二級-帶式運輸機傳動裝(4)
二級-帶式運輸機傳動裝(4),二級,運輸機,傳動
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(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(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
Pw=3.4kW
2) 電動機的輸出功率
Pd=Pw/η
η= =0.904
Pd=3.76kW
3.電動機轉速的選擇
nd=(i1’?i2’…in’)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(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:
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(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)z1=20,大齒輪齒數(shù)z2=100的;
4) 選取螺旋角。初選螺旋角β=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(10—21)試算,即???
dt≥
1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
(1) 試選Kt=1.6
(2) 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433
(3) 由表10-7選取尺寬系數(shù)φd=1
(4) 由圖10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,則εα=εα1+εα2=1.62
(5) 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)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σHlim1=600MPa;大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2=550MPa;
(7) 由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8
???? N2=N1/5=6.64×107
(8) 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)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(shù)S=1,由式(10-12)得
???? [σH]1==0.95×600MPa=570MPa
???? [σH]2==0.98×550MPa=539MPa
???? [σH]=[σH]1+[σH]2/2=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(shù)mnt
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm
mnt= = =3.39
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm
b/h=67.85/7.63=8.89
(4) 計算縱向重合度εβ
εβ= =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10—8查得動載系數(shù)KV=1.11;由表10—4查的KHβ的計算公式和直齒輪的相同,
故????? KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42
由表10—13查得KFβ=1.36
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故載荷系數(shù)
???? K=KAKVKHαKHβ=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,由式(10—10a)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(10—17 mn≥
1) 確定計算參數(shù)
(1) 計算載荷系數(shù)
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
(2) 根據(jù)縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)??? Yβ=0。88
(3) 計算當量齒數(shù)
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89
?? z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
(4) 查取齒型系數(shù)
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172
(5) 查取應力校正系數(shù)
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798
(6) 計算[σF]
σF1=500Mpa
σF2=380MPa
KFN1=0.95
KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa
[σF2]=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
β=arcos =13 55’50”
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=φdd1
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=Fttanβ=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(diào)質(zhì)處理,所以
([2]P355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 , ,
([2]P38附表3-2經(jīng)直線插入)
軸的材料敏感系數(shù)為 , ,
([2]P37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 ,
([2]P37附圖3-2)([2]P39附圖3-3)
軸采用磨削加工,表面質(zhì)量系數(shù)為 ,
([2]P40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(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
(N?m)??? 極限應力
(MPa)
高速軸??? 8×7×60(單頭)??? 25??? 35??? 3.5??? 39.8??? 26.0
?? 12×8×80(單頭)??? 40??? 68??? 4??? 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??? 68.5
?? 18×11×110(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
([1]P163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
([1]P163表17-3)(GB4323-84
減速器附件的選擇
通氣器
由于在室內(nèi)使用,選通氣器(一次過濾),采用M18×1.5
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M16×1.5
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(diào)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。
參考資料目錄
[1]《機械設計課程設計》,高等教育出版社,王昆,何小柏,汪信遠主編,1995年12月第一版;
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[4]《減速器選用手冊》,化學工業(yè)出版社,周明衡主編,2002年6月第一版;
[5]《工程機械構造圖冊》,機械工業(yè)出版社,劉希平主編
[6]《機械制圖(第四版)》,高等教育出版社,劉朝儒,彭福蔭,高治一編,2001年8月第四版;
[7]《互換性與技術測量(第四版)》,中國計量出版社,廖念釗,古瑩庵,莫雨松,李碩根,楊興駿編,2001年1月第四版
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