3機械設(shè)計專周——帶式輸送機圓柱形齒輪減速器

1、機械設(shè)計課程-帶式運輸機傳動裝置中的同軸式1級圓柱齒輪減速器2008-01-01 22:45機械設(shè)計課程-帶式運輸機傳動裝置中的同軸式1級圓柱齒輪減速器 目 錄設(shè)計任務(wù)書1傳動方案的擬定及說明4電動機的選擇4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5傳動件的設(shè)計計算5軸的設(shè)計計算8滾動軸承的選擇及計算14鍵聯(lián)接的選擇及校核計算16連軸器的選擇16減速器附件的選擇17潤滑與密封18設(shè)計小結(jié)18參考資料目錄18機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書題目：設(shè)計一用于帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器一 總體布置簡圖1電動機；2聯(lián)軸器；3齒輪減速器；4帶式運輸機；5鼓輪；6聯(lián)軸器二 工作情況：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)三 原

2、始數(shù)據(jù)鼓輪的扭矩T（N?m）：850鼓輪的直徑D（mm）：350運輸帶速度V（m/s）：0.7帶速允許偏差（）：5使用年限（年）：5工作制度（班/日）：2四 設(shè)計內(nèi)容1. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算；2. 斜齒輪傳動設(shè)計計算3. 軸的設(shè)計4. 滾動軸承的選擇5. 鍵和連軸器的選擇與校核；6. 裝配圖、零件圖的繪制7. 設(shè)計計算說明書的編寫五 設(shè)計任務(wù)1 減速器總裝配圖一張2 齒輪、軸零件圖各一張3 設(shè)計說明書一份六 設(shè)計進(jìn)度1、 第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算2、 第二階段：軸與軸系零件的設(shè)計3、 第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明

3、書的編寫傳動方案的擬定及說明由題目所知傳動機構(gòu)類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構(gòu)進(jìn)行分析論證。本傳動機構(gòu)的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。電動機的選擇1電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。所以選用常用的封閉式Y(jié)（IP44）系列的電動機。2電動機容量的選擇1） 工作機所需功率PwPw3.4kW2） 電動機的輸出功率PdPw/ 0.904Pd3.76kW3電動機轉(zhuǎn)速的選擇nd（i1?i2in）nw初選為同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機4電動機型號的確定由表2

4、01查出電動機型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW，滿載轉(zhuǎn)速960r/min?；痉项}目所需的要求計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)傳動裝置的總傳動比及其分配1計算總傳動比由電動機的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為：inm/nwnw38.4i25.142合理分配各級傳動比由于減速箱是同軸式布置，所以i1i2。因為i25.14，取i25，i1=i2=5速度偏差為0.5%<5%，所以可行。各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩項 目 電動機軸 高速軸I 中間軸II 低速軸III 鼓 輪轉(zhuǎn)速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4功率（kW） 4 3.

5、96 3.84 3.72 3.57轉(zhuǎn)矩（N?m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4傳動比 1 1 5 5 1效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97傳動件設(shè)計計算1 選精度等級、材料及齒數(shù)1） 材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2） 精度等級選用7級精度；3） 試選小齒輪齒數(shù)z120，大齒輪齒數(shù)z2100的；4） 選取螺旋角。初選螺旋角14°2按齒面接觸強度設(shè)計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進(jìn)行計算按式（1021）試算，即dt

6、1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1） 試選Kt1.6（2） 由圖1030選取區(qū)域系數(shù)ZH2.433（3） 由表107選取尺寬系數(shù)d1（4） 由圖1026查得10.75，20.87，則121.62（5） 由表106查得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8Mpa（6） 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限Hlim2550MPa；（7） 由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160n1jLh60×192×1×（2×8×300×5）3.32×10e8N2N1/56.64×1

7、07（8） 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.95；KHN20.98（9） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得H10.95×600MPa570MPaH20.98×550MPa539MPaHH1H2/2554.5MPa2） 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1td1t = =67.85（2） 計算圓周速度v= = =0.68m/s（3） 計算齒寬b及模數(shù)mntb=dd1t=1×67.85mm=67.85mmmnt= = =3.39h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mmb/h=67.85/7.63

8、=8.89（4） 計算縱向重合度= =0.318×1×tan14 =1.59（5） 計算載荷系數(shù)K已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1根據(jù)v=0.68m/s,7級精度，由圖108查得動載系數(shù)KV=1.11；由表104查的KH的計算公式和直齒輪的相同，故 KH=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42由表1013查得KF=1.36由表103查得KH=KH=1.4。故載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=1×1.03×1.4×1.42=2.05（6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由

9、式（1010a）得d1= = mm=73.6mm（7） 計算模數(shù)mnmn = mm=3.743按齒根彎曲強度設(shè)計由式(1017 mn1） 確定計算參數(shù)（1） 計算載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=1×1.03×1.4×1.36=1.96（2） 根據(jù)縱向重合度=0.318dz1tan=1.59，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù) Y0。88（3） 計算當(dāng)量齒數(shù)z1=z1/cos =20/cos 14 =21.89z2=z2/cos =100/cos 14 =109.47（4） 查取齒型系數(shù)由表105查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172（5） 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表1

10、05查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798（6） 計算FF1=500MpaF2=380MPaKFN1=0.95KFN2=0.98F1=339.29MpaF2=266MPa（7） 計算大、小齒輪的 并加以比較= =0.0126= =0.01468大齒輪的數(shù)值大。2） 設(shè)計計算mn =2.4mn=2.54幾何尺寸計算1） 計算中心距z1 =32.9，取z1=33z2=165a =255.07mma圓整后取255mm2） 按圓整后的中心距修正螺旋角=arcos =13 5550”3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1 =85.00mmd2 =425mm4） 計算齒輪寬度b=dd1b=85mmB

11、1=90mm，B2=85mm5） 結(jié)構(gòu)設(shè)計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。軸的設(shè)計計算擬定輸入軸齒輪為右旋II軸：1初步確定軸的最小直徑d =34.2mm2求作用在齒輪上的受力Ft1= =899NFr1=Ft =337NFa1=Fttan=223N；Ft2=4494NFr2=1685NFa2=1115N3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1） 擬定軸上零件的裝配方案i. I-II段軸用于安裝軸承30307，故取直徑為35mm。ii. II-III段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。iii. III-IV段為小齒輪，外徑90

12、mm。iv. IV-V段分隔兩齒輪，直徑為55mm。v. V-VI段安裝大齒輪，直徑為40mm。vi. VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1. I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。2. II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm。3. III-IV段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度90mm。4. IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度為120mm。5. V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為83mm。6. VI-VIII長度為44mm。4 求軸上的載荷66

13、 207.5 63.5Fr1=1418.5NFr2=603.5N查得軸承30307的Y值為1.6Fd1=443NFd2=189N因為兩個齒輪旋向都是左旋。故：Fa1=638NFa2=189N5精確校核軸的疲勞強度1） 判斷危險截面由于截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面2） 截面IV右側(cè)的截面上的轉(zhuǎn)切應(yīng)力為由于軸選用40cr，調(diào)質(zhì)處理，所以（2P355表15-1）a) 綜合系數(shù)的計算由 ， 經(jīng)直線插入，知道因軸肩而形成的理論應(yīng)力集中為 ， ，（2P38附表3-2經(jīng)直線插入）軸的材料敏感系數(shù)為 ， ，（2P37附圖3-1）故有效應(yīng)力集中系數(shù)為查得尺寸系數(shù)為 ，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為 ，（

14、2P37附圖3-2）（2P39附圖3-3）軸采用磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為 ，（2P40附圖3-4）軸表面未經(jīng)強化處理，即 ，則綜合系數(shù)值為b) 碳鋼系數(shù)的確定碳鋼的特性系數(shù)取為 ，c) 安全系數(shù)的計算軸的疲勞安全系數(shù)為故軸的選用安全。I軸：1作用在齒輪上的力FH1=FH2=337/2=168.5Fv1=Fv2=889/2=444.52初步確定軸的最小直徑3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1） 確定軸上零件的裝配方案2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度d) 由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。e) 考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度

15、應(yīng)達(dá)2.5mm，所以該段直徑選為30。f) 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。g) 該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，定為40mm。h) 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達(dá)5mm，所以該段直徑選為46mm。i) 軸肩固定軸承，直徑為42mm。j) 該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。2） 各段長度的確定各段長度的確定從左到右分述如下：a) 該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。b) 該段為軸環(huán)，寬度不小于7mm，定為11mm。c) 該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒

16、輪寬為90mm，定為88mm。d) 該段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內(nèi)壁距離取4mm（采用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。e) 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調(diào)整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸，定為57mm。f) 該段由聯(lián)軸器孔長決定為42mm4按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度W=62748N.mmT=39400N.mm45鋼的強度極限為 ，又由于軸受的載荷為脈動的，所以 。III軸1作用在齒輪上的力FH1=FH2=4494/2=2247NFv1=Fv2=1685/2=842.5N2初步確定軸的最小直徑3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1） 軸上零件的裝配方案2） 據(jù)軸向定

17、位的要求確定軸的各段直徑和長度I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII直徑 60 70 75 87 79 70長度 105 113.75 83 9 9.5 33.255求軸上的載荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm6. 彎扭校合滾動軸承的選擇及計算I軸：1求兩軸承受到的徑向載荷5、 軸承30206的校核1） 徑向力2） 派生力3） 軸向力由于 ，所以軸向力為 ，4） 當(dāng)量載荷由于 ， ，所以 ， ， ， 。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為 ，故當(dāng)量載荷為5） 軸承壽命的校核II軸：6、 軸承30307的校核1） 徑向力2） 派生力，3） 軸向力由于

18、 ，所以軸向力為 ，4） 當(dāng)量載荷由于 ， ，所以 ， ， ， 。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為 ，故當(dāng)量載荷為5） 軸承壽命的校核III軸：7、 軸承32214的校核1） 徑向力2） 派生力3） 軸向力由于 ，所以軸向力為 ，4） 當(dāng)量載荷由于 ， ，所以 ， ， ， 。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為 ，故當(dāng)量載荷為5） 軸承壽命的校核鍵連接的選擇及校核計算代號 直徑（mm） 工作長度（mm） 工作高度（mm） 轉(zhuǎn)矩（N?m） 極限應(yīng)力（MPa）高速軸 8×7×60（單頭） 25 35 3.5 39.8 26.012×8×80（單頭） 40 68 4

19、39.8 7.32中間軸 12×8×70（單頭） 40 58 4 191 41.2低速軸 20×12×80（單頭） 75 60 6 925.2 68.518×11×110（單頭） 60 107 5.5 925.2 52.4由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應(yīng)力為 ，所以上述鍵皆安全。連軸器的選擇由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。二、高速軸用聯(lián)軸器的設(shè)計計算由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為 ，計算轉(zhuǎn)矩為所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL4（GB4323-84），但由于聯(lián)軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）其主要參數(shù)如下：材料HT20