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 t@;p
设计任务书……………………………………………………1 Izc\V9+
传动方案的拟定及说明………………………………………4 .P]+? %&
电动机的选择…………………………………………………4 C )
s5D
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 n@i HFBb
传动件的设计计算……………………………………………5 -2[a2^a'
轴的设计计算…………………………………………………8 Zi
i
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 & .j&0WE
键联接的选择及校核计算……………………………………16 Fm 2AEs\
连轴器的选择…………………………………………………16 w9imKVry
减速器附件的选择……………………………………………17 pv&sO~!iC
润滑与密封……………………………………………………18 3hH<T.@)
设计小结………………………………………………………18 V!=,0zy~Z
参考资料目录…………………………………………………18 B 3I`40#
机械设计课程设计任务书 B9 uoVcW
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 0d&6lqTo
一. 总体布置简图 / SB;Von
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
(ZizuHC
二. 工作情况: Vb_4f"
载荷平稳、单向旋转 BU_nh+dF
三. 原始数据 T^KKy0ZGM
鼓轮的扭矩T(N•m):850 ^x,YW]AS}
鼓轮的直径D(mm):350 cT,sh~-x,
运输带速度V(m/s):0.7 2zb"MEOS5
带速允许偏差(%):5 Il'fL'3
使用年限(年):5 ~
7s!VR
工作制度(班/日):2 * u>\57W
四. 设计内容 Gd=RyoJl
1. 电动机的选择与运动参数计算; AkV#J,
3LC
2. 斜齿轮传动设计计算 vE?G7%,
3. 轴的设计 D>q9 3;p
4. 滚动轴承的选择 4HlQ&2O%#
5. 键和连轴器的选择与校核; 3 0H?KAV
6. 装配图、零件图的绘制 H
<l7ZS:
7. 设计计算说明书的编写 eauF~md,
五. 设计任务 4[eXe$
1. 减速器总装配图一张 +<C!U'
2. 齿轮、轴零件图各一张 6&x@.1('z
3. 设计说明书一份 /4Gt{ygSr
六. 设计进度 fZF@k5*\
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 ez$(c
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 %h@EP[\
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 bAMdI 5Zk?
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 T~e.PP
传动方案的拟定及说明 K0>zxqY
由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 ":ue-=&M
本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 V,njO{Q
电动机的选择 g-
gV2$I
1.电动机类型和结构的选择 02^ rV*re
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。 4r}51 N\
2.电动机容量的选择 (9a^$C*
1) 工作机所需功率Pw 7[)E>XRE
Pw=3.4kW e^voW"?%
2) 电动机的输出功率 /N{*"s2)
Pd=Pw/η z{QqY.Gu{G
η= =0.904 GbI/4<)l}
Pd=3.76kW gbA_DZ
3.电动机转速的选择 %N._w!N<5n
nd=(i1’•i2’…in’)nw $&c*'3
初选为同步转速为1000r/min的电动机 ^2rN>k,?
4.电动机型号的确定
J&_n9$
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 PJ#,2=n~
计算传动装置的运动和动力参数 ,P0) 6>
传动装置的总传动比及其分配 wCBplaojJ
1.计算总传动比 |G<|F`Cj
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: f o3}W^0
i=nm/nw ~}
~4
nw=38.4 P%n>Tg80M
i=25.14 $`8wJf9@w
2.合理分配各级传动比 8oGRLYU N
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 307I$*%W
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 QT}tvm@PMq
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 HzsdHH(J
各轴转速、输入功率、输入转矩 [-w%/D%@
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 %]i15;{X
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 h";L
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 c71y'hnT
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 "[N!m1i:{
传动比 1 1 5 5 1 {!`6zBsP
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 x+]"
2~V*5~fb
传动件设计计算 Fr-SvsNFB
1. 选精度等级、材料及齿数 uY*L,j^)
1) 材料及热处理; U<XG{<2
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。 zt%Mx>V@
2) 精度等级选用7级精度; >\8+:oS^
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; LzL
So"n
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° 8P`"M#fI
2.按齿面接触强度设计 *
y,v}-
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 !,PWb3S
按式(10—21)试算,即 XWw804ir
dt≥ !VpoZ
1) 确定公式内的各计算数值 :(%5:1W
(1) 试选Kt=1.6 j8gdlIx
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 iy"*5<;*DD
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 '+
?X
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 mE[y SrV
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa O/LXdz0B
(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; eS!/(#T
(7) 由式10-13计算应力循环次数 ;*J
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 7HWmCaa[
N2=N1/5=6.64×107 pR_9NfV{
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 wIgS3K
(9) 计算接触疲劳许用应力 Ys7]B9/1O
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 p
ll)Y
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa $cgcX
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa "N#Y gSr
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa H?w6C):]
2) 计算 dr"1s-D4IQ
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t |j|rS5
d1t≥ = =67.85 D_MmW
(2) 计算圆周速度 ~#/
v= = =0.68m/s 1~gCtBRM
(3) 计算齿宽b及模数mnt HOi`$vX}N
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm wuBPfb
mnt= = =3.39 Y-9I3?ar
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm ry]l.@o;
b/h=67.85/7.63=8.89 A%vbhD2;W
(4) 计算纵向重合度εβ Ort(AfW
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 kx CSs7J/
(5) 计算载荷系数K Rb;'O89Hj@
已知载荷平稳,所以取KA=1 @VI@fN
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, I+(nu47ZT
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 ^rz_f{c]-
由表10—13查得KFβ=1.36 N>E_%]C h
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 i~72bMwsA
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 jWgX_//!
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 ~"bVL[
d1= = mm=73.6mm kGJC\{N5N
(7) 计算模数mn O0:q;<>z
mn = mm=3.74 CGFDqCNr-
3.按齿根弯曲强度设计 `@%LzeGz
由式(10—17 mn≥ 7$#u
1) 确定计算参数 (?];VG
(1) 计算载荷系数 y>LBl]
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 Lj7AZ|k
(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 &3&HY:yF
F[MFx^sT{
(3) 计算当量齿数 eH,or ,r
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 z!\*Y
=e
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 v^PO|Z
(4) 查取齿型系数 #z42C?V
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 "jCu6Rj d
(5) 查取应力校正系数 !~Z"9(v'C
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 m+9#5a-
(6) 计算[σF] 0"#HJA44
σF1=500Mpa q\)-BXw:
σF2=380MPa Zd&S@Z
KFN1=0.95 kT=8e;K
KFN2=0.98 2zpr~cB=
[σF1]=339.29Mpa ,,TnIouy
[σF2]=266MPa M%#e1"n
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 Va8&Z
= =0.0126 x^CS"v7
= =0.01468 Y*hCMy;
大齿轮的数值大。 -qoH,4w
2) 设计计算 '>"
4
mn≥ =2.4 s^SJY{
mn=2.5 /RF7j;
4.几何尺寸计算 ce(#2o&`
1) 计算中心距 N g,j#
z1 =32.9,取z1=33 M=Wz
z2=165 QW"! (`K
a =255.07mm +[P{&\d4}
a圆整后取255mm {Ha57Wk8D
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 \v/[6&|X0s
β=arcos =13 55’50” xC?h2hIt
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 @PU [:;
d1 =85.00mm r*Xuj=
d2 =425mm _*zt=zn>
4) 计算齿轮宽度 _4f;<FL
b=φdd1 hOeRd#AQK
b=85mm nDW9NQ
B1=90mm,B2=85mm D,6:EV"sa
5) 结构设计 /O9EQ Pm(
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。 @XVTU
轴的设计计算 cnLro
拟定输入轴齿轮为右旋 Wjc'*QCPl
II轴: tVjsRnb{
1.初步确定轴的最小直径 d'2A,B~_*
d≥ = =34.2mm (w{j6).3Dj
2.求作用在齿轮上的受力 y}H!c;
Ft1= =899N qWw=8Bq
Fr1=Ft =337N wS*E(IAl
Fa1=Fttanβ=223N; )X!,3Ca{43
Ft2=4494N (#'>(t(4
Fr2=1685N /j^
Fa2=1115N K%d&EYoW]
3.轴的结构设计 =QsYXK7Mn4
1) 拟定轴上零件的装配方案 :pUtSs7p}
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 h$*!8=M
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 [gB+C84%%
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 =#\:}@J5I
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 +q oRP2
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 7Ix973^
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 CWlw0X
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Z}QB.$&
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 Yz b XuJ4
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。 :-'qC8C
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 7 3m1
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 ceV}WN19l
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 #`IN`m|
6. VI-VIII长度为44mm。 O84i;S+-p
4. 求轴上的载荷 xA/D'
66 207.5 63.5 `9 L>*
Fr1=1418.5N v1[29t<I!
Fr2=603.5N 9iq_rd]
查得轴承30307的Y值为1.6 6 r"<jh #
Fd1=443N `]X>V,
Fd2=189N kl`W\t F
因为两个齿轮旋向都是左旋。 ,)XLq8
故:Fa1=638N PdCEUh\>y
Fa2=189N 8RX&k
5.精确校核轴的疲劳强度 /\Ef%@
1) 判断危险截面 Z7#+pPt!
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 99S^f:t
2) 截面IV右侧的 :0ep(<|;
IU[ [H#
截面上的转切应力为 <!+Az,-
由于轴选用40cr,调质处理,所以 G#CXs:1pd+
([2]P355表15-1) k\IbIv7?i
a) 综合系数的计算 s>en
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , RpK@?[4s
([2]P38附表3-2经直线插入) R2;
轴的材料敏感系数为 , , O}P`P'Y|'
([2]P37附图3-1) w@pPcZ>z/
故有效应力集中系数为 gSgr6TH0
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , ;,TFr}p`
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) 7"##]m.
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , nEfK53i_
([2]P40附图3-4) GmG5[?)
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 %*U'@r(A
b) 碳钢系数的确定 phK/
碳钢的特性系数取为 , 4JEpl'5^Q
c) 安全系数的计算 F:VIzyMq<
轴的疲劳安全系数为 #QPjkR|\
故轴的选用安全。 <GJbmRc|
I轴: p 'k0#R$
1.作用在齿轮上的力 -} +[
FH1=FH2=337/2=168.5 2/f}S?@
Fv1=Fv2=889/2=444.5 : +u]S2u{
2.初步确定轴的最小直径 z{6Z
11|
9ati`-y2
3.轴的结构设计 H.;Q+A,8^
1) 确定轴上零件的装配方案 q| 7(
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ':q p05t
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。 GB^B r6
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。 edD)TpmE,
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。 so;
]&
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。 CAlCDfKW}
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。 ye97!nIg@
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 Lr+$_ t}r
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 Y@v>FlqI{
2) 各段长度的确定 =%7-ZH9
各段长度的确定从左到右分述如下: +mPx8P&%
a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 ^pS~Z~[d/
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 TrNF=x>
c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。 yVfC-Z
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。 TzZq(?V
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。 ni<(K
0~
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm [WJ+h~~
o
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 7^285)UQA
W=62748N.mm *Ly6`HZ9
T=39400N.mm [7-?7mp!B
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 3^ClAE"8
l}h!B_P'
III轴 dQvcXl]
1.作用在齿轮上的力 [Pp'Ye~K@c
FH1=FH2=4494/2=2247N =D(j)<9$A
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N MA\V[32H
2.初步确定轴的最小直径 [UR-I0 s!/
3.轴的结构设计 JJnH%Q
1) 轴上零件的装配方案 )+^+sd
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 W)/#0*7
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII wL1MENzp*z
直径 60 70 75 87 79 70 RCrCs
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 iscz}E,Y
B?QIN]
5.求轴上的载荷 #mT"gs
Mm=316767N.mm UG^q9 :t
T=925200N.mm Iv *<La
6. 弯扭校合 "Q<MS'a
滚动轴承的选择及计算 S/ *E,))m
I轴: )BE1Q*=
n
1.求两轴承受到的径向载荷 SM'|+ d
5、 轴承30206的校核
G*m0\
1) 径向力 baasGa3}s
2) 派生力 |)&%A%m
3) 轴向力 ]'cs.
由于 , x2EUr,7
所以轴向力为 , .`lCWeHN
4) 当量载荷 f3;5Am
由于 , , mw!F{pw
所以 , , , 。 7pd$\$
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 3]>| i
5) 轴承寿命的校核 /z!%d%"
II轴: F2WKd1U
6、 轴承30307的校核 sK{e*[I>W
1) 径向力 [
3Gf2_
2) 派生力 8}[).d160
, XSDpRo
3) 轴向力 7/H)Az@i45
由于 , _w{Qtj~s|
所以轴向力为 , .H|-_~Yx|
4) 当量载荷 *hx
由于 , , .8R@2c`}Cs
所以 , , , 。 osRy e3
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 +TJCLZ..
5) 轴承寿命的校核
2iOV/=+
III轴: 8mMQ[#0:}
7、 轴承32214的校核 f 2.HF@
1) 径向力 3<!7>]A
2) 派生力 h\o.&6sd
3) 轴向力 pkzaNY/q
由于 , zdYjF|
所以轴向力为 , :]KAkhFkbb
4) 当量载荷 |N2#ItBbW
由于 , , +nL[MSw
所以 , , , 。 uph(V
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 ]`K2N
5) 轴承寿命的校核 *p U x8yB
键连接的选择及校核计算 wz%-%39q%
3$ pX
代号 直径 XZ7Lk)IR
(mm) 工作长度 =euni}7a
(mm) 工作高度 AKC`TA*E
(mm) 转矩 yAt^;
(N•m) 极限应力 3n _htgcv
(MPa) ,prf;|e?
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 A&VG~r$
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 *pq\MiD/
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 nUO0Ce
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 v+XJ*N[W
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 3S{/>1Y
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。 RP"kC4~1
连轴器的选择 ueudRb
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 ;TYBx24vD'
二、高速轴用联轴器的设计计算 b9krOe*j
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 , t_^4`dW`
计算转矩为 3w=J'(RU
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) +%'(!A?*`
其主要参数如下: ]G\}k
材料HT200 \hXDO_U
公称转矩 d0D]Q
轴孔直径 , rp$'L7lrX
轴孔长 , /wp6KXm
装配尺寸 s<Ziegmw|g
半联轴器厚 Ac@VGT:9
([1]P163表17-3)(GB4323-84 c)J%`i$
三、第二个联轴器的设计计算 qPNR`%}Q
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 , ?4 ,T}@P
计算转矩为 &yg|t5o
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) (=0.in Z
其主要参数如下: &~CI<\o P
材料HT200 N7"W{"3D
公称转矩 KO [Yi
轴孔直径 l#o
~W`
轴孔长 , 1Mzmg[L8
装配尺寸 ll^#JpT[S
半联轴器厚 {c'lhUB
([1]P163表17-3)(GB4323-84 W1~0_;
减速器附件的选择 X'srL j.
通气器 %J(:ADu]
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 e
,(mR+a8
油面指示器 _>+Ld6.T6
选用游标尺M16 T)/eeZ$
起吊装置 fhiM U8(&
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 vXs"Dst
放油螺塞 1}x%%RD_
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 N8jIMb'<
润滑与密封 `yyG/l
一、齿轮的润滑 K+eM
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。 4(+PD&_J
二、滚动轴承的润滑 3og.y+.=U.
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 us-L]S+lm
三、润滑油的选择 t.<i:#rj>l
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。 X?O[r3<
四、密封方法的选取 .v
K-LHs
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。 /uc>@!F
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。 I7onX,U+
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 {: /}NpA$
设计小结 X'ag)|5ot
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。