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 }PED#Uv
设计任务书……………………………………………………1 V{d"cs>9
传动方案的拟定及说明………………………………………4 5+ fS$Q
电动机的选择…………………………………………………4 /)oxuk&}c
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 !Id F6 %
传动件的设计计算……………………………………………5 QtN 0|q{af
轴的设计计算…………………………………………………8 ?7G[`@^Y
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 "K\Rq+si
键联接的选择及校核计算……………………………………16 !%Z1"FDm/
连轴器的选择…………………………………………………16 A=XM(2{aN
减速器附件的选择……………………………………………17 !kV?h5@Bo
润滑与密封……………………………………………………18 qZ1fQN1yG
设计小结………………………………………………………18 Z<&:
W8n
参考资料目录…………………………………………………18 X,y$!2QI
机械设计课程设计任务书 )$th${pd#v
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 w~Y#[GW
一. 总体布置简图 brTB
/(E
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 P `2Rte6s
二. 工作情况: xUSIck
载荷平稳、单向旋转 7kJ,;30)
三. 原始数据 rtzxMCSEU
鼓轮的扭矩T(N•m):850 B"Fg`s+]U
鼓轮的直径D(mm):350 7s.sbP~
运输带速度V(m/s):0.7 V).M\
带速允许偏差(%):5 l;|1C[V
使用年限(年):5 As)-a5!
工作制度(班/日):2 D~mGv1t"
四. 设计内容 /1OhW>W3eH
1. 电动机的选择与运动参数计算; [xE\IqwM
2. 斜齿轮传动设计计算 ^ )+tn
3. 轴的设计 lcUL7
4. 滚动轴承的选择
Pt1Htt:BE
5. 键和连轴器的选择与校核; L1D%vu`
6. 装配图、零件图的绘制 a(J~:wgd
7. 设计计算说明书的编写 Y:byb68
五. 设计任务 #D>8\#53V/
1. 减速器总装配图一张 S8]g'!
2. 齿轮、轴零件图各一张 PMTyiwlm
3. 设计说明书一份 N86Hn]#
六. 设计进度 gqC:r,a
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 I`y}Ky<q
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 #K4wO!d
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 >G-D& A+
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 FvvF4
,e5
传动方案的拟定及说明 IzL
yn
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。 Ybok[5
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。 /Wj9Stj5
电动机的选择 TI*uNS;-
1.电动机类型和结构的选择 9wI1/>
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。 )?_c7
R
2.电动机容量的选择 Y)!5Z.K
1) 工作机所需功率Pw `GSfA0?
Pw=3.4kW 7,(:vjIXd
2) 电动机的输出功率 X GO_n{x
Pd=Pw/η |~Z+Xla
η= =0.904 0<P
-` |X
Pd=3.76kW :|fzGf
3.电动机转速的选择 9pk<=F
nd=(i1’•i2’…in’)nw qvab>U`
初选为同步转速为1000r/min的电动机 "0]i4d1l
4.电动机型号的确定 :ox+WY
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 7d9%L}+q
计算传动装置的运动和动力参数 GbMSO
传动装置的总传动比及其分配 WJg?R^
1.计算总传动比 1YS{;
y[o
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: e<IT2tv>u
i=nm/nw ci*Z9&eS+
nw=38.4 5X[=Q>
i=25.14 ?p}m[9@
2.合理分配各级传动比 ~A6QX8a
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 yTmoEy. q
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 G8<,\mg+
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 >S!QvyM(V
各轴转速、输入功率、输入转矩 PR.?"$!D{
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 5$jKw\FF=
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 //AS44^IS
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 SFh6'v'1N@
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 )TP7gLv=b
传动比 1 1 5 5 1 :.Np7[~{
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 {E!$<A9
}9@,EEhg
传动件设计计算 B'&%EW]
1. 选精度等级、材料及齿数 W**a\[~$
1) 材料及热处理; 6{1c
S
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。 PiM@iS
2) 精度等级选用7级精度; 4m%_#J{
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; N|8TE7- F|
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° Q;`#ujxL
2.按齿面接触强度设计 r6j
3A
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 $7lI Dt
按式(10—21)试算,即 iGm[fxQ|
dt≥ jYuH
zf
1) 确定公式内的各计算数值 9r8*'.K`Z
(1) 试选Kt=1.6 ,qt9S0QS
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 up`!r;5-
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 Li iQ;x
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 ~u-mEdu3C
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa @@_f''f$
(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; KLlW\MF1
(7) 由式10-13计算应力循环次数 ,LU/xI0O
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 M2mte#h
N2=N1/5=6.64×107 R~;<}!Gtx
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 $c[8-=
(9) 计算接触疲劳许用应力 >*dqFZF
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 A=E1S{C
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa ~x`OCii
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa kcI3pmgj
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa vA:1z$m
2) 计算 $^d,>hJi
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t WOR~tS
d1t≥ = =67.85 fY$M**/,
(2) 计算圆周速度 XkOsnI8n
v= = =0.68m/s ;#cb%e3
(3) 计算齿宽b及模数mnt <<Ut@243\
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm xR\$2(
mnt= = =3.39 i5q
VQo
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm (q"Nt_y
b/h=67.85/7.63=8.89 ^6oz3+
(4) 计算纵向重合度εβ K`768%q
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 6:#zlKYJ
(5) 计算载荷系数K pjWqI6,
已知载荷平稳,所以取KA=1 MAQkk%6[g
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, 4tof[n3us
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 [C9 ->`(`
由表10—13查得KFβ=1.36 h /@G[5E
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 OT&J OTk\
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 pQ!NhzQ
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 ,QdUfM
d1= = mm=73.6mm O2-9Oo@#,
(7) 计算模数mn v&D^N9hy9
mn = mm=3.74 5iwJdm
3.按齿根弯曲强度设计 w:#yu
由式(10—17 mn≥ f3[gAY
1) 确定计算参数 y08.R.
l
(1) 计算载荷系数 00[Uk'Q*5
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 5O%Q*\(
(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 D({%FQ"
@GK0j"_
(3) 计算当量齿数 pMe'fC~*
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 -uHD|
}
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 I>B-[QEC
(4) 查取齿型系数 GBFYa6\4sT
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 #;#
V1
(5) 查取应力校正系数 O=?WI
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 uK2MC?LP
(6) 计算[σF] ?YOH9%_cs
σF1=500Mpa xlZ"F
σF2=380MPa MuQyHEDF
KFN1=0.95 ^y]CHr
KFN2=0.98 @7e h/|Y,
[σF1]=339.29Mpa !ZJ"lm
[σF2]=266MPa :GBWQXb G
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 ;!v2kVuS]
= =0.0126 `lX |yy"
= =0.01468 *$1M=$
大齿轮的数值大。 0&mOu #l
2) 设计计算 ~Pq1@N>n
mn≥ =2.4
yl0&|Ub
mn=2.5 meA=lg?
4.几何尺寸计算 L}T:Y).
1) 计算中心距 1JMEniB+9
z1 =32.9,取z1=33
\09eH[
z2=165 ^I*</w8
a =255.07mm F[BJhN*]a
a圆整后取255mm
G?AZ%Yx
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 q|;_G#4
β=arcos =13 55’50” <csz4tL}P
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 {4SwCN /
d1 =85.00mm ViIt'WX
d2 =425mm ]r8t^bqe
4) 计算齿轮宽度 _w0t+=&
b=φdd1 +P:xB0Tm
D
b=85mm <5X?6*Qvr
B1=90mm,B2=85mm A[`c2v-hF
5) 结构设计 {/#^v?,
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。 y!)
轴的设计计算 ^x-vOGlR
拟定输入轴齿轮为右旋 &MKG#Y}
II轴: ACm9H9:Vd
1.初步确定轴的最小直径 azF|L"-RP
d≥ = =34.2mm Q\|72NWS
2.求作用在齿轮上的受力 ufyqfID
Ft1= =899N ()a(PvEO
Fr1=Ft =337N |h$*z9bsf
Fa1=Fttanβ=223N; a+sHW<QeS
Ft2=4494N e=ZwhRP
Fr2=1685N 5G"LuA
Fa2=1115N S<HR6Xw
3.轴的结构设计 . J[2\ "W
1) 拟定轴上零件的装配方案 2[6>h)
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 /I&Hq7SW`
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 VO r*YB&
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 y=7WnQc
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 ^K*uP^B=
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 {5w'.Z]0v
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 z ea=vx>`
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 C%_^0#8-0
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 /J!C2
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。 q/w<>u
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 uTgBnv(Y*
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 acr@erk
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 ['~j1!/;6
6. VI-VIII长度为44mm。 \9k$pC+l
4. 求轴上的载荷 DID&fj9m
66 207.5 63.5 8fA9yQ8
Fr1=1418.5N &Uq++f6
Fr2=603.5N t9T3e
查得轴承30307的Y值为1.6 ;Yo9e~
Fd1=443N yZkHBG4
Fd2=189N -wv5c
因为两个齿轮旋向都是左旋。 #vh1QV!Ho
故:Fa1=638N ;]YQWK
Fa2=189N NJK?5{H'
5.精确校核轴的疲劳强度 JA0$Fz
1) 判断危险截面 Y*nzOD$
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 tKg\qbY&
2) 截面IV右侧的 DwM4/m
L(tS]yWHw
截面上的转切应力为 HgL*/d
由于轴选用40cr,调质处理,所以 0w^\sf%s
([2]P355表15-1) j$r .&,m
a) 综合系数的计算 R{{d4=:S
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , 3l5rUjRwj
([2]P38附表3-2经直线插入) l*]9
轴的材料敏感系数为 , , E><!Owxt/
([2]P37附图3-1) Y^5X>
故有效应力集中系数为 clfi)-^{K
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , rx`G*k{X
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) "j|}-a
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , a,X=!oJ
([2]P40附图3-4) Z-[nHSf
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 w6tb vhcmU
b) 碳钢系数的确定 QYDTb=h~
碳钢的特性系数取为 , <<F#Al
c) 安全系数的计算 tMGkm8y-A
轴的疲劳安全系数为 JHpoW}7QB
故轴的选用安全。 OdX-.FFl
I轴: ,])@?TJb@
1.作用在齿轮上的力 'TclH80
FH1=FH2=337/2=168.5 +o&E)S}wP
Fv1=Fv2=889/2=444.5 -f?Rr:#
2.初步确定轴的最小直径 %-"?
E.W7`zl
3.轴的结构设计 R<W#.mpo6
1) 确定轴上零件的装配方案 *UVjN_na5
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 `K[:<p}
d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 m(JFlO
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。 ]PdpC"
f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。 dIv/.x/V
g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 i[FcY2
h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 ]e+IaZ[Wo
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 {#M=gDhbX
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 #u+BjuZo
2) 各段长度的确定 L^PZ\OC
各段长度的确定从左到右分述如下: I0ycLx
a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 n0:+D
R
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 3}O.B
r|
c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。 i gzISYC_
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。 Y{y #us1
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。 o:C:obiQbu
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm 01I5,Dm
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 A?Jm59{w
W=62748N.mm L;.6j*E*
T=39400N.mm D[{p~x^
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 |E@G sw
p}uTqI
III轴 6$wS7Cu
1.作用在齿轮上的力 R= HN>(U
FH1=FH2=4494/2=2247N G[u_Uu=>
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N :K{`0U&l5
2.初步确定轴的最小直径 DoWY*2E
3.轴的结构设计 %z!
w-u+
1) 轴上零件的装配方案 9Vk61x6
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ia|^>V>-
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII >VP\@xt(R[
直径 60 70 75 87 79 70 L]0+u\(
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 4@#1G*OO
S4<@ji
5.求轴上的载荷 yZI4%fen
Mm=316767N.mm qcke8Q
T=925200N.mm "%ag^v9
6. 弯扭校合 XboOvdt^|
滚动轴承的选择及计算 GN{\ccej
I轴: i2b\`
805
1.求两轴承受到的径向载荷 Cq1t[a
5、 轴承30206的校核 T,(IdVlJ
1) 径向力 Kbx (^f12
2) 派生力 &nn!{S^
3) 轴向力 _5M!ec
由于 , ;3\Fb3d
所以轴向力为 , &dvJg
4) 当量载荷 `ZN@L<I6
由于 , , R#tz"T@
所以 , , , 。 mL+}Ka
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 -a3+C,I8g
5) 轴承寿命的校核 4M(w<f\5F
II轴: 4q@o4C<0
6、 轴承30307的校核 k}>l+_*+7
1) 径向力 t,N-|
2) 派生力 )Tngtt D
, 23+6u{
3) 轴向力 I>/`W
由于 , KGi@H%NN
所以轴向力为 , 2 T{PIJg3
4) 当量载荷 SfJ/(q
由于 , , lGG1d
所以 , , , 。 H#U{i
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 O,qR$#l
5) 轴承寿命的校核 KtEMH
III轴: DJ}xD&G
7、 轴承32214的校核 #2yOqUO\
1) 径向力 B>X+eK
2) 派生力 T<zonx1
3) 轴向力 MBcOIy[&A
由于 , ^ bM;C_<$f
所以轴向力为 , (]1le|+
4) 当量载荷 &[cL%pP
由于 , , \07Vh6cj
所以 , , , 。 r\],5x'xSu
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 (/"T=`3t
5) 轴承寿命的校核 K1:F{*
键连接的选择及校核计算 Bo%M-Gmu
+\Q6Onqr
代号 直径 O-T/H-J`
(mm) 工作长度 8x,;B_Zu
(mm) 工作高度 fbuop&FN+q
(mm) 转矩 .v1rrH?
(N•m) 极限应力 5tq$SF42X
(MPa) yvDzxu
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 SVq7qc9K?
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 Ur&: Rr
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 _%zU^aE
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 iUI,r*
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 y_$^Po
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。 * y(2BrL>
连轴器的选择 8-?n<h%8E
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 7KM!\"PM
二、高速轴用联轴器的设计计算 2~J|x+
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'/wRK l
计算转矩为 UO:>^,(j
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) `SW`d<+L
其主要参数如下: Ds}6{']K
材料HT200 }_?7k0EZ@
公称转矩 RuRJ jcnY
轴孔直径 , 3^
Z tIZ
轴孔长 , _cGiuxf
#
装配尺寸 :He:Bdk
半联轴器厚 GtGToI
([1]P163表17-3)(GB4323-84 A{+ZXu}
三、第二个联轴器的设计计算 ;( 2uQ#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 , xD1wHp!+
计算转矩为 um8ZhXq
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) nQ~q-=,L
其主要参数如下: H`io|~Q
材料HT200 i-ogeR?
公称转矩 >LLz G
轴孔直径 [e^i".
轴孔长 , 4P:vo $Cy
装配尺寸 J|DWT+$#Z
半联轴器厚 lJYv2EZ
([1]P163表17-3)(GB4323-84
?5GjH~
减速器附件的选择 3K0J6/mc
通气器 iTK1I0
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 qob!!A14p
油面指示器 %##9.Xm6l
选用游标尺M16 5j}@Of1pd
起吊装置 ljf9L:L
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 S7SPc
放油螺塞 x)Th2es\
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 U)l>#gf8
润滑与密封 \Fe5<G'v
一、齿轮的润滑 X0P$r6 ;
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。 EwOTG
Y{0p
二、滚动轴承的润滑 ;;`KkNysm
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 g,W#3b6>j
三、润滑油的选择 d
z\b]H]
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。 &a(w0<
四、密封方法的选取 0yZw`|Zh[
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。 i*; V4zh
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。 D0]9
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轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 kN) pi "
设计小结 ]E3g8?L
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。