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说明书【带CAD装配图】

1 目 录 设计任务书 1 传动方案的拟定及说明 4 电动机的选择 4 计算传动装置的运动和动力参数 5 传动件的设计计算 5 轴的设计计算 8 滚动轴承的选择及计算 14 键联接的选择及校核计算 16 连轴器的选择 16 减速器 附件的选择 17 润滑与密封 18 设计小结 18 参考资料目录 18 2 机械设计课程设计任务书 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 一 总体布置简图 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 二 工作情况： 载荷平稳、单向旋转 3 三 原始数据 鼓轮的扭矩 T（ N m）： 850 鼓轮的直径 D（ mm）： 350 运输带速度 V（ m/s）： 0.7 带速允许偏差（）： 5 使用年限（年）： 5 工作制度（班 /日）： 2 四 设计内容 1. 电动机的选择与运动参数计算； 2. 斜齿轮传动设计计算 3. 轴的设计 4. 滚动轴承的选择 5. 键和连轴器的选择与校核； 6. 装配图、零件图的绘制 7. 设计计算说明书的编写 五 设计任务 1 减速器总装配图一张 2 齿轮、轴零件图各一张 3 设计说明书一份 六 设计进度 1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 4 传动方案的拟定及说明 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。 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。 电动机的选择 1 电动机类型和结构的选择 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。 2 电动机容量的选择 1） 工作机所需功率 Pw Pw 3.4kW 2） 电动机的输出功率 Pd Pw/ 轴承联齿轴承联 23 0.904 Pd 3.76kW 3 电动机转速的选择 nd（ i1 i2 in） nw 初选为同步转速为 1000r/min 的电动机 4电动机型号的确定 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。 计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配 1 计算总传动比 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： i nm/nw nw 38.4 i 25.14 2 合理分配各级传动比 5 由于减速箱是同轴式布置，所以 i1 i2。 因为 i 25.14，取 i 25， i1=i2=5 速度偏差为 0.5%5%，所以可行。 各轴转速、输入功率、输入转矩 项 目 电动机轴 高速轴 I 中间轴 II 低速轴 III 鼓 轮 转速（ r/min） 960 960 192 38.4 38.4 功率（ kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 转矩（ N m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 传动比 1 1 5 5 1 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 传动件设计计算 1 选精度等级、材料及齿数 1） 材料及热处理； 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。 2） 精度等级选用 7 级精度； 3） 试选小齿轮齿数 z1 20，大齿轮齿数 z2 100 的； 4） 选取螺旋角。初选螺旋角 14 2 按齿面接触强度设计 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 按式（ 10 21）试算，即 dt 3 212 HEHdt ZZuuTK 1） 确定公式内的各计算数值 （ 1） 试选 Kt 1.6 （ 2） 由图 10 30 选取区域系数 ZH 2.433 （ 3） 由表 10 7 选取尺宽系数 d 1 （ 4） 由图 10 26 查得 1 0.75， 2 0.87，则 1 2 1.62 （ 5） 由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8Mpa （ 6） 由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限 Hlim2 550MPa； （ 7） 由式 10 13 计算应力循环次数 N1 60n1jLh 60 192 1（ 2 8 300 5） 3.32 10e8 N2 N1/5 6.64 107 （ 8） 由图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 KHN1 0.95； KHN2 0.98 （ 9） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S 1，由式（ 10 12）得 6 H1 0.95 600MPa 570MPa H2 0.98 550MPa 539MPa H H1 H2/2 554.5MPa 2） 计算 （ 1） 试算小齿轮分度圆直径 d1t d1t 3 21 12 HEHdt ZZuuTK = 3 235.5548.189433.25662.11101911 . 62 =67.85 （ 2） 计算圆周速度 v=100060 21 nd t=100060 85192.67=0.68m/s （ 3） 计算齿宽 b 及模数 mnt b= dd1t=1 67.85mm=67.85mm mnt=11 coszd t =20 14cos85.67。 =3.39 h=2.25mnt=2.25 3.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89 （ 4） 计算纵向重合度 = tan318.0 1z=0.318 1 tan14。 =1.59 （ 5） 计算载荷系数 K 已知载荷平稳，所以取 KA=1 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KH的计算公式和直齿轮的相同， 故 KH =1.12+0.18(1+0.6 12 )1 12 +0.23 10 3 67.85=1.42 由表 10 13 查得 KF =1.36 由表 10 3 查得 KH =KH =1.4。故载荷系数 K=KAKVKH KH =1 1.03 1.4 1.42=2.05 （ 6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（ 10 10a）得 d1= 31 / tt KKd= 3 6.1/05.285.67 mm=73.6mm （ 7） 计算模 数 mn 7 mn 11 coszd =20cos146.73。 mm=3.74 3 按齿根弯曲强度设计 由式 (10 17) mn 3 212 c o s2FSaFadYYzK T Y 1） 确定计算参数 （ 1） 计算载荷系数 K=KAKVKF KF =1 1.03 1.4 1.36=1.96 （ 2） 根据纵向重合度 =0.318 dz1tan =1.59，从图 10 28 查得螺旋角影响系数 Y 0。 88 （ 3） 计算当量齿数 z1=z1/cos 3 =20/cos 3 14。 =21.89 z2=z2/cos 3 =100/cos3 14。 =109.47 （ 4） 查取齿型系数 由表 10 5 查得 YFa1=2.724； Yfa2=2.172 （ 5） 查取应力校正系数 由表 10 5 查得 Ysa1=1.569； Ysa2=1.798 （ 6） 计算 F F1=500Mpa F2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98 F1=339.29Mpa F2=266MPa （ 7） 计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 1 11F SaFaYY=29.339 569.174.2 =0.0126 2 22F SaFa YY=266 798.1172.2 =0.01468 大齿轮的数值大。 8 2） 设计计算 mn 322 01468.062.120119188.014c o s96.12 =2.4 mn=2.5 4 几何尺寸计算 1） 计算中心距 z1nmd cos1 =32.9，取 z1=33 z2=165 a cos2 21 nmzz =255.07mm a 圆整后取 255mm 2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arcos a mzz n2 21 =13。 5550” 3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 d1cos1 nmz=85.00mm d2cos2 nmz=425mm 4） 计算齿轮宽度 b= dd1 b=85mm B1=90mm， B2=85mm 5） 结构设计 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。 轴的设计计算 拟定输入轴齿轮为右旋 II 轴： 1 初步确定轴的最小直径 9 d 30 NPA 319284.3126 =34.2mm 2 求作用在齿轮上的受力 Ft1=dT2=899N Fr1=Ftcostan n=337N Fa1=Fttan =223N； Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N 3 轴的结构设计 1） 拟定轴上零件的装配方案 i. I-II 段轴用于安装轴承 30307，故取直径为 35mm。 ii. II-III 段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为 44mm。 iii. III-IV段为小齿轮，外径 90mm。 iv. IV-V段分 隔两齿轮，直径为 55mm。 v. V-VI 段安装大齿轮，直径为 40mm。 vi. VI-VIII 段安装套筒和轴承，直径为 35mm。 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1. I-II 段轴承宽度为 22.75mm，所以长度为 22.75mm。 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。 3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度 90mm。 4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为 120mm。 5. V-VI 段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为 83mm。 6. VI-VIII 长度为 44mm。 10 4 求轴上的载荷 66 207.5 63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N 查得轴承 30307 的 Y 值为 1.6 Fd1=443N Fd2=189N 因为两个齿轮旋向都是左旋。 故： Fa1=638N Fa2=189N 5 精确校核轴的疲劳强度 1） 判断危险截面 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 2） 截面 IV右侧的 M PaWM mb 5.17 截面上的转切应力为 M PaWTTT64.72 M P aTmb 99.72 98.152 由于轴选用 40cr，调质处理，所以 MPaB 735 ， MPa3861 ， MPa2601 。 11 （ 2P355 表 15-1） a) 综合系数的计算 由 045.0552 dr， 6.1dD经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 23.2， 81.1， （ 2P38 附表 3-2 经直线插入） 轴的材料敏感系数为 85.0q， 87.0q， （ 2P37 附图 3-1） 故有效应力集中系 数为 05.2)1(1 qk 70.1)1(1 qk 查得尺寸系数为 72.0，扭转尺寸系数为 76.0， （ 2P37 附图 3-2）（ 2P39 附图 3-3） 轴采用磨削加工，表面质量系数为 92.0 ， （ 2P40 附图 3-4） 轴表面未经强化处理，即 1q ，则综合系数值为 93.211 kK 11.211 kK b) 碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为 1.0， 05.0 c) 安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为 92.61 maKS 66.241 maKS SSS SSS ca 5.166.622 故轴的选用安全。 12 I 轴： 1 作用在齿轮上的力 FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5 2 初步确定轴的最小直径 mmnPAd a 9.1731101 3 轴的结构设计 1） 确定轴上零件的装配方案 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 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。 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。 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) 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。 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。 i) 轴肩固定轴承，直径为 42mm。 j) 该段轴要安装轴承，直径定为 35mm。 2） 各段长度的确定 各段长度的确定从左到右分述如下： 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。 b) 该段为轴环，宽度不小于 7mm，定为 11mm。 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。 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。 13 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。 f) 该段由联轴器孔长决定为 42mm 4 按弯扭合成应力校核轴的强度 W=62748N.mm T=39400N.mm 45 钢的强度极限为 MPap 275 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 6.0 。 43)( 232 pmp M P aW TM III 轴 1 作用在齿轮上的力 FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 2 初步确定轴的最小直径 mmnPAd a 4.5131101 3 轴的结构设计 1） 轴上零件的装配方案 2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 直径 60 70 75 87 79 70 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 14 5 求轴上的载荷 Mm=316767N.mm T=925200N.mm 6. 弯扭校合 333 2 1 6 0 0601.01.0 mmdW 2.51)( 212 pmp M P aW TM 滚动轴承的选择及计算 I 轴： 1 求两轴承受到的径向载荷 5、 轴承 30206 的校核 1） 径向力 5.168212 1 VHr FFF 2） 派生力 NYFF rAdA 7.522 ， NYFF rBdB 7.522 3） 轴向力 由于dAdBa FNFF 7.2757.522231， 所以轴向力为 223aAF， 7.52aBF 4） 当量载荷 由于 eFFrAaA 32.1， eFFrBaB 31.0， 所以 4.0AX ， 6.1AY ， 1BX ， 0BY 。 由于为一般 载荷，所以载荷系数为 2.1pf，故当量载荷为 NFYFXfP aAArAApA 04.509)( 22.202)( aBBrBBpB FYFXfP 5） 轴承寿命的校核 hhPCrnLAh2 4 0 0 01098.3)(6010 716 15 II 轴： 6、 轴承 30307 的校核 1） 径向力 NFFF VHrA 5.1418212 1 NFFF VHrb 5.6032 22 2 2） 派生力 NYFF rAdA 4432 ， NYFF rBdB 1892 3） 轴向力 由于dAdBa FNFF 10811898921， 所以轴向力为 NFaA 638， NFaB 189 4） 当量载荷 由于 eFFrAaA 45.0， eFFrBaB 31.0， 所以 4.0AX ， 6.1AY ， 1BX ， 0BY 。 由于为一般载荷，所以载荷系数为 2.1pf，故当量载荷为 NFYFXfP aAArAApA 84.1 9 0 5)( NFYFXfP aBBrBBpB 2.724)( 5） 轴承寿命的校核 hhPCrnLAh2 4 0 0 01050.1)(6010 716 III 轴： 7、 轴承 32214 的校核 1） 径向力 NFFF VHrA 5.842212 1 NFFF VHrb 5.8422 22 2 2） 派生力 NYFF rAdA 6.2942 ， NYFF rBdB 6.2942 16 3） 轴向力 由于dAdBa FNFF 6.140911156.2941， 所以轴向力为 NFaA 1115， NFaB 6.294 4） 当量载荷 由于 eFFrAaA 32.1， eFFrBaB 34.0， 所以 4.0AX， 5.1AY， 1BX， 0BY。 由于为一般载荷，所以载荷系数为 2.1pf，故当量载荷为 NFYFXfP aAArAApA 87.2 3 1 7)( NFYFXfP aBBrBBpB 1 0 1 1)( 5） 轴承寿命的校核 hhPCrnLAh2 4 0 0 0101.56)(6010 716 键连接的选择及校核计算 代号 直径 （ mm） 工作长度 （ mm） 工作高度 （ mm） 转矩 （ N m） 极限应力 （ MPa） 高速轴 8 7 60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 12 8 80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 中间轴 12 8 70（单头） 40 58 4 191 41.2 低速轴 20 12 80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 18 11 110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 MPap 110 ，所以上述键皆安全。 连轴器的选择 由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 二、 高速轴用联轴器的设计计算 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 5.1AK ， 17 计算转矩为 mNTKTAca 7.598.395.11 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） 其主要参数如下： 材料 HT200 公称转矩 mNTn 125 轴孔直径 mmd 381 ， mmd 252 轴孔长 mmL 82 ， mmL 601 装配尺寸 mmA 45 半联轴器厚 mmb 38 （ 1P163 表 17-3）（ GB4323-84） 三、 第二个联轴器的设计计算 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 5.1AK ， 计算转矩为 mNTKTAca 8.13872.9255.13 所以选用弹性柱销联轴器 TL10（ GB4323-84） 其主要参数如下： 材料 HT200 公称转矩 mNTn 2000 轴