機械設計課程 -二級圓柱齒輪減速器  機械設計課程 -帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器  原創(chuàng)  2006-08-24 13:15:09 發(fā)表者 : ffge    目     錄  設計任務書 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 5  傳動件的設計計算 5  軸的設計計算 8  滾動軸承的選擇及計算 14  鍵聯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  設計小結 18  參考資料目錄 18  機械設計課程設計任務書  題目：設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 聯軸器； 3 齒輪減速器； 4 帶式運輸機； 5 鼓輪； 6 聯軸器  二     工作情況：  載荷平穩(wěn)、單向旋轉  三     原始數據  鼓輪的扭矩 T（ Nm）： 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     設計內容  1.            電動機的選擇與運動參數計算；  2.            斜齒輪傳動設計計算  3.            軸的設計  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.            設計計算說明書的編寫  五     設計任務  1  減速器總裝配圖一張  2  齒輪、軸零件圖各一張  3  設計說明書一份  六     設計進度  1、  第一階段：總體計算和傳動件參數計算  2、  第二階段：軸與軸系零件的設計  3、  第三階段：軸、軸承、聯軸器、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書的編寫  傳動方案的擬定及說明  由題目所知傳動機構類型 為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。  本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結構較復雜，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電動機類型和結構的選擇  因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉。所以選用常用的封閉式 Y（ IP44）系列的電動機。  2電動機容量的選擇  1）  工作機所需功率 Pw  Pw 3.4kW 2）  電動機的輸出功率  Pd Pw/   0.904 Pd 3.76kW 3電動機轉速的選擇  nd （ i1i2in ） nw 初選為同步轉速為 1000r/min 的電動機  4電動機型號的確定  由表 20 1 查出電動機型號為 Y132M1-6,其額定功率為 4kW，滿載轉速 960r/min?；痉项}目所需的要求  計算傳動裝置的運動和動力參數  傳動裝置的總傳動比及其分配  1計算總傳動比  由電動機的滿載轉速 nm 和工作機主動軸轉速 nw 可確定傳動裝置應有的總傳動比為：  i nm/nw nw 38.4 i 25.14 2合理分配各級傳動比  由于減速箱是同軸式布置，所以 i1 i2。  因為 i 25.14，取 i 25， i1=i2=5 速度偏差為 0.5%<5%，所以可行。  各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩  項  目     電動機軸     高速軸 I    中間軸 II    低速軸 III    鼓  輪  轉速（ r/min）     960    960    192    38.4    38.4 功率（ kW）     4    3.96    3.84    3.72    3.57 轉矩（ Nm）     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 傳動件設計計算  1  選精度等級、材料及齒數  1）  材料及熱處理；  選擇小齒輪材料為 40Cr（調質），硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45鋼（調質），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 z1 20，大齒輪齒數 z2 100 的；  4）  選取螺旋角。初選螺旋角 14 2按齒面接觸強度設計  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據進行計算  按式（ 10 21）試算，即     dt  1）  確定公式內的各計算數值  （ 1）  試選 Kt 1.6 （ 2）  由圖 10 30 選取區(qū)域系數 ZH 2.433 （ 3）  由表 10 7 選取尺寬系數 d 1 （ 4）  由圖 10 26 查得 1 0.75， 2 0.87，則 1 2 1.62 （ 5）  由表 10 6 查得材料的彈性影響系數 ZE 189.8Mpa （ 6）  由圖 10 21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim1 600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限 Hlim2 550MPa；  （ 7）  由式 10 13 計算應力循環(huán)次數  N1 60n1jLh 601921（ 283005） 3.3210e8 N2 N1/5 6.64107  （ 8）  由圖 10 19 查得接觸疲勞壽命系數 KHN1 0.95； KHN2 0.98 （ 9）  計算接觸疲勞許用應力  取失效概率為 1，安全系數 S 1，由式（ 10 12）得  H1 0.95600MPa 570MPa H2 0.98550MPa 539MPa H H1 H2/2 554.5MPa 2）  計算  （ 1）  試算小齒輪分度圓直徑 d1t d1t = =67.85 （ 2）  計算圓周速度  v= = =0.68m/s （ 3）  計算齒寬 b 及模數 mnt b=dd1t=167.85mm=67.85mm mnt= = =3.39 h=2.25mnt=2.253.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89 （ 4）  計算縱向重合度 = =0.3181tan14 =1.59 （ 5）  計算載荷系數 K 已知載荷平穩(wěn)，所以取 KA=1 根據 v=0.68m/s,7 級 精度，由圖 10 8 查得動載系數 KV=1.11；由表 10 4 查的 KH的計算公式和直齒輪的相同，  故       KH=1.12+0.18(1+0.61 )11 +0.2310 67.85=1.42 由表 10 13 查得 KF=1.36 由表 10 3 查得 KH=KH=1.4。故載荷系數  K=KAKVKHKH=11.031.41.42=2.05 （ 6）  按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（ 10 10a）得  d1= = mm=73.6mm （ 7）  計算模數 mn mn = mm=3.74 3按齒根彎曲強度設計  由式 (10 17 mn  1）  確定計算參數  （ 1）  計算載荷系數  K=KAKVKFKF=11.031.41.36=1.96 （ 2）  根據縱向重合度 =0.318dz1tan=1.59，從圖 10 28 查得螺旋角影響系數     Y 0。88 （ 3）  計算當量齒數  z1=z1/cos =20/cos 14 =21.89 z2=z2/cos =100/cos 14 =109.47 （ 4）  查取齒型系數  由表 10 5 查得 YFa1=2.724； Yfa2=2.172 （ 5）  查取應力校正系數  由表 10 5 查得 Ysa1=1.569； Ysa2=1.798 （ 6）  計算 F F1=500Mpa F2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98 F1=339.29Mpa F2=266MPa （ 7）  計算大、小齒輪的  并加以比較  = =0.0126 = =0.01468 大齒輪的數值大。  2）  設計計算  mn =2.4 mn=2.5 4幾何尺寸計算  1）  計算中心距  z1 =32.9，取 z1=33 z2=165 a =255.07mm a 圓整后取 255mm 2）  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 =85.00mm d2 =425mm 4）  計算齒輪寬度  b=dd1 b=85mm B1=90mm， B2=85mm 5）  結構設計  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。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。  軸的設計計算  擬定輸入軸齒輪為右旋  II 軸：  1初步確定軸的最小直徑  d  =34.2mm 2求作用在齒輪上的受力  Ft1= =899N Fr1=Ft =337N Fa1=Fttan=223N；  Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N 3軸的結構設計  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 90mm。  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        207.5        63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N 查得軸承 30307 的 Y 值為 1.6 Fd1=443N Fd2=189N 因為兩個齒輪旋向都是左旋。  故： Fa1=638N Fa2=189N 5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 右側的  截面上的轉切應力為   由于軸選用 40cr，調質處理，所以  （ 2P355 表 15-1）  a)    綜合系數的計算  由  ，  經直線插入，知道因軸肩而形成的理論應力集中為  ，  ，  （ 2P38 附表 3-2 經直線插入）  軸的材料敏感系數為  ，  ，  （ 2P37 附圖 3-1）  故有效應力集中系數為  查得尺寸系數為  ，扭轉尺寸系數為  ，  （ 2P37 附圖 3-2）（ 2P39 附圖 3-3）  軸采用磨削 加工，表面質量系數為  ，  （ 2P40 附圖 3-4）  軸表面未經強化處理，即  ，則綜合系數值為  b)    碳鋼系數的確定  碳鋼的特性系數取為  ，   c)    安全系數的計算  軸的疲勞安全系數為  故軸的選用安全。  I 軸：  1作用在齒輪上的力  FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5 2初步確定軸的最小直徑  3軸的結構設計  1）  確定軸上零件的裝配方案  2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度  d)    由于聯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)    考慮到聯軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達 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，經標準化，定為 40mm。  h)    為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達 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，齒輪寬為 90mm，定為 88mm。  d)    該段綜合考慮齒輪與箱體內壁的距離取 13.5mm、軸承與箱體內壁距離取 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、調整墊片厚度、端蓋厚度及聯軸器安 裝尺寸，定為 57mm。  f)    該段由聯軸器孔長決定為 42mm 4按彎扭合成應力校核軸的強度  W=62748N.mm T=39400N.mm 45 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=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 2初步確定軸的最小直徑  3軸的結構設計  1）  軸上零件的裝配方案  2）  據軸向定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    33.25 5求軸上的載荷  Mm=316767N.mm T=925200N.mm 6. 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）  當量載荷  由于  ，  ，  所以  ，  ，  ，  。  由于為一般載荷，所以載荷系數為  ，故當量載荷為  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  ，  所以軸向力為  ，   4）  當量載荷  由于  ，  ，  所以  ，  ，  ，  。  由于為一般載荷，所以載荷系數為  ，故當量載荷為  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）  當量載荷  由于  ，  ，  所以  ，  ，  ，  。  由于為一般載荷，所以載荷系數為  ，故當量 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）     轉矩  （ Nm）     極限應力  （ MPa）  高速軸     8760（單頭）     25    35    3.5    39.8    26.0 12880（單頭）     40    68    4    39.8    7.32 中間軸     12870（單頭）     40    58    4    191    41.2 低速軸     201280（單頭）     75    60    6    925.2    68.5 1811110（單頭）     60    107    5.5    925.2    52.4 由于鍵采用靜聯接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為  ，所以上述鍵皆安全。  連軸器的選擇  由于彈性聯軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。  二、高速軸用聯軸器的設計計算  由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為  ，  計算轉矩為   所以考慮選用彈性柱銷聯軸器 TL4（ GB4323-84），但由于聯軸器一端與電動 機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用 TL5（ GB4323-84）  其主要參數如下：  材料 HT200 公稱轉矩   軸孔直徑  ，   軸孔長  ，   裝配尺寸   半聯軸器厚   （ 1P163 表 17-3）（ GB4323-84 三、第二個聯軸器的設計計算 &