帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器

帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器,運輸機,傳動,裝置,中的,同軸,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1級圓柱齒輪減速器 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(shù)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(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(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 三 原始數(shù)據(jù) 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(shù)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(shù)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(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 Pw3.4kW 2） 電動機的輸出功率 PdPw/ 0.904 Pd3.76kW 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201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(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： inm/nw nw38.4 i25.14 2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(shù) 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(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)進行計算 按式（1021）試算，即 dt 1） 確定公式內的各計算數(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計算應力循環(huán)次數(shù) N160n1jLh601921（283005）3.3210e8 N2N1/56.64107 （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力 取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得 H10.95600MPa570MPa H20.98550MPa539MPa HH1H2/2554.5MPa 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(shù)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(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+0.61 )11 +0.2310 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=11.031.41.42=2.05 （6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 d1= = mm=73.6mm （7） 計算模數(shù)mn mn = mm=3.74 3按齒根彎曲強度設計 由式(1017 mn 1） 確定計算參數(shù) （1） 計算載荷系數(shù) K=KAKVKFKF=11.031.41.36=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） 計算當量齒數(shù) z1=z1/cos =20/cos 14 =21.89 z2=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） 查取應力校正系數(shù) 由表105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(shù)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(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 66 207.5 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(shù)的計算 由 ， 經(jīng)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(jīng)直線插入） 軸的材料敏感系數(shù)為 ， ， （2P37附圖3-1） 故有效應力集中系數(shù)為 查得尺寸系數(shù)為 ，扭轉尺寸系數(shù)為 ， （2P37附圖3-2）（2P39附圖3-3） 軸采用磨削加工，表面質量系數(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=168.5 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(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(jīng)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(lián)軸器安裝尺寸，定為57mm。 f) 該段由聯(lián)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(jù)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(shù)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(shù)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(shù)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(lián)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(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HT200 公稱轉矩 軸孔直徑 ， 軸孔長 ， 裝配尺寸 半聯(lián)軸器厚 （1P163表17-3）（GB4323-84 三、第二個聯(lián)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(shù)為 ， 計算轉矩為 所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL10（GB4323-84） 其主要參數(shù)如下： 材料HT200 公稱轉矩 軸孔直徑 軸孔長 ， 裝配尺寸 半聯(lián)軸器厚 （1P163表17-3）（GB4323-84 減速器附件的選擇 通氣器 由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用M181.5 油面指示器 選用游標尺M16 起吊裝置 采用箱蓋吊耳、箱座吊耳 放油螺塞 選用外六角油塞及墊片M161.5 潤滑與密封 一、齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。 二、滾動軸承的潤滑 由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。 三、潤滑油的選擇 齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。 四、密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。 密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。 設計小結 由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備。