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 '7XIhN9
设计任务书……………………………………………………1 RzWXKBI\E]
传动方案的拟定及说明………………………………………4 Y "/]|'p
电动机的选择…………………………………………………4 o!)3?
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 ^]TVo\,N
传动件的设计计算……………………………………………5 8F'x=lIO
轴的设计计算…………………………………………………8 I:mr}mv=i
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 Hy^N!rBxfO
键联接的选择及校核计算……………………………………16 17`1SGZ
连轴器的选择…………………………………………………16 ZIQ
[bE7
减速器附件的选择……………………………………………17 y&V@^"`
润滑与密封……………………………………………………18 =3L;Z[^9
设计小结………………………………………………………18 ]*AR,0N&
参考资料目录…………………………………………………18 ?#fu.YE\
机械设计课程设计任务书 p6;OL@\~
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 H '
一. 总体布置简图 DQr Y*nH
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*_cPU0~m
二. 工作情况: Q\ 0cvmU
载荷平稳、单向旋转 [n:<8ho
三. 原始数据 ME*LHr,
鼓轮的扭矩T(N•m):850 g"}%2~Urf
鼓轮的直径D(mm):350 k7T`bYv
运输带速度V(m/s):0.7 U
H*r5o3
带速允许偏差(%):5 c-(UhN3WG
使用年限(年):5 Dy:|g1>
工作制度(班/日):2 |aVn&qK
四. 设计内容 (jAg_$6
1. 电动机的选择与运动参数计算; ?vbvBu{a
2. 斜齿轮传动设计计算 `Tv[DIVW
3. 轴的设计 njputEGX
4. 滚动轴承的选择 T( U_
5. 键和连轴器的选择与校核; vkri+:S3
6. 装配图、零件图的绘制 ++`0rY%
7. 设计计算说明书的编写 5:KQg
五. 设计任务 'F9 jq
1. 减速器总装配图一张
Pu" P9
2. 齿轮、轴零件图各一张 }f6HYU
3. 设计说明书一份 Xg;}R:g '
六. 设计进度 \RC'XKQ*n
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 ?gt l )q
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 *^VRGfpb
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 \D*KGd]M0
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 [q8 P~l
传动方案的拟定及说明 hYG6 pTCb
由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 `T5W}p[6
本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 RwpdRBb
电动机的选择 L?mrbay
1.电动机类型和结构的选择 lww!-(<ww
因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。
CDK5
2.电动机容量的选择 l*d(;AR
1) 工作机所需功率Pw Ws|j#X<
Pw=3.4kW ] Zy5%gI
2) 电动机的输出功率 1SCR.@k<
Pd=Pw/η gc-@"wI?
η= =0.904 *Doa*wQ
Pd=3.76kW of%Ktm5Qi
3.电动机转速的选择 CVL3VT1j0
nd=(i1’•i2’…in’)nw #W4dkCd(pF
初选为同步转速为1000r/min的电动机 \o*5
4.电动机型号的确定 BBwy,\o#
由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求 U`, 6 * MS
计算传动装置的运动和动力参数 |B.Y6L6l
传动装置的总传动比及其分配 ~j}cyHg
1.计算总传动比 g| I6'K!<
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为: :VRNs
i=nm/nw JfLqtXF[&"
nw=38.4 0"
i=25.14 mwHB(7YS,
2.合理分配各级传动比 jaII r06
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 PNgY>=Y
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 K*LlW@
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 :LF?
各轴转速、输入功率、输入转矩 DgId_\Ze
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 %)zodf
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 `yrB->|vG
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 qr"3y
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 ;g+N&)n
传动比 1 1 5 5 1 S9]'?|
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 cQCSe,$ W
4i)1'{e
传动件设计计算 I_}SB|
1. 选精度等级、材料及齿数 %Nlt H/I
1) 材料及热处理; ^c"jH'#.L
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。 vdivq^%=a
2) 精度等级选用7级精度; bnf'4PAt
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; i[7\[
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° `2("gUCm
2.按齿面接触强度设计 Rr&h!YMb
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 UZ\u;/}
按式(10—21)试算,即 fphv
dt≥ >%}C^gu)
1) 确定公式内的各计算数值 YxYH2*q@
(1) 试选Kt=1.6 x kx^%3dV
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 @vC4[:"pD}
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 FH?U(-
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 +"\sc;6m.
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa nv*FT
(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; Gw/Pk4R
(7) 由式10-13计算应力循环次数 36}?dRw#p
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 4Tb
#fH%
N2=N1/5=6.64×107 2VmNZ{<
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 oK6tTK
(9) 计算接触疲劳许用应力 eenH0Ovv
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 |mxDjgq
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa aL+
o /
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa 44ek
IV+?
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa ?PuBa`zDE
2) 计算 ZCMw3]*
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t h5*JkRm
d1t≥ = =67.85 !"?#6-,Xn
(2) 计算圆周速度 q6McG HT
v= = =0.68m/s `uv2H$
(3) 计算齿宽b及模数mnt b[r8e
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm Q|S.R1L^
mnt= = =3.39 B3pCy~*5
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm "h{q#~s
b/h=67.85/7.63=8.89 ! E<[JM
(4) 计算纵向重合度εβ q<xCb%#Jl
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 =)0,#9k U]
(5) 计算载荷系数K *v;2PP[^
已知载荷平稳,所以取KA=1 'nzg6^I7g
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, h]IxXP?h[
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 zqim R#u
由表10—13查得KFβ=1.36 Xb|:vr\v
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 LM:vsG
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 K[I=6
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 27eooY1
d1= = mm=73.6mm /hr7NT{e%v
(7) 计算模数mn f',Op1o
mn = mm=3.74 }*M6x;t
3.按齿根弯曲强度设计 <T` 7%$/E
由式(10—17 mn≥ ne>pOK<vZ
1) 确定计算参数 ;5]Lf$tZ
(1) 计算载荷系数 ,`'Qi%O
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 zJq~!#pZ
(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 q }i]'7
7x"R3
(3) 计算当量齿数 z Xg3[orF
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 \r/rBa\
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 3@etRd;]Kr
(4) 查取齿型系数 #{\J
Nb+w%
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 CuaVb1r
(5) 查取应力校正系数 JrJo|0Q
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 jZu[n)u'C
(6) 计算[σF] m(r,Acy6
σF1=500Mpa -$pzl,^ h
σF2=380MPa lEH65;Nh*
KFN1=0.95 66g9l9wm(
KFN2=0.98 td(li.,
[σF1]=339.29Mpa F~,Mw8
[σF2]=266MPa }z eO]"`
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 ,82S=N5V!
= =0.0126 ^=GC3%
J
= =0.01468 rJ`!: f
大齿轮的数值大。 wg9t)1k{e
2) 设计计算 +5w))9@
mn≥ =2.4 n<Z({\9&H
mn=2.5 cVXLKO
4.几何尺寸计算 @CpfP;*{w`
1) 计算中心距 RVZ")Z(
z1 =32.9,取z1=33 vDp8__^
z2=165 S ^!n45l
a =255.07mm ~8PZ5;g
a圆整后取255mm \Z?9{J
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 prWk2_D;*
β=arcos =13 55’50” w;%.2VJ
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 f/ U`
d1 =85.00mm sfpZc7
d2 =425mm QJZK|*
4) 计算齿轮宽度 x)
,eI'mf
b=φdd1 57'*w]4f
b=85mm G~F b
B1=90mm,B2=85mm Q7HRzA^-
5) 结构设计 Uf1!qP/H?
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 ~k"=4j9
轴的设计计算 B al`y
拟定输入轴齿轮为右旋 aHV;N#Lx3
II轴: ?k+xSV
1.初步确定轴的最小直径 +cJL7=V&
d≥ = =34.2mm 0CWvYC%e
2.求作用在齿轮上的受力 1jx:;j
Ft1= =899N -"R2
Fr1=Ft =337N 4R#chQ
Fa1=Fttanβ=223N; A`N,
Ft2=4494N iJ ($YvF4
Fr2=1685N Z-$[\le
Fa2=1115N Fe# 1
3.轴的结构设计 h&M{]E9=
1) 拟定轴上零件的装配方案 3$9s\<j
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 ]{sU&GqBLe
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 =Z{O<xw'
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 ?1*cO:O
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 ^-TE([ bW
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 r7RIRg_
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 ;@0;pY
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 /}((l%U E.
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 #%pI(,o=
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。 J-[,KME_^
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 kGH }[w
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 ]vz%iv_
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 ,cXD.y
6. VI-VIII长度为44mm。 C1V|0hu
4. 求轴上的载荷 2+RUTOv/d
66 207.5 63.5 kYM~d07 V
Fr1=1418.5N `jDTzhO~
Fr2=603.5N _jvxc'6
查得轴承30307的Y值为1.6 /{EP*,/*
Fd1=443N o5u3Fjz3
Fd2=189N >Ifr [
因为两个齿轮旋向都是左旋。 6gkV*|U,e
故:Fa1=638N {yBs7[Wn
Fa2=189N kS %Ydy#:'
5.精确校核轴的疲劳强度 TCMCK_SQL
1) 判断危险截面 >>QY'1Eu
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 l94b^W}1)W
2) 截面IV右侧的 HNb/-e ,"
~Sdb_EZ
截面上的转切应力为 :W"~
{~#?
由于轴选用40cr,调质处理,所以 aKJwofD
([2]P355表15-1) R]JT&p|w.1
a) 综合系数的计算 vRznw&^E
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , }V'}E\\
([2]P38附表3-2经直线插入) aJSO4W)P
轴的材料敏感系数为 , , q?Cnav`DY
([2]P37附图3-1) H!@kO]?n
故有效应力集中系数为 rExnxQ<e
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , xn?a. 3b'
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) ?'IP4z;y
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , EHSlK5bD,
([2]P40附图3-4) DMs,y{v
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 $ux,9H'[
b) 碳钢系数的确定 a f6M,{F
碳钢的特性系数取为 , #9=Vg
c) 安全系数的计算 pXtl
6K%
轴的疲劳安全系数为 #./fY;:cj
故轴的选用安全。 CYt?,qk-r
I轴: >R|/M`<ph
1.作用在齿轮上的力 J;S
(>c
FH1=FH2=337/2=168.5 *}Xf!"I#]N
Fv1=Fv2=889/2=444.5 M+-*QyCFK
2.初步确定轴的最小直径 4M^=nae
ke!?BZx
3.轴的结构设计 BIH-"vTy
1) 确定轴上零件的装配方案 SbcS]H5Sk
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ]yV!
d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 J f@H/luW
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。 [.K1iZyTi
f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。 &g#@3e1>
g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 *=) cQeJ
h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 1kz\IQ{
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 md+nj{Ib
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 SP@ >vl+;
2) 各段长度的确定 V#v`(j%
各段长度的确定从左到右分述如下: YP
6`L
a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 8bxfj<O,
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 L]yS[UN$
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。 j*d
yp
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。 6o^,@~:R
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。 o5d%w-'
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm ^0Zf,40
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 W,D4.w$@'
W=62748N.mm qjc8fP2
T=39400N.mm e4-@f%5
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 .GbX]?dN
'-QwssE
III轴 ~Cbc<[}
1.作用在齿轮上的力 $Y;U[_l#
FH1=FH2=4494/2=2247N #akpXdXs
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N FSP+?((
2.初步确定轴的最小直径 {]*c29b>
3.轴的结构设计 phQUD
1) 轴上零件的装配方案 Y1L[;)H n
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 16w|O|^<
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII {SOr#{1z*
直径 60 70 75 87 79 70 ``V"
D
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 !]42^?GH
SII;n2[Ze
5.求轴上的载荷 v>:Ur}u!D
Mm=316767N.mm d^@ dzNv
T=925200N.mm j_/>A=OD
6. 弯扭校合 Ac96
[
滚动轴承的选择及计算 4hO!\5-w:
I轴: 7jxslI&F
1.求两轴承受到的径向载荷 $:BKzHmg
5、 轴承30206的校核 x`U^OLV
1) 径向力 QFE:tBHe
2) 派生力 .rO]M:UY
3) 轴向力 QaS1Dh
由于 , 2^Eg9y'
所以轴向力为 , #[,IsEpDO1
4) 当量载荷 # Nk;4:[
由于 , , cIUHa
所以 , , , 。 5rwu!Y;7*
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 +"x,x
5) 轴承寿命的校核 neB\q[k
II轴: t=rEt>n~L
6、 轴承30307的校核 \"qY "V
1) 径向力 "76]u)
2) 派生力 `
w=>I
, 2-&k^Gl!:
3) 轴向力 \@WDV
由于 , "
f
<Z=c
所以轴向力为 , pyH:#5
4) 当量载荷 c*(bO3 b
由于 , , -5
RD)(d
所以 , , , 。 $g@=Z"
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 _7<FOOM%8y
5) 轴承寿命的校核 "&%I)e^
III轴: 8R2QZXJb-
7、 轴承32214的校核 RtGWG*v4]
1) 径向力 1Y/s%L
2) 派生力 a<@1-j<
3) 轴向力 zxJ]"N
由于 , m/Oh\KlIl
所以轴向力为 , }d&_q7L@@6
4) 当量载荷 <_h~w}
由于 , , F{Z~ R
所以 , , , 。 0QFS
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 ?Q sQnQ
5) 轴承寿命的校核 QU4h8}$
键连接的选择及校核计算 8hXl%{6d3
Fa?~0H/DL
代号 直径 :S.9eFfa
(mm) 工作长度 a,xycX:U
(mm) 工作高度 j`oy`78O
(mm) 转矩 6tX q:
(N•m) 极限应力 !i{aMxUP
(MPa) mIurA?&7!
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 N2B|SO''
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 0vFD3}~>
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 L\Aq6q@c
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 Y?S!8-z
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 jB`,u|FG
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。 wr5AG<%(
连轴器的选择 E7NV ^4h
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 @AGn{q
二、高速轴用联轴器的设计计算 r) HHwh{9
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 , i8`Vv7LF
计算转矩为 M1 :uJkO.
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) mZk]l5Lc
其主要参数如下: l H#u
材料HT200
>[MX:Yh
公称转矩 +Fuqchjq
轴孔直径 , P=7zs;k
轴孔长 , os,* 3WO
装配尺寸 >XK
PTC5H
半联轴器厚 ;hYS6
([1]P163表17-3)(GB4323-84 Rd2qe /
三、第二个联轴器的设计计算 `Zf^E
>)
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 , |y&*MTfV4L
计算转矩为 6""G,"B
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) aIJt0;
其主要参数如下: hHN'w73z
材料HT200 61.Brp.eP
公称转矩 !6BW@GeF]
轴孔直径 #i@;J]x(
轴孔长 , ^c<ucv6.
装配尺寸 ;-9=RI0
半联轴器厚 8C[C{qOJ
([1]P163表17-3)(GB4323-84 GKOD/,
减速器附件的选择 vtw6FX_B
通气器 D&/kCi= R
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 `!XY]PI+e
油面指示器 A9f)tqbc
选用游标尺M16 +g` 'J$
起吊装置 #z&&M"*a|
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 r
YogW!
放油螺塞 q;QbUO
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 U@gn;@\
润滑与密封 E5)b
一、齿轮的润滑 )Gj8X}DM
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。 "l*Pd$sr
二、滚动轴承的润滑 Anscr
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 OZx
W?wnd
三、润滑油的选择 aa?w:3
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用L-AN15润滑油。 :E_g"_
四、密封方法的选取 s>0't
选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 l;JA8o\x
密封圈型号按所装配轴的直径确定为(F)B25-42-7-ACM,(F)B70-90-10-ACM。
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轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 p;._HJ(
设计小结 33#0J$j7
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。