1`r%9gr
6. 弯扭校合 2wPc
yD
滚动轴承的选择及计算 *ZLisq-f
I轴: >z/.8!#Q
1.求两轴承受到的径向载荷 9@IL5 47V
5、 轴承30206的校核 2"shB(:z>
1) 径向力 4M]l~9;A
2) 派生力 Sp?e!`|8
3) 轴向力 bZAL~z+ V
由于 , j+3rS
所以轴向力为 , G,B4=[Y
4) 当量载荷 XHdhSFpm
由于 , , IC8%E3
所以 , , , 。 ~:0w%
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 zkqn>
5) 轴承寿命的校核 -I6t ^$HA
II轴: >!lpI5'Z&
6、 轴承30307的校核 ]91QZ~4a
1) 径向力 <I2ENo5?
2) 派生力 mvTp,^1
, 5a@9PX^.J
3) 轴向力 M=&,+#z<V
由于 , vGPsjxk&
所以轴向力为 , <Uj9~yVN]
4) 当量载荷 P zM yUv
由于 , , 8HZ+r/j
所以 , , , 。 %QGw`E
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 2P^qZDG 8I
5) 轴承寿命的校核 _/%,cYVc8!
III轴: Y6)o7t
7、 轴承32214的校核 )cP)HbOd=
1) 径向力 $?k]KD
2) 派生力 T*=*$%
3) 轴向力 q3h&V
由于 , U~"Y8g#qgy
所以轴向力为 , ,p(&G_
4) 当量载荷 :-Py0{s
由于 , , gGM QRRq
所以 , , , 。 1 JIU5u)
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 B@6L<oZ
5) 轴承寿命的校核 -}h^'#
键连接的选择及校核计算 rcMf1\
Kdp($L9r
代号 直径 Q@NFfJJ
(mm) 工作长度 ,5ZQPICF
(mm) 工作高度 kmt1vV.9
(mm) 转矩 |Nj6RB7
(N•m) 极限应力 BL_0@<1X
(MPa) Ov?J"B'F
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 p)?6#~9$
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 Myiv#rQ)
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 $8HiX6r
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 |m
?ZE:
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 ?7LvJ8
由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力为 ,所以上述键皆安全。 /"u37f?[^
连轴器的选择 ~eoM
2XlW
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 #+AQ:+
二、高速轴用联轴器的设计计算 Px
\cT
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , N1Ag.
计算转矩为 HBtk)
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5(GB4323-84) :Ez,GA k
其主要参数如下: qa
)BbK^i
材料HT200 xSK#ovH2
公称转矩 +?m.uY(
轴孔直径 , gC/ e]7FNr
轴孔长 , IY#:v%U
装配尺寸 FC,=g`Q!
半联轴器厚 C=r2fc~w
([1]P163表17-3)(GB4323-84 D5?8`U
m=
三、第二个联轴器的设计计算 p T 8?z
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , 3+>n!8x ;A
计算转矩为 }A24;'}
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) sEdz`F
其主要参数如下: 9 =;mY
材料HT200 c!4F0(n4
公称转矩 &o;0%QgF
轴孔直径 ~,HFd`
轴孔长 , mSxn7LG
装配尺寸 _f^KP@^j
半联轴器厚 ,=m.WmXE
([1]P163表17-3)(GB4323-84 w#9KtW,tt
减速器附件的选择 +hmFFQQ}
通气器 UPfO;Z`hJ
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 vv @m{,7#Y
油面指示器 x [FLV8`b|
选用游标尺M16 'Be'!9K*d
起吊装置 }bjZeh.
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 {G:y?q'z
放油螺塞 YS9RfK/
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 m,E$KHt (
润滑与密封 D%YgS$p[M$
一、齿轮的润滑 .Q*X5Fc
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。 uPA
(1
二、滚动轴承的润滑 oY18a*_>M1
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 A]/o-S_
三、润滑油的选择 -[V-f> :
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。 ump~)?_B
四、密封方法的选取 "n!yK
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。 cqNK`3:.j
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。 (8JU!lin
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 ~.m<`~u
设计小结 #dA$k+3
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。