带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器(斜齿)设计

1、目录一设计题目 (3二应完成的工作 (3三传动装置总体设计方案 (31.电动机的选择 (42.确定传动装置的总传动比和分配传动比 (33.计算传动装置的运动和动力参数 (54.V带的设计和带轮设计 (65.齿轮的设计 (66.传动轴承和传动轴的设计 (97.键的设计和计算 (148.箱体结构的设计 (159. 润滑密封设计 (17四. 设计小结 (18五参考资料. (18一、设计题目带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器(斜齿5643121-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带给定数据及要求:已知条件:运输带拉力F(N=2600 N.m;运输带工作速度v=1.6m/s;滚筒直径D=

2、450mm;二、应完成的工作1.减速器装配图1张;2.零件工作图12张(从动轴、齿轮3.设计说明书1份。三、传动装置总体设计方案:1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀,要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。其传动方案如下:初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V 带传动和一级圆柱斜齿轮减速器 传动装置的总效率总1为V 带的传动效率, 2为轴承的效率,3为对齿轮传动的效率,(齿轮为7级精度,油脂润滑4为联轴器的效率,5为滚筒的效率 查机械设计手册知:带=0

3、.96 齿=0.97 轴=0.98 联=0.99 卷=0.96 =带齿4轴联卷=0.96*0.97*0.984*0.99*0.96 =0.81631.电动机的选择工作机功率: P w =F N V/1000=2600*1.6/1000=4.16kw 电动机功率: P d = P w /a =4.16/0.8163=5.10kw滚筒轴工作转速:n =D 60v 1000=4501.6601000=67.94r/min ,经查表按推荐的传动比合理范围,V 带传动的传动比i =24,一级圆柱斜齿轮减速器传动比i =36,则总传动比合理范围为i '总=624,电动机转速的可选范围为电动机n =

4、i '总×n =(624×69.94r/min =419.641678.56r/min 。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、效率和带传动、减速器的传动比, 选定型号为Y132M26的三相异步电动机 满载转速=m n 960 r/min ,同步转速1000r/min ,重量84kg ,额定电流12.6A 。2.确定传动装置的总传动比和分配传动比(1总传动比由选定的电动机满载转速n 满和工作机主动轴转速n ,可得传动装置总传动比为总i =n 满/n =960/67.94=14.13(2分配传动装置传动比总i =0i ×i式中i i ,0分别为带传动和减速器

5、的传动比。为使V 带传动外廓尺寸不致过大,初步取0i =3.0(实际的传动比要在设计V 带传动时,由所选大、小带轮的标准直径之比计算,则减速器传动比为i =0/i i 总=14.13/3.0=4.713.计算传动装置的运动和动力参数计算各轴转速:电动机轴为轴I,减速器高速轴为轴II,低速轴为轴III ,卷筒轴为轴IV (1 各轴转速I n =m n =960r/minn =0/i n =960/3.0=320r/min n = n / i =320/4.71=67.94r/minn =n =67.94r/min由于n 与w n 的误差在5%之内,所以上述选取的传动比合理。(2各轴输入功率P =

6、d p =5.10kWP =带p =5.10×0.96=4.90 kWP =轴齿P =4.90×0.97×0.98=4.66 kWP =轴联P =4.66×0.99×0.98=4.52 kW(3 各轴输入转矩3、 轴输入转矩73.5096010.595509550=I I n p T N·m 23.14632090.495509550=n P T N·m03.65594.6766.495509550=n P T N·m 35.63594.6752.495509550=n P T N·m 4.V 带的设计和

7、带轮设计(1确定V 带型号,由书上表得k A =1.2,P c =P d ×K A =1.25.10=6.12kw 又=m n 960 r/min 由书上图确定选取B 型普通V 带。小带轮D 1不小于125。 小带轮现取1D =125mm ,得=2D mm mm D i 5.36702.01(12531(10=-=- 标准化取2D =375 mm (2验算带速: s m s m n D V I /28.6/1000609601251000601=带速在525m/s 范围内,合适(3确定V 带的基准长度d L 和中心距a 初取中心距(mm mm D D a o 7503751255.1

8、5.121=+=+=(符合(2102127.0D D a D D +<<+ mmmm a D D D D a L 23067504375-125375125(275024(2222121002=+=-+=(由书上表13-2,确定B 型带长d L =2500mm (4确定实际中心距 mm mm L L a a d 847223062500750200=-+=-+= (5验算小带轮的包角0000012011201633.578471253751803.57-180>=-=-=a D D (6计算V 带的根数:ZI n =960r/min , 1D =125mm由书上表13-3得,

9、额定功率 : 0P =1.64kw由书上表13-5得,功率增量 : 0P =0.30kw (i>2 由书上表13-7得,包角系数 : 96.0=K 由书上表13-2得,带长系数 =1.03L K 由366.296.003.13.064.1(10.5(00=+=+Ka K P P P Z L d因结果只比3小一点,可取Z=3,即需3根Z 型V 带 (7计算初拉力0F 及作用在轴上的力Q F由书上表13-1得V 带每米长质量为q=0.17kg/m 根据书上计算公式得:N N qv K ZV P F c 26728.617.0196.05.228.6312.650015.2(500220=+

10、-=+-=压轴力Q F ,根据书上公式得:N ZF F Q 15842163sin267322sin 2010= 5.齿轮的设计1.选择齿轮材料、热处理、精度等级、许用应力及齿数材料:所设计齿轮传动属于闭式传动,为使结构紧凑,小齿轮选用20CrMnTi 合金钢, 该对齿轮为硬齿面齿轮,热处理工艺:渗碳淬火,齿面硬度56-62HRC ,B =1500a MP ,S =850a MP 。大齿轮选用20CrMnTi 合金钢, 该对齿轮为硬齿面齿轮,热处理工艺:渗碳淬火,齿面硬度56-62HRC , B =1500a MP ,S =850a MP 。运输机一般工作机器,速度不高,因此由表可选择齿轮精度

11、为7级。4-11(8.189,5.25-11(1,25.1表取表取=E H H F Z Z S Saa M P aa H MP 1500MP 11500S 476MP 25.18507.0S 7.0H1lim 2H 1H F1FE 2F 1F =2、按轮齿弯曲强度设计计算及计算传动的几何尺寸 取齿轮按7级精度制造。查表11-3和表11-6,由于硬齿面齿轮 取载荷系数K=1.3,齿宽系数8.0=d 小齿轮上的转矩:mm N m N n p T =5073073.5096010.595509550111 初选螺旋角:015=取齿数1Z =30,u=i= 4.71,2Z =4.71×1Z

12、=141.3,取2Z =142 实际传动比'u =2Z /1Z =142/30=4.73传动比相对误差为%5%422.0/'<=-u u u ,齿数选择满足要求 齿形系数:29.3315cos 30s 03311=co Z Z V ,56.15715cos 14215cos 030322=Z Z V查图11-8,得55.21=Fa Y ,17.22=Fa Y 查图11-9,得63.11=Sa Y ,83.12=Sa Y 因为:0083.047683.117.20087.047663.155.2222111=>=F Sa Fa F Sa Fa Y Y Y Y 所以,应

13、对小齿轮进行弯曲强度计算。法向模数: mm Y Y Z KT m F Sa Fa d n 22.115cos 0087.0308.0507303.12cos 2302232111211= 查表4-1,得取标准模数mm m n 25.1= 中心距:mm Z Z m a n 29.11115cos 214230(25.1cos 2(021=+=+= 取mm a 112=确定螺旋角:02130.16112214230(25.1arccos 2(arccos=+=+=a Z Z m n 与初选螺旋角015=相近。 齿轮分度圆直径:mm Z m d n 07.393.16cos 3025.1cos 01

14、1= mm Z m d n 93.1843.16cos 14225.1cos 022= 齿宽:mm d b d 3.3107.398.01= 取mm b 352=,mm b 401= 3、验算齿面接触强度 71.471.507.3935507303.1230.16cos 5.28.1891u 220211=±=u bd KT Z Z Z H E H M P a M P a H 15008041=<= 由于H HP <,故接触疲劳强度足够。 4、齿轮的圆周速度: s m n d v /0.210006096007.3910006011=6.传动轴承和传动轴的设计1.传动轴的

15、设计.求输出轴上的功率P 3,转速3n ,转矩3TP 3=4.6698.0KW=4.57KW3n =67.94r/min 3T =655.0398.0N .m =641.93N.m .求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 2d =184.93mm而 F t =232d T 3-1093.18493.6412=6942.41N F r = F t65.263230.16cos 20tan 41.6942cos tan 0=n N F a = F t tan =6942.41×tan 030.16=2030.10N.初步确定轴的最小直径先按课本14-2初步估算轴的最小直径,选

16、取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本表14-2取110C =3333min 94.6757.4110=n P C d mm=44.74mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径IV III -d ,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本表17-1选取5.1A =Km N T K T A c .90.962641.93N.m 5.13=因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 查机械设计手册表12-1选取LH4型弹性套柱销联轴器其公称转矩为1250Nm,半联轴器的孔径1d 48mm =,故取48.d mm -=,半联轴器的长度L=112mm ,半联轴器与轴配合的毂孔长度为1

17、L =84mm 。.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径53d mm -=;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径58D mm =半联轴器与轴配合的轮毂孔长度.为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比L 1略短一些,现取mm l 82=-. 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据53d mm -=,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7011C 型.dD B 2d2D轴承代号 55 90 18 65.

18、4 79.7 7011C 55 90 19 65.5 79.7 7011AC 55 100 22 68.9 86.1 7211C 55 100 21 68.9 86.1 7211AC 55 100 21 72.4 83.4 7211B 551202980.596.37211B对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的559018d D B mm mm mm =,故55d d mm =-=;而 18l mm -= .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7011C 型轴承定位轴肩高度0.07, 3.5,62h d h mm d mm ->=取因此取安装齿轮处的轴段mm d 65=-;齿轮

19、的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为42mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取40l mm -=. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高 3.5,取72d mm -=.轴环宽度h b 4.1,取b=8mm.轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定 .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离mm l 30= ,故取mm l 50=-.取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm ,两圆柱齿轮间的距离c=20mm .考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8mm ,已知滚动

20、轴承宽度T=18mm ,(757218816345l T s a mm mm -=+-=+= 8l l mm -=至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. 2.求轴上的载荷首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, 查机械设计手册表.对于7011C 型的角接触球轴承,a=18.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. mm mm mm L L 6.1758.608.11432=+=+N F L L L F t NH 75.24036.1758.606942.413231=+=N F L L L F t NH 66.45386.1758.1146942.413222=+=N L L

21、 D F L F F ar NV 15.102223231=+=N F F F NV r NV 54.103315.102296.205522=-=-=mm N M H =8.172888mm N L F M NV V =7.621468.11415.1022211 mm N L F M NV V =8.499168.60821322mm N M M M V H =+=+=208949117342172889222121mm N M =1837192从动轴的载荷分析图: 6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 根据ca =WT M 2321(+=72.16125001.007.4861(2089

22、4922=+ 前已选轴材料为45钢,调质处理。 查表15-1得1-=60MP aca 1- 此轴合理安全 7. 精确校核轴的疲劳强度. . 判断危险截面截面A,B 只受扭矩作用。所以A B 无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处的配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C 上的应力最大.截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C 上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C 截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面左右

23、两侧需验证即可. . 截面左侧。抗弯系数 W=0.13d =0.1350=12500 抗扭系数 T w =0.23d =0.2350=25000 截面的右侧的弯矩M 为 mm N M =-=42.1539628.60168.60208949 截面上的扭矩3T 为 3T =486.07m N 截面上的弯曲应力=WM b MPa 32.121250042.153962=截面上的扭转应力T =T W T 3=MPa 44.1925000486070= 轴的材料为45钢。调质处理。 由课本表查得:a B MP 640= a MP 2751=- a MP T 1551=-因=d r 04.0500.2=

24、 =d D 16.15058= 经插入后得= 2.0 T =1.31 轴性系数为82.0=q q =0.85K =1+1(-q =1.82 K =1+q (T -1=1.26所以67.0= 82.0=92.0=综合系数为: K =2.8 K =1.62碳钢的特性系数 2.01.0= 取0.1 1.005.0= 取0.05 安全系数ca S S =+-ma a K 125.13S =+-mt a k 113.71caS 5.1022=+S S S S S=1.5 所以它是安全的截面右侧同理,也是安全的。7.键的设计和计算1.选择键联接的类型和尺寸一般7级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求,应用普

25、通平键A 型 根据 1d =48mm d 2=65mm查机械设计手册,取: 114b = 1h 9= 138L = 2b 18= 2h 11= 230L = 2.联轴器和带轮键的选择联d =48mm 带d =29mm查机械设计手册,取: 联轴器 b=14 h=9 L=74 带轮 b=8 h=7 L=38 3.主动轴键的校核由普通平键连接的挤压强度校核 查课本表10-1 p =110MP a 则其工作长度m m3024=-=-=带带带齿齿齿b L l mm b L lh 2k ,4k mm,75k mm,9=带带齿齿h hT =143.2Nm由式(6-1得:MPa MP dhl T dklT p

26、 MPa MP dhl T dkl Tp p p 110943072925.1434421103.602494425.143442=两者都合适.8.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造(HT200制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量,大端盖分机体采用67is H 配合. 1.机体有足够的刚度机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 2.考虑到机体内零件的润滑,密封散热。因其传动件速度小于12m/s ,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H 为40mm为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为3.6 3.机体结构有良好的工

27、艺性.铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便. 4.对附件设计A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔,能看到 传动零件齿合区的位置,并有足够的空间,以便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M6紧固B 油螺塞:放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加以密封。C 油标:油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔:

28、由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉:启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. F 位销:为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度,在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销,以提高定位精度.G 吊钩:在机盖上直接铸出吊钩和吊环,用以起吊或搬运较重的物体. 减速器机体结构尺寸如下:名称 符号计算公式结果 箱座壁厚 83025.0+=a 10 箱盖壁厚 18302.01+=a 9 箱盖凸缘厚度 1b115.1=b12 箱座凸缘厚度 b 5.1=b15 箱座底凸缘厚

29、度 2b 5.22=b 25 地脚螺钉直径 f d12036.0+=a d fM24 地脚螺钉数目 n查手册6 轴承旁联接螺栓直径 1df d d 72.01=M12 机盖与机座联接螺栓直径2d 2d =(0.50.6f d M10 轴承端盖螺钉直径 3d3d =(0.40.5f d10 视孔盖螺钉直径 4d 4d =(0.30.4f d 8 定位销直径dd =(0.70.82d8 f d ,1d ,2d 至外机壁距离1C查机械课程设计指导书表4 3422 18f d ,2d 至凸缘边缘距离2C 查机械课程设计指导书表428 16 外机壁至轴承座端面距1l1l =1C +2C +(81250离

30、 大齿轮顶圆与内机壁距 离 齿轮端面与内机壁距离 机盖，机座肋厚 轴承端盖外径 D1 D 1 >1.2 s 15 10 D2 m1 , m D2 S D 2 >s m1 » 0.85s 1, m » 0.85s D2 = D +（55.5） d 3 S » D2 m1 » 9 m » 8.5 120（1 轴）125（2 轴） 150（3 轴） 120（1 轴）125（2 轴） 150（3 轴） 轴承旁联结螺栓距离 9. 润滑密封设计 （1）对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以 5 其速度远远小于 (1.5 2 ´10 mm.r / min ，所以采用脂润滑，箱体内选用 SH0357-92 中的 50 号润滑，装至规定高度. 油的深度为 H+ h1 H=30 h1 =34 所以 H+ h1 =30+34=64 油的粘