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 Z4lO?S5%J
设计任务书……………………………………………………1 t2lS
~l)
传动方案的拟定及说明………………………………………4 %HL*c=
电动机的选择…………………………………………………4
Y*UA,<-
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 oZAB _A)[-
传动件的设计计算……………………………………………5 (2=Zm@Zpf
轴的设计计算…………………………………………………8 L|,!?cSAT
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 +u3=dj"[
键联接的选择及校核计算……………………………………16 9T1ZL5
连轴器的选择…………………………………………………16 PbmDNKEh{
减速器附件的选择……………………………………………17 sJDas,7>
润滑与密封……………………………………………………18 <"_d]?,
设计小结………………………………………………………18 } q$ WvY/
参考资料目录…………………………………………………18 \ioH\9
机械设计课程设计任务书 ` eXaT8
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 Pqn@ST
一. 总体布置简图 `5C,N!d8X
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 /C6k+0ApMT
二. 工作情况: 3de_V|%
载荷平稳、单向旋转 #Jw1IcuH
三. 原始数据 =W"F[fD
鼓轮的扭矩T(N•m):850 ihfiK|a
鼓轮的直径D(mm):350 2n|K5FR()
运输带速度V(m/s):0.7 \Rp-;.I@6
带速允许偏差(%):5 x= 5N3[5
使用年限(年):5 D8xmE2%
工作制度(班/日):2 lGOgN!?i
四. 设计内容 smnSDS
1. 电动机的选择与运动参数计算; ]4pkcV
P
2. 斜齿轮传动设计计算 yI"6Da6|y
3. 轴的设计 0`[wpZ
4. 滚动轴承的选择 zlEX+=3
5. 键和连轴器的选择与校核; #':fkIYe'
6. 装配图、零件图的绘制 nuw70*ell
7. 设计计算说明书的编写 {PVW D7
五. 设计任务 }3OKC2K~
1. 减速器总装配图一张 f>N!wgo[
2. 齿轮、轴零件图各一张 3 yB!M
3. 设计说明书一份 `nZ )>
六. 设计进度 d%o&+l#
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 5.MGaU^Z$
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 zc;|fHW~O
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 )s%[T-uKi
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 TL}++e
7+
传动方案的拟定及说明 iT%} $Lu~
由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 p{j.KI s7
本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 c1E'$-
K@
电动机的选择 :R~MO&
1.电动机类型和结构的选择 ~x]jB
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。 bp~g;h*E2
2.电动机容量的选择 'LE=6{#
1) 工作机所需功率Pw `pGa~!vl
Pw=3.4kW /N&CaH\;^$
2) 电动机的输出功率 /\4'ddGU
Pd=Pw/η z}MP)|aH:
η= =0.904 r(RKwr:m
Pd=3.76kW T-U}QM_e
3.电动机转速的选择 Z)SY.iK.
nd=(i1’•i2’…in’)nw n6BQk2l
初选为同步转速为1000r/min的电动机 Ndi9FD3im
4.电动机型号的确定 -De9_0#R
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 !X;1 }
计算传动装置的运动和动力参数 7G/1VeVjB
传动装置的总传动比及其分配 /assq+H
1.计算总传动比 f)^_|8
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: n}!PO[m~
i=nm/nw AMyIAZnYq)
nw=38.4 w%JTTru
i=25.14 iqe%=%ZR
2.合理分配各级传动比 xUa{1!Y8
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 yFtd=AI'E
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 _s .G
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 pQtJc*[!
各轴转速、输入功率、输入转矩 #0y)U;dA+w
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 }MH0L#Tu
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 @CZT
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 /Sc l#4bW
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 id2j7|$,
传动比 1 1 5 5 1 yL2o}ZbS
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 Jc|6&
7Z-O_h3;)@
传动件设计计算 aPm`^
q
1. 选精度等级、材料及齿数 x6e}( &p*
1) 材料及热处理; {;:/-0s
选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 1ke g9]
2) 精度等级选用7级精度; l@\#Ywz
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; 6y9t(m
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° <cqbUL
2.按齿面接触强度设计 P8*=Ls+-F
因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 nh!a)]c[
按式(10—21)试算,即 iC98_o_9
dt≥ *rIk:FehLB
1) 确定公式内的各计算数值 4'!c*@Y
(1) 试选Kt=1.6 h3z{(-~y
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 'i4_`^:+
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 :uK?4
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 ihP|E,L=L
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa #nK>Z[
(6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa; %\H|B0
(7) 由式10-13计算应力循环次数 ](wvu(y\E
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8
/#VhkC _
N2=N1/5=6.64×107 }l],.J\BGX
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 H\:lxR^
(9) 计算接触疲劳许用应力 ,u`YT%&L
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 Pl"Nus
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa zY"1drE> G
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa ~==>pj
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa BE_ay-
2) 计算 .2v_H5<
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t 5`gQ~
d1t≥ = =67.85 .xH5fMj,"
(2) 计算圆周速度 /q5v"iX]T
v= = =0.68m/s RkBb$q9F]
(3) 计算齿宽b及模数mnt JQ6zVS2SSS
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm 9&` 2V
mnt= = =3.39 O0pDd4)"
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm NR5oIKP?
b/h=67.85/7.63=8.89 C86J
IC"
(4) 计算纵向重合度εβ i5K[>5
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 :=\Hoz
(5) 计算载荷系数K Te}8!_ohyC
已知载荷平稳,所以取KA=1 obNqsyc77R
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, /5:bvg+
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 l33Pm/V2?
由表10—13查得KFβ=1.36 hnc@
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 +(1zH-^.
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 !`M|C?b
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得
?l^1 *Q,
d1= = mm=73.6mm "vyNxZE
(7) 计算模数mn .[JYj(p
mn = mm=3.74 Ooq! 0g
3.按齿根弯曲强度设计
s8rE$
由式(10—17 mn≥ #~l(]h@
)
1) 确定计算参数 "huFA|`
(1) 计算载荷系数 oze&
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 T3pmVl
(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 B9H@e#[
bj"J'
(3) 计算当量齿数 G6FEp`
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 ?`#/ 8PN
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 30.@g[~
(4) 查取齿型系数 eK!V
);
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 Y~(Md@!0S
(5) 查取应力校正系数 FWHNj.r
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 vbD{N3p)?n
(6) 计算[σF] 8peDI7[|
σF1=500Mpa 2g>SHS@1>
σF2=380MPa Oms. e
KFN1=0.95 tGl;@V@Qj
KFN2=0.98 -cSP_1
[σF1]=339.29Mpa j(k:
@
[σF2]=266MPa %e(z/"M=`
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 Ts ^"xlK
= =0.0126 A' /KUi
= =0.01468 :C65-[PSdO
大齿轮的数值大。 cvfr)K[0
2) 设计计算 x\s|n{
mn≥ =2.4 ?hWwj6i&
mn=2.5 D6Goa(!9d
4.几何尺寸计算 c(n&A~*AJ%
1) 计算中心距 de;GrPLAi
z1 =32.9,取z1=33 0Emr<n
z2=165 Qe}`~a9P
a =255.07mm X90J!
a圆整后取255mm -:Ia^{YN
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 d)R:9M}v
β=arcos =13 55’50” j/nWb`#y
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 Wr3mQU
d1 =85.00mm N.]qU d
d2 =425mm \7l-@6'7
4) 计算齿轮宽度 g)_e]&
b=φdd1 zOqn<Y@
b=85mm d_)o
B1=90mm,B2=85mm G1"zElug
5) 结构设计 X(\fN[;
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。 we;G]`@?
轴的设计计算 Ar:*oiU
拟定输入轴齿轮为右旋 pSr{>;bN
II轴: nZ@&2YPlem
1.初步确定轴的最小直径 7"w2$*4 '0
d≥ = =34.2mm $;/}?QY(
2.求作用在齿轮上的受力 .$%Soyr?,
Ft1= =899N CFqJ/''
Fr1=Ft =337N %d>=+Ds[
Fa1=Fttanβ=223N; bX*Hi#J~A
Ft2=4494N {
Q`QX`#
Fr2=1685N =}v}my3y"
Fa2=1115N
mi)LP?q
3.轴的结构设计 Lv'D^'I
1) 拟定轴上零件的装配方案 ]Qfn(u=o
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 `KK>~T_$J
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 & M~`:R
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 ;zIP,PMM
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 @Q^P{
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 ZP;j9T!
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 p"FW&Q=PN
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 |kvC
H<F'
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 FFH_d <q
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。 F^5?\
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 :L1dyVA{
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 &/uu)v
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 pDh{Z g6t
6. VI-VIII长度为44mm。 i2sN3it
4. 求轴上的载荷 *r=:y{!Y d
66 207.5 63.5 awOd_![c'
Fr1=1418.5N SnFk>`
Fr2=603.5N 9(5OeH6o?
查得轴承30307的Y值为1.6 #%D_Y33;
Fd1=443N wmTq` XH)
Fd2=189N (d<4"!
因为两个齿轮旋向都是左旋。 ;[W"mlM
故:Fa1=638N )E,\H@A
Fa2=189N Rhe Re
5.精确校核轴的疲劳强度 -Y
H<
1) 判断危险截面 Ci<ATho
由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面 .9"Y_/0
2) 截面IV右侧的 3nu^l'WQ
qWx][D"
截面上的转切应力为 @EDs~ lPv
由于轴选用40cr,调质处理,所以 RgGyoZ
([2]P355表15-1) Z0*ljT5|
a) 综合系数的计算 Oer^Rk
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , 3Ezy %7
([2]P38附表3-2经直线插入) ~",`,ZXQy
轴的材料敏感系数为 , , V
hk_
([2]P37附图3-1) )DeA}e?F
故有效应力集中系数为 Cf:#(D
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , ]\xy\\b/`
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) qpsvi.S
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , TU GNq
([2]P40附图3-4) LK;k'IJ
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 4mHvgnT!WA
b) 碳钢系数的确定 .p=sBLp8
碳钢的特性系数取为 , E-{^E. w1
c) 安全系数的计算 X5`A GyX
轴的疲劳安全系数为 N*`b%XGn3
故轴的选用安全。 Ga^Zb^y
I轴: Udc=,yo3Qm
1.作用在齿轮上的力 \|U l]1pO8
FH1=FH2=337/2=168.5 24/XNSE,-
Fv1=Fv2=889/2=444.5 fnNYX]_bk
2.初步确定轴的最小直径 IZm(`b;t^
jC3Vbm&ZZ
3.轴的结构设计 ~\cO"(y5:O
1) 确定轴上零件的装配方案 g(Io/hyj
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ZWm8*}3]7_
d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 A)~X,
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。 PI~1GyJr@;
f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。 0V{(Ru.O
g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 d~?X/sJ t
h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 vNeCpf
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 =1u@7Bh
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 h@@nR(<i
2) 各段长度的确定 =fYL}m5E
各段长度的确定从左到右分述如下: AxZD-|.
a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 #!9S}b$
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 &tZG
@
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。 xy<`#
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。 ] )"u+
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。 -\y-qHgb/
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm 3GmeD/6
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 Y'u7 IX}
W=62748N.mm cDoo*
T=39400N.mm ,j?.4{rHJ
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 p)=~% 7DV
0}:2Q#
III轴 c=;:R0_'t
1.作用在齿轮上的力 -wv6s#"u
FH1=FH2=4494/2=2247N QeDQo
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N NB7Y{)
w
2.初步确定轴的最小直径 K YkS9_yF
3.轴的结构设计 HJC(\\~
1) 轴上零件的装配方案 \NGC$p n
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ?|1Mv1C?
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII ;ml
3
直径 60 70 75 87 79 70 CAU0)=M
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 `' 153M]
W{5:'9,
5.求轴上的载荷 bpkwn<7-
Mm=316767N.mm yfDAk46->6
T=925200N.mm 6 8iV/7
6. 弯扭校合 ]O`
{dnP
滚动轴承的选择及计算 <X_!x_x
I轴: Fa epDjY8
1.求两轴承受到的径向载荷 Gs*G<P"
5、 轴承30206的校核 cM&2SRBZ
1) 径向力 &6j<c a
2) 派生力 fRvAKz|rL
3) 轴向力 !'f3>W\
由于 , e/8z+H^H
所以轴向力为 , OI0B:()
4) 当量载荷 k{AyD`'Q
由于 , , !$g+F(:(c
所以 , , , 。 }Z`(aDH
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 B(DrY1ztj
5) 轴承寿命的校核 s-W[.r|
II轴: D\~e&0*
6、 轴承30307的校核 _Hd{sd#xX1
1) 径向力 [Qdq}FYr
2) 派生力 gr-x|wK
, @4!x>q$3
3) 轴向力 %@R~DBS
由于 , >~\w+^2f8
所以轴向力为 , l+wc'=]
4) 当量载荷 3"UsZyN:
由于 , , ]bgY6@M
所以 , , , 。 }E}8_8T6
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 &*&?0ov^"
5) 轴承寿命的校核 "Jy~PcJZ1
III轴: [<wbbvXR
7、 轴承32214的校核 =C
f(B<u
1) 径向力 me\cLFw
2) 派生力 &kQ!KA28
3) 轴向力 Ra3ukYG[
由于 , 8@M'[jT
所以轴向力为 , m=b~i^@
4) 当量载荷 A%vsno!
由于 , , @("}]/O
V:
所以 , , , 。 *mBJ?{ !
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 }~o
ikN:
5) 轴承寿命的校核 (\dK4JJ
键连接的选择及校核计算 ACV ek
qd!#t]
代号 直径 ?A7Yk4Y.?N
(mm) 工作长度 q2_`v5t
(mm) 工作高度 ex?\c"
(mm) 转矩 LQ-6vrbs
(N•m) 极限应力 c Cxi{a1uo
(MPa) u{bL-a8}
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 .dI)R40L/\
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 nd+?O7~}(
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 F*
#h9
Y
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 Cj&$%sO1
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 w}M3x^9@
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。
m1.B\~S3
连轴器的选择 FBsn;,3<W
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 Zj-BuE&@f
二、高速轴用联轴器的设计计算 [U_[</L7
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 , gKL1c{BV
计算转矩为 Yb=6C3l@
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) qa}>i&uO
其主要参数如下: C=VIT*=
材料HT200 CW:gEm+
公称转矩 4^Ow^7N?
轴孔直径 , 8mgQu]>
轴孔长 , 4YJ=q% G
装配尺寸 aed+C:N
半联轴器厚 ygvzdYd
([1]P163表17-3)(GB4323-84 9NWloK6bT
三、第二个联轴器的设计计算 fW~*6ln
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 , VjTe4$ *
计算转矩为 abZdGnc
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) O3!d(dY=_
其主要参数如下: r] t )x*
材料HT200 U1Yo7nVf
公称转矩 >QI~`MiI
轴孔直径 m1e b8yX
轴孔长 , f[qPG&
装配尺寸 Z5>V{o
半联轴器厚 n(jjvLf
([1]P163表17-3)(GB4323-84 nC~fvyd<P
减速器附件的选择 8^w/HCC8O
通气器 y`b\;kd
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 >38
Lt\
油面指示器 C|6{fd4?
选用游标尺M16 ,#aS/+;[)
起吊装置 Bn-J_-%M
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 >Zdi5')
5
放油螺塞 d_iY&-gq/
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 pAg$oe#
润滑与密封 l<2oklo5
一、齿轮的润滑 g9qC{xd
采用浸油润滑,由于低速级周向速度为,所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径,取为35mm。 Q>IH``1*e
二、滚动轴承的润滑 6{7 3p@
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 gUGOHd(A
三、润滑油的选择 QUPf*3Oy
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用L-AN15润滑油。 !~d'{sy6
四、密封方法的选取 ;\s~%~\
选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 M]B3vPA/v
密封圈型号按所装配轴的直径确定为(F)B25-42-7-ACM,(F)B70-90-10-ACM。 Uk02IOXQ
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 x(vai1CrdH
设计小结 cno;>[$
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。