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 :{s%=\k {d
设计任务书……………………………………………………1 n
[Xzo}
传动方案的拟定及说明………………………………………4 s#4ew}
电动机的选择…………………………………………………4 )L<?g!j~
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 L-C/Luws
传动件的设计计算……………………………………………5 G0QXf
轴的设计计算…………………………………………………8 /QXs-T}d
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 '?G[T28
键联接的选择及校核计算……………………………………16 3y=<w|4F
连轴器的选择…………………………………………………16 Q^Z<RA(C
减速器附件的选择……………………………………………17 [du>ff
润滑与密封……………………………………………………18 >3`ctbe
设计小结………………………………………………………18 |5IY`;+9
参考资料目录…………………………………………………18 gQh Ccv
机械设计课程设计任务书 2v9s@k/k)6
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 v^],loi<V
一. 总体布置简图 G#n^@kc*,
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 ]X:
rby$
二. 工作情况: oiv2rOFu
载荷平稳、单向旋转 %wjB)Mae
三. 原始数据 9U<)_E<y
鼓轮的扭矩T(N•m):850 lDJd#U'V
鼓轮的直径D(mm):350 *[xNp[4EU
运输带速度V(m/s):0.7 d0A\#H_&
带速允许偏差(%):5 BY4 R@)
使用年限(年):5 Iwt2}E(e
工作制度(班/日):2 { 1@4}R4
四. 设计内容 #HM\a
1. 电动机的选择与运动参数计算; 9<A\npD
2. 斜齿轮传动设计计算 8q~FUJhU
3. 轴的设计 )YnI!v2T
4. 滚动轴承的选择 ui56<gI-
5. 键和连轴器的选择与校核; LD~Jbq
6. 装配图、零件图的绘制 _.OMjUBZT
7. 设计计算说明书的编写 A:.IBctsd
五. 设计任务 {rb-DB-/5M
1. 减速器总装配图一张 G{f`K^
2. 齿轮、轴零件图各一张 :%uyy5AZ
3. 设计说明书一份 .hQ3A"
六. 设计进度 @r/Id{pCI
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 bL'#
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 Y-%l7GErhL
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 ?b@q5Y
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 g^z5fFLg/8
传动方案的拟定及说明 DYAwQ"i;6
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。
&6\r
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。 vzyN c'
电动机的选择 miG;]-"^
1.电动机类型和结构的选择 V<HOSB7
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。 %;<k(5bhGJ
2.电动机容量的选择 \Z\IK
1) 工作机所需功率Pw qD(fYOX{C
Pw=3.4kW lTV@b&
2) 电动机的输出功率 N;C"X4rV
Pd=Pw/η _Sly7_
η= =0.904 Ms:KM{T0
Pd=3.76kW 3yHb!}F
3.电动机转速的选择 n&0mz1rw
nd=(i1’•i2’…in’)nw 3@PUg(M
初选为同步转速为1000r/min的电动机 3R<ME c
4.电动机型号的确定 p|h.@do4
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 79{.O`v
计算传动装置的运动和动力参数 j}rgOz.
传动装置的总传动比及其分配 0a2$P+p
1.计算总传动比 _[}G(<
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为: u8-a-k5<
i=nm/nw 1P[I}GW#
nw=38.4 a1
46kq
i=25.14 lL:KaQ 0E
2.合理分配各级传动比 uQ[vgNe*m
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 9tzoris[~
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 U{T[*s
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 +=ZWau
各轴转速、输入功率、输入转矩 --in+
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 w8 ?Pb$Fe
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 l-<3{!
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 j>$=SMc
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 r/mA2
传动比 1 1 5 5 1 C6K|:IK{
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 g(-;_j!=
o,?!"*EP
传动件设计计算 K-2.E
1. 选精度等级、材料及齿数 0hrCG3k.91
1) 材料及热处理; v2/yw,
选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 i{TIm}_\
2) 精度等级选用7级精度; Zg)_cRR
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; dV5PhP>6
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° DNm(:%)0
2.按齿面接触强度设计 q%OcLZ<,
因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 &_"ORqn&
按式(10—21)试算,即 ad"'O]
dt≥ FovE$Dj]
1) 确定公式内的各计算数值 4=u+ozCG
(1) 试选Kt=1.6 ;Ay>+M2O
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 hMNJ'i}
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 bH'S.RWp=
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 ,9=gVW{
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa 6N9 c<JC
(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; c:=7lI
(7) 由式10-13计算应力循环次数 P7's8KOoS
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 &}vR(y*#c
N2=N1/5=6.64×107 tlDYk
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 y\^@p=e
(9) 计算接触疲劳许用应力 7)B&(2D&
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 |w=Ec#)t4
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa 9 wAA.
-"
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa mbF(tSy
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa *,"jF!C&[
2) 计算 |:./hdcad
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t 4F}Pu<;
d1t≥ = =67.85 ETM2p1ru0
(2) 计算圆周速度 6XdWm
v= = =0.68m/s '#O;mBPNi
(3) 计算齿宽b及模数mnt Dq?E\
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm GHv{
mnt= = =3.39 n%F-cw
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm ID)^vwn
b/h=67.85/7.63=8.89 `-4'/~G
(4) 计算纵向重合度εβ (jMtN?&0H-
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 DH:J
(5) 计算载荷系数K dw~[9oh
已知载荷平稳,所以取KA=1 T_eJ}(p
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, 5gSylts8
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 1hR
(N
由表10—13查得KFβ=1.36 &B}Lo
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 IrJ+Jov
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 @!e~G'j%VD
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 P^"R4T
d1= = mm=73.6mm d]8_l1O
(7) 计算模数mn b 8>q;
mn = mm=3.74 Gu5~DyT`G
3.按齿根弯曲强度设计 md?b*
由式(10—17 mn≥ [cDbaq,T
1) 确定计算参数 'fIHUw|
(1) 计算载荷系数 [q1Unm
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 Dv@PAnk3C
(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 e8oKn&
S`=n&'
(3) 计算当量齿数 k=?^){[We
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 EJ`Q8uz
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 |k6Ox*
(4) 查取齿型系数
rIVvO
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 q]TqI' o
(5) 查取应力校正系数 '99@=3AB:`
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 \QGa4_#
(6) 计算[σF] wZjlHe
σF1=500Mpa #1[z;Mk0
σF2=380MPa B52yaG8C
KFN1=0.95 sm
KFN2=0.98 fz3lR2~G
[σF1]=339.29Mpa *hF^fxLbl
[σF2]=266MPa vG~+r<:
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 ?eV_ACpZ8
= =0.0126 +%XnMl
= =0.01468 K\(6rS}N
大齿轮的数值大。 o&z!6"S<
2) 设计计算 d`Oe_<
mn≥ =2.4 !MoOKW
mn=2.5 qBYg[K>
4.几何尺寸计算 mw4JQ\
1) 计算中心距 4z_n4=
z1 =32.9,取z1=33 IE;\7r+h
z2=165 >
H BJk:
a =255.07mm \lEkfcc
a圆整后取255mm ,hWcytzEw
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 r+S;B[Vd
β=arcos =13 55’50” 9Kbw
GmSU
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 w{`Acu
d1 =85.00mm a8Uk[^5
d2 =425mm O9^T3~x[V
4) 计算齿轮宽度
WK==j1
b=φdd1 XQ?fJWLU
b=85mm )3%@9
B1=90mm,B2=85mm ,?(ciO)
5) 结构设计 % :/_ f
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。 8eJE>g1J
轴的设计计算 Ie@Jb{x
拟定输入轴齿轮为右旋 VI_+v[Hk/
II轴: ? %(spV
1.初步确定轴的最小直径 XA{F:%
d≥ = =34.2mm Od{jt7 <j#
2.求作用在齿轮上的受力 NYB "jKMk
Ft1= =899N % (<(Y
Fr1=Ft =337N dJi|D
Fa1=Fttanβ=223N; E'EcP4eL
Ft2=4494N aQUGNa0+d
Fr2=1685N 6G of.:"f
Fa2=1115N %dW%o{
3.轴的结构设计 kRlA4h1u_$
1) 拟定轴上零件的装配方案 ',)7GY/n~
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 68e[:wf
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 UpfZi9v?W
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 ('hT
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 CU$#0f>
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 >o/95xk2
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 q3h'l,
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (3;@^S4&w
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 BStk&b
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。 K_ke2{4Jm
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 |V|+lx'sc
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 N3%*7{X
9
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 3FNT|QF
6. VI-VIII长度为44mm。 %8r/oS
4. 求轴上的载荷 vFQ,5n;fF
66 207.5 63.5 )`+YCCa6F
Fr1=1418.5N |"]PCb)!
Fr2=603.5N >jTp6tu,
查得轴承30307的Y值为1.6 E[g*O5
Fd1=443N FTf<c0
Fd2=189N ,
ZFE(
因为两个齿轮旋向都是左旋。 7L3ik;>
故:Fa1=638N [4Q"#[V&9
Fa2=189N O !&,5 Dy
5.精确校核轴的疲劳强度 )T|L,Lp
1) 判断危险截面 Eu,`7iQ?(
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 ,6,]#R
:J
2) 截面IV右侧的 fex,z%}p
9P WY52!
截面上的转切应力为 Vf $Dnu@}z
由于轴选用40cr,调质处理,所以 )rm4cW_
([2]P355表15-1) ~*.-
a) 综合系数的计算 rs;r
$
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , k'3Wt*i
([2]P38附表3-2经直线插入) t ^SzqB
轴的材料敏感系数为 , , Z(GfK0vU
([2]P37附图3-1) RU#F8O
故有效应力集中系数为 s?C&s|'.
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , =#xK=pRy;
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) S\#1 7.=
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , D(]E/k@;~
([2]P40附图3-4) ej(ikj~j
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 J'T=q/
b) 碳钢系数的确定 DAO]uh{6
碳钢的特性系数取为 , Jn&7C
c) 安全系数的计算 #,NvO!j<4
轴的疲劳安全系数为 >BVoHt~;
故轴的选用安全。 k cuzB+
I轴: =O$M_1lp
1.作用在齿轮上的力 q_[G1&MC
FH1=FH2=337/2=168.5 \jU |(DE
Fv1=Fv2=889/2=444.5 kHK0(bYK
2.初步确定轴的最小直径 G}nO@
cr;`Tl~}s
3.轴的结构设计 ^Q}eatEn
1) 确定轴上零件的装配方案 4JyM7ePND}
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 s^8u&y)3
d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 R[B?C;+(O
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。 OFU/gaO~
f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。 MXtkP1A`
g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 `'S0*kMT
h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 !wz/cM;
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 K`-!uZW:B7
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 ~@W*r5/
2) 各段长度的确定 aHzHvl
各段长度的确定从左到右分述如下: /RnTQ4
a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 yYZxLJ='
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 ]/X(V|t
c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。 '@nbqM
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。 Vr.Y/3N&'
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。 G4 _,
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm KzUlTl0
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 D<$XyP
W=62748N.mm <If35Z)~
T=39400N.mm q8P.,%
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 }iB|sl2J
YX*x&5]lq
III轴 Y"g.IK`V
1.作用在齿轮上的力 r=.A'"Kf
FH1=FH2=4494/2=2247N XRN+`J
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N ~wm;;#_O
2.初步确定轴的最小直径 4'1m4Ugg
3.轴的结构设计 X;F8_+Np
1) 轴上零件的装配方案 Q,T"Zd Q
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ~Ou1WnmO
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII W!Gdf^Yy<
直径 60 70 75 87 79 70 w*9br SK
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 1 T<+d5[C
dq;|?ESP
5.求轴上的载荷 }n:?7
Mm=316767N.mm qy1F*kY
T=925200N.mm +0wT!DZW\=
6. 弯扭校合 &
WOiik
滚动轴承的选择及计算 am1[9g8L
I轴: {V19Zv"j
1.求两轴承受到的径向载荷 SymwAS+
5、 轴承30206的校核 :nN1e
1) 径向力 `O?T.p)
2) 派生力 ym,H@~
3) 轴向力 75T_Dx(H
由于 , E_z;s3AXQ
所以轴向力为 , `>(W"^
4) 当量载荷 eDI=nSo
由于 , , e> rRTN
所以 , , , 。 EI~"L$?
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 `$LWmm#
5) 轴承寿命的校核 Rgy-OA
II轴: BAj-akc f
6、 轴承30307的校核 ( lm&*tKm
1) 径向力 /'2O.d0}.
2) 派生力 ^jB8Q
, Psur a$:
3) 轴向力 @Hb'8F
由于 , 1F8 W9b^D
所以轴向力为 , u6V/JI}g
4) 当量载荷 eK_*2=;XRW
由于 , , OI1ud/>h
所以 , , , 。 %=we`&
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 pL=d% m.W
5) 轴承寿命的校核 -ezY= 0Q&
III轴: /
O/`<
7、 轴承32214的校核 B$3 ?K
1) 径向力 +6$g!S5{
2) 派生力 :AdDLpk3j
3) 轴向力 >>b3ZE|5
由于 , 5vAf7\*
所以轴向力为 , u=F+(NE"
4) 当量载荷 hf/2vt
m
由于 , , AUVgPXOwd
所以 , , , 。 k#Of]mXXz
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 >7`<!YJkK
5) 轴承寿命的校核 keW~ NM
键连接的选择及校核计算 sbkQ71T:
UUKP"
代号 直径 c3*t_!@oC
(mm) 工作长度 >SN|?|2U/
(mm) 工作高度 f %lD08Sl
(mm) 转矩 -!;l~#K=
(N•m) 极限应力 @ l1
(MPa) l\AMl
\
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 5J)=} e
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 w~_;yQ
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 J`q]6qf#
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 +;g{$da5
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 w;}@'GgL
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。 \$aF&r<R
连轴器的选择 4nH*Ui!T
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 M/?KV9Xk2
二、高速轴用联轴器的设计计算 tt?58dm|
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 , KTvzOI8
计算转矩为 J89Dul l
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) |4mpohX
其主要参数如下: 9][(Iu]h7
材料HT200 fP
tm0.r
公称转矩 i&njqK!wS
轴孔直径 , >&g}7d%
轴孔长 , ,uw132<b
装配尺寸 o-xDh7v
半联轴器厚 x\&`>>uA
([1]P163表17-3)(GB4323-84
;Sd\VR
三、第二个联轴器的设计计算 !3iGz_y
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 , svelYe#9z
计算转矩为 PiV7*F4qI.
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) jztq.2-c#
其主要参数如下: Q%/<ZC.Mz6
材料HT200 I/VxZ8T
公称转矩 2 oa#0`{
轴孔直径 O20M[_S
轴孔长 , Tmh(=
TB'
装配尺寸 _A<u#.yd
半联轴器厚 a9n^WOJ6
([1]P163表17-3)(GB4323-84 VL[R(a6c
<
减速器附件的选择 ;fw1
通气器 x}U8zt)yD3
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 *5zrZ]^
油面指示器 !zPG?q]3
选用游标尺M16 Lb{e,JH
起吊装置 M3p
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 =X?\MVWB
放油螺塞 SVjl~U-^
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 HL/bS/KX
润滑与密封 1h*)@
一、齿轮的润滑 "#v=IJy&r
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。 JKer//ng4
二、滚动轴承的润滑 ^8 ' sib
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 k5kdCC0FCk
三、润滑油的选择 $^&ig
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用L-AN15润滑油。 yCJ Fo
四、密封方法的选取 as=m`DqOh
选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 ^:9$@+a
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。 >0{S
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 7&KT0a*
设计小结 /h v4x9
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。