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        帶傳送傳動裝置_一級齒輪減速器設資料

        時間:2019-04-24?? 來源:永坤電機 點擊: 165次
        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……………………………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、單向旋轉 
        三. 原始數據 
        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爲: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 
        因爲本傳動的工作狀況是:載荷平穩、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 
        初選爲同步轉速爲1000r/min的電動機 
        4.電動機型號的確定 
        由表20-1查出電動機型號爲Y132M1-6,其額定功率爲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爲: 
        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。 
        因爲i=25.14,取i=25,i1=i2=5 
        速度偏差爲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 
        1) 材料及熱處理; 
        選擇小齒輪材料爲40Cr(調質),硬度爲280HBS,大齒輪材料爲45鋼(調質),硬度爲240HBS,二者材料硬度差爲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β=14° 
        2.按齒面接觸強度設計 
        因爲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選取區域系數ZH=2.433 
        (3) 由表10-7選取尺寬系數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計算應力循環次數 
        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KHN1=0.95;KHN2=0.98 
        (9) 計算接觸疲勞許用應力 
        取失效概率爲1%,安全系數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K 
        已知載荷平穩,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 
        K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=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=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 
        (2) 根據縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,從圖10-28查得螺旋角影響系數 Yβ=0。88 
         
        (3) 計算當量齒數 
        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 
        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[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 
        以大齒輪爲例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm,而又小于500mm,故以選用腹板式爲宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。 
        軸的設計計算 
        擬定輸入軸齒輪爲右旋 
        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,故取直徑爲35mm。 
        ii. II-III段軸肩用于固定軸承,查手冊得到直徑爲44mm。 
        iii. III-IV段爲小齒輪,外徑90mm。 
        iv. IV-V段分隔兩齒輪,直徑爲55mm。 
        v. V-VI段安裝大齒輪,直徑爲40mm。 
        vi. VI-VIII段安裝套筒和軸承,直徑爲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段軸承寬度爲22.75mm,所以長度爲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,所以長度爲16mm。 
        3. III-IV段爲小齒輪,長度就等于小齒輪寬度90mm。 
        4. IV-V段用于隔開兩個齒輪,長度爲120mm。 
        5. V-VI段用于安裝大齒輪,長度略小于齒輪的寬度,爲83mm。 
        6. VI-VIII長度爲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值爲1.6 
        Fd1=443N 
        Fd2=189N 
        因爲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,所以判斷爲危險截面 
        2) 截面IV右側的 
         
        截面上的轉切應力爲 
        由于軸選用40cr,調質處理,所以 
        ([2]P355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爲 , , 
        ([2]P38附表3-2經直線插入) 
        軸的材料敏感系數爲 , , 
        ([2]P37附圖3-1) 
        故有效應力集中系數爲 
        查得尺寸系數爲 ,扭轉尺寸系數爲 , 
        ([2]P37附圖3-2)([2]P39附圖3-3) 
        軸采用磨削加工,表面質量系數爲 , 
        ([2]P40附圖3-4) 
        軸表面未經強化處理,即 ,則綜合系數值爲 
        b) 碳鋼系數的確定 
        碳鋼的特性系數取爲 , 
        c) 安全系數的計算 
        軸的疲勞安全系數爲 
        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,選爲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,所以該段直徑選爲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,即該段直徑定爲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,定爲40mm。 
        h) 爲了齒輪軸向定位可靠,定位軸肩高度應達5mm,所以該段直徑選爲46mm。 
        i) 軸肩固定軸承,直徑爲42mm。 
        j) 該段軸要安裝軸承,直徑定爲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,該段長度定爲18.25mm。 
        b) 該段爲軸環,寬度不小于7mm,定爲11mm。 
        c) 該段安裝齒輪,要求長度要比輪轂短2mm,齒輪寬爲90mm,定爲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,定爲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,定爲57mm。 
        f) 該段由聯軸器孔長決定爲42mm 
        4.按彎扭合成應力校核軸的強度 
        W=62748N.mm 
        T=39400N.mm 
        45鋼的強度極限爲 ,又由于軸受的載荷爲脈動的,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 , 
        所以軸向力爲 , 
        4) 當量載荷 
        由于 , , 
        所以 , , , 。 
        由于爲一般載荷,所以載荷系數爲 ,故當量載荷爲 
        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 , 
        所以軸向力爲 , 
        4) 當量載荷 
        由于 , , 
        所以 , , , 。 
        由于爲一般載荷,所以載荷系數爲 ,故當量載荷爲 
        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 , 
        所以軸向力爲 , 
        4) 當量載荷 
        由于 , , 
        所以 , , , 。 
        由于爲一般載荷,所以載荷系數爲 ,故當量載荷爲 
        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 
        由于鍵采用靜聯接,沖擊輕微,所以許用擠壓應力爲 ,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,原動機爲電動機,所以工作情況系數爲 , 
        計算轉矩爲 
        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 
        ([1]P163表17-3)(GB4323-84 
        三、第二個聯軸器的設計計算 
        由于裝置用于運輸機,原動機爲電動機,所以工作情況系數爲 , 
        計算轉矩爲 
        所以選用彈性柱銷聯軸器TL10(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 
        ([1]P163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爲,所以浸油高度約爲六分之一大齒輪半徑,取爲35mm。 
        二、滾動軸承的潤滑 
        由于軸承周向速度爲,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爲便利,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密封。 
        密封圈型號按所裝配軸的直徑確定爲(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決定。 
        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,傳動更穩定精確的設備。
         
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