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齿轮的设计
机械设计课程设计计算说明书
设计题目带式运输机传动装置的设计
机械与材料学院
机材A0831班
设计者江晶晶
指导老师林伟明
2011年03月29日
九江学院
目 录
设计任务书……………………………………………………1
传动方案的拟定及说明………………………………………4
电动机的选择…………………………………………………4
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5
传动件的设计计算……………………………………………5
轴的设计计算…………………………………………………8
滚动轴承的选择及计算………………………………………14
键联接的选择及校核计算……………………………………16
连轴器的选择…………………………………………………16
减速器附件的选择……………………………………………17
润滑与密封……………………………………………………18
设计小结………………………………………………………18
参考资料目录…………………………………………………18
机械设计课程设计说明书
题目:
设计一用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器
一. 总体布置简图
二. 工作情况:
带式输送机工作平稳,转向不变
三.原始数据
小齿轮转速n1:
1440r/min
发动机输出功率:
4.5kw
总传动比:
8
使用年限(年):
8
工作制度(班/日):
2
每年工作时间(天):
300
四. 设计内容
1.电动机的选择与运动参数计算;
2.直齿轮传动设计计算
3.轴的设计
4.滚动轴承的选择
5.键和连轴器的选择与校核;
6.装配图、零件图的绘制
7.设计计算说明书的编写
五. 设计任务
1.减速器总装配图一张
2.齿轮、轴零件图若干张
3.设计说明书一份
六. 设计进度
1、第一阶段:
总体计算和传动件参数计算
2、第二阶段:
轴与轴系零件的设计
3、第三阶段:
轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
4、第四阶段:
装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写
传动方案的拟定及说明
由题目所知传动机构类型为:
展开式二级圆柱齿轮减速器。
故只要对本传动机构进行分析论证。
本传动机构的特点是:
减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。
结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。
电动机的选择
1.电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是:
载荷平稳、转向不变。
所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。
2.电动机容量的选择
1)工作机所需功率Pw
Pw=4.5kW
2)电动机的输出功率
Pd=Pw/η
由表1-7查出:
η1=0.99,为输入联轴器的效率,
η2=0.99,为第一对轴承的效率,
η3=0.99,为第二对轴承的效率,
η4=0.99,为第三对轴承的效率,
η5=0.99,为每对齿轮啮合传动的效率(齿轮为7级精度,稀油润滑),
η6=0.99,为输出联轴器的效率,
η7=0.96,为卷筒的效率,
η=η1η2η3η4η5
η6η7=0.99×0.99×0.99×0.99×0.99
×0.99×0.96=0.8947;
所以Pd=5.027kW
3.电动机转速的选择
nd=(i1’•i2’…in’)nw
初选为同步转速为1500r/min的电动机
4.电动机型号的确定
由表12-1查出,电动机型号为Y132M-4的三相异步电动机,其额定功率为5.5kW,满载转速1440r/min。
基本符合题目所需的要求。
计算传动装置的运动和动力参数
传动装置的总传动比及其分配
计算传动装置的总传动比及其分配
1.计算总传动比
卷筒转速nw=60×1000×V/(∏D)=191.08r/min由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为:
i=nm/nw≈7.536
2.合理分配各级传动比
由于减速箱是展开式布置:
i1×i2=8。
展开式二级圆柱齿轮减速器:
i1≈(1.3~1.5)i2
所以,i1=3.5,i2=2.3
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。
各轴转速、输入功率、输入转矩
1.各轴转速
nⅠ=nm/i0,i0=1440/1=1440r/min
nⅡ=nⅠ/i1=1440r/min/3.5=411r/min
nⅢ=411r/min/2.3=178r/min
2.各轴功率
P
=P
×η1=5.027×0.99=4.97kW
P
=P
×η2×η5=4.97×0.99×0.99=4.87kW
P
=P
×η3×η5=4.87×0.99×0.99=4.77kW
3.各轴转矩
Ⅰ轴 T
=9550P
/n
=9550×4.97/1440=113.1532.96N·m
Ⅱ轴 T
=9550P
/n
=9550×4.87/411=113.15N·m
Ⅲ轴 T
=9550P
/n
=9550×4.77/178=255.91N·m
项目
电动机轴
高速轴I
中间轴II
低速轴III
转速(r/min)
1440
1440
411
178
功率(kW)
5.5
4.97
4.87
4.77
转矩(N•m)
2.2
32.96
113.15
255.91
传动比
1
1
3.5
2.3
效率
1
0.98
0.98
0.98
传动件设计计算
一.高速级齿轮的计算
1.选精度等级、材料及齿数
1)材料及热处理;
由表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。
2)精度等级选用7级精度;
3)试选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=3.5×24=84,取z2=84;
2.按齿面接触强度设计
按式(10—9a)试算,即
dt≥
1)确定公式内的各计算数值
1)试选Kt=1.3
2)T1=95.5×103P/n1=2.9843×104N.mm
3)由表10-7选取尺宽系数φd=1
4)由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa
5)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=
600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa;
6)由式10-13计算应力循环次数
N1=60n1jLh=60×1440×1×(2×8×300×15)=6.2205×109
N2=N1/5=1.2441×109
7)由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.90;KHN2=0.95
8)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得
[σH]1==0.90×600MPa=540MPa
[σH]2==0.98×550MPa=522.5MPa
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=531.25MPa
(2)计算
1)试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t≥
=43
2)计算圆周速度
v=3.24m/s
3)计算齿宽b及模数mnt
b=φdd1t=1×43mm=43mm
mt=1.7916
h=2.25mt=2.25×1.7916mm=4.031mm
4)计算齿宽与齿高之比b/h
b/h=43/4.031=10.7
5)计算载荷系数K
已知载荷平稳,所以取KA=1
根据v=3.24m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.18;由表10—4查的KHβ,
故 KHβ=1.423
由表10—13查得KFβ=1.30
由表10—3查得KHα=KFα=1。
故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.18×1×1.423=1.679
6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得
d1=46.82mm
(7)计算模数m
m=1.95
3.按齿根弯曲强度设计
由式(10—17)
m≥
1)确定计算参数
(1)计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.18×1×1.30=1.534
(2)查取齿型系数
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172
(3)查取应力校正系数
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798
(4)计算[σF]
σF1=500Mpa
σF2=380MPa
KFN1=0.85
KFN2=0.88
[σF1]=303.57Mpa
[σF2]=238.86MPa
(5)计算大、小齿轮的并加以比较
=0.01352
=0.01642
大齿轮的数值大。
2)设计计算
m≥
m=1.34
小齿轮Z1=d1/m=46.82/1.5=31.21小齿轮齿数取31
大齿轮Z2=3.5×31.21=109.23大齿轮齿数取109
4.几何尺寸计算
1)计算中心距
z1=32.17,取z1=31
z2=109
a=105mm
2)计算大、小齿轮的分度圆直径
d1=z1×m=31×1.5=46.5mm
d2=z2×109×1.5=163.5mm
4)计算齿轮宽度
b=φdd1
b=43mm
B1=40mm,B2=45mm
小齿轮:
齿顶高ha=m=1.5mmhf=1.875mm
H=ha+hf=3.375mmda=43+2×1.5=46mm
Df=43-2×1.875=39.25mmz=32
大齿轮:
d=163.5mmm=1.5mmda=166.5mmdf=159.75mm
a=161mmz=109
5)结构设计
以大齿轮为例。
因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。
其他有关尺寸参看大齿轮零件图。
二.低速级齿轮的计算
1.选精度等级、材料及齿数
1)材料及热处理;
由表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。
2)精度等级选用7级精度;
3)试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=2.3×20=46,取z2=46;
2.按齿面接触强度设计
按式(10—9a)试算,即
dt≥
1)确定公式内的各计算数值
1)试选Kt=1.3
2)T1=95.5×103P/n1=2.98×105N.mm
3)由表10-7选取尺宽系数φd=1
4)由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa
5)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=
600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa;
6)由式10-13计算应力循环次数
N1=60n1jLh=60×1440×1×(2×8×300×15)=6.2205×109
N2=N1/5=1.2441×109
7)由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.90;KHN2=0.95
8)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得
[σH]1==0.90×600MPa=540MPa
[σH]2==0.98×550MPa=522.5MPa
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=531.25MPa
(2)计算
1)试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t≥
=109.49
2)计算圆周速度
v=1.822m/s
3)计算齿宽b及模数mnt
b=φdd1t=1×73.851mm=109.49mm
mt=4.97682
h=2.25mt=2.25×4.97682mm=11.2mm
4)计算齿宽与齿高之比b/h
b/h=109.49/11.2=9.776
5)计算载荷系数K
已知载荷平稳,所以取KA=1
根据v=3.71m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.05;由表10—4查的KHβ,
故 KHβ=1.423
由表10—13查得KFβ=1.30
由表10—3查得KHα=KFα=1。
故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.05×1×1.423=1.494
6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得
d1=114.684mm
(7)计算模数m
m=
=5.213
3.按齿根弯曲强度设计
由式(10—17)
m≥
1)确定计算参数
(1)计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.04×1×1.30=1.494
(2)查取齿型系数
由表10-5查得YFa1=2.72;Yfa2=2.335
(3)查取应力校正系数
由表10-5查得Ysa1=1.57;Ysa2=1.69
(4)计算[σF]
σF1=500Mpa
σF2=380MPa
KFN1=0.85
KFN2=0.88
[σF1]=303.57Mpa
[σF2]=238.86MPa
(5)计算大、小齿轮的并加以比较
=0.014067
=0.01652
大齿轮的数值大。
2)设计计算
m≥
m=3.56
Z1=d1/m=114.684/4=27.9,取z1=28
Z2=2.15×28=61
4.几何尺寸计算
1)计算中心距
z1=32.17,取z1=32
z2=97
a=234mm
2)计算大、小齿轮的分度圆直径
d1=112mm
d2=244mm
4)计算齿轮宽度
b=φdd1
b=112mm
B1=120mm,B2=112mm
小齿轮:
齿顶高ha=m=4mmz=28
da=120mm
Df=102mm
大齿轮:
z=61d=244mmda=252mm
Df=234mma=178mm
5)结构设计
以大齿轮为例。
因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。
其他有关尺寸参看大齿轮零件图
三.校验传动比
实际传动比:
i实=97/32×61/28=6.6
总传动比:
960/147.852=6.493
所以传动比误差:
(6.6-6.493)/6.493=1.65%
轴的设计计算
拟定输入轴齿轮为右旋
一、低速轴的设计计算:
1、列出轴上的功率、转速和转矩;
P3=p2×ŋ23=13.572KW
n3=147.852r/min
T3=885.422N.m
2.求作用在齿轮上的受力
Ft=2T3/d3=7257.56N
Fr=2641.54N
Fn=7723.33N;
3.初步确定轴的最小直径
先按式(15-2)初步估算轴的最小直经。
选取轴的材料为45钢,调质处理。
根据表15-3,取A0=112,于是得
d≥50.5mm
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1-2.为了使所选的轴直径d1-2于联轴器的孔相适应,故需同时选取联轴器的型号。
联轴器的计算转矩Tca=KaT3=1.3×885422=1151048.6N.mm
计算转矩T应小于联轴器公称转矩的条件,查标准GB/T5014-2003,选用LX4型弹性柱销联轴器,其公称转矩为2500000N.mm。
半联轴器的孔径dI=55mm。
故取d1-2=55mm,半联轴器长度L=112mm,半联轴器与轴配合的轮毂孔长度L1=84mm
4.轴的结构设计
(1)拟定轴上零件的装配方案
(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1)为了满足半联轴器的轴向定位要求,1-2轴段右侧需制出一轴肩,故去2-
3段的直径D2-3=62mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=65mm。
半联轴器与轴配合的轮毂孔长度L1=84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故1-2段的长度应比L1段短一些,现取L1-2=82mm。
2)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,故选用单列圆锥滚子轴承。
参照工作要求并根据D1-2=62mm,初步选取0基本游隙组,标准精度的单列圆锥滚子轴承30313,其基本尺寸为d×D×T=65mm×140mm×36mm,故D3-4=D7-8=65mm;故L7-8=36mm。
齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度h=6mm,取D6-7=77mm
3)D4-5=70mm;已知齿轮轮毂的宽度为112mm,故取L4-5=110mm。
齿轮的右端采用轴肩定位,故H=6mm则轴环处的直径D5-6=82mm,取L5-6=12mm。
4)轴承端盖的总宽度为20mm。
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的间隙L=30mm,故取L2-3=50mm。
5)取齿轮距箱体内壁的距离A=16mm,在确定滚动轴承位置时,应距箱体一段距离S=8mm,已知滚动轴承宽度T=36mm,直齿轮轮毂长L=112mm,则L3-4=62mm,
L6-7=110mm
至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。
(3)轴上零件的周向定位
齿轮,半联轴器和轴的周向定位均采用平键连接。
按D5-6由表6-1查得平键截面b×h=20mm×12mm,键长为63mm,齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;
半联轴器和轴的连接,选用平键16mm×10mm×70mm,半联轴器和轴的配合H7/k6。
滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6。
(4)确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2,取轴端倒角为2×45。
,各轴肩处的圆角半径为R2。
1.计算个支撑点间的距离
轴上力的作用点及支点跨距从草图确定,齿轮作用线的位置可取在轮缘宽度中部。
滚动轴承支反力作用点取轴承宽度的中部。
L1=(27+60)/2+15=58.5(mm)
L2=(27+60)/2+15=58.5(mm)
L3=(27+60)/2+30=66(mm)
2.绘制轴的计算简图
3.计算作用在轴上的力
齿轮所受扭距MT=227400N.mm;
大齿轮作用力:
圆周力:
Fe=2MT/d2=2×227400/240=1895N
径向力:
Fra=Fta×tana=690N
注:
齿轮作用力的方向如图
开式小齿轮作用力:
圆周力:
Fe=2MT/d1=2×227400/102=4459N
径向力:
Fra=Fta×tana=1623N
注:
齿轮作用力的方向如上图
4.求轴承反力
水平面:
MF(X)=0
FtA-L1+RDX(L1+L2)-FtD(L1+L2+L3)=0
RBX=FtD(L1+L2+L3)-FtA×Li/L1+L2=4459×(58.5+58.5+66)-1895×58.5/58.5+58.5=6026.9(N)
RFX=FtA+RBX-FtD=1895+6026.9-4459=3462.9(N)
垂直面:
MF(Z)=0;RBZ=FRD(L1+L2+L3)-FRA×Li/L2+L1=1623×(58.5+58.5+66)-690×58.5/58.5+58.5=2193.5(N)
RFZ=FRA-FRD+RBE=690-1623+2193.5=1260(N)
5.作弯踞图
水平弯踞图
截面A:
MAX=RFZ×L1=3462.9×58.5=202579.65(N.mm)
截面B:
MBX=FRD×L3=1623×66=107118(N.mm)
垂直弯踞图
截面A:
MAZ=RFZ×L1=1260×58.5=73710(Nmm)
截面B:
MBZ=FED×L3=4456×66=294294(Nmm)
合成弯踞图
MA=MAX2+MAZ2=(202579.65)2+(73710)2=215573N.mm
MB=MBX2+MBZ2=2942942+1071182=313182(N.mm)
6作扭距图MT:
MT=227400N.mm
7.作当量弯踞图。
轴的材料为45钢调质处理,HBS=220查表20-1得强度极限为650MPA,查表20-11用内插法求得[σ]b=102.5MPa。
[σ-1]b=60MPa,对于脉动循环扭距a=[σ-1]b/[σ]b=0.59
MdA=MA2+(aMT)2=2155732+(0.59×227400)2=253913.8(N.mm)
MdB=MB2+(aMT)2=3131822+(0.59×227400)2=340710(N.mm)
MdD=(aMT)2==134166(N.mm)
8.校核轴的强度
由当量弯距图可见,B点的当量弯距最大,该处的当量弯曲应力为:
σB=MdB/W=MdB/0.1dB3=340710/0.1×503=27.26(Mpa)
σD<[σ-1]b=60Mpa.所以:
合适!
D处的轴径最小,该处的当量弯曲应力为:
σD=MdD/W=MdD/0.1dD3=134166/0.1×423=1811(Mpa)
σD<[σ-1]b=60Mpa.所以:
合适!
二.中间轴的设计计算:
1、列出轴上的功率、转速和转矩;
P2=13.92KW
n3=317.088r/min
T3=422.31N.m
2.求作用在齿轮上的受力
Ft=2T2/d2=3594.13N
Fr=1308.156N
Fn=3824.79N;
3.初步确定轴的最小直径
先按式(15-2)初步估算轴的最小直经。
选取轴的材料为45钢,调质处理。
根据表15-3,取A0=112,于是得
d≥39.477mm
4.轴的结构设计
(1)拟定轴上零件的装配方案
2)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,故选用单列圆锥滚子轴承。
参照工作要求并根据D1-2=45mm,初步选取0基本游隙组,标准精度的单列圆锥滚子轴承30313,其基本尺寸为d×D×T=45mm×100mm×27.25mm,故D1-2=D7-8=45mm;故L1-2=L7-8=27.25mm。
齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度h=6mm,取D6-7=48mm
3)D4-5=65mm;已知齿轮轮毂的宽度为78mm,故取L4-5=110mm。
齿轮的右端采用轴肩定位,故H=6mm则轴环处的直径D5-6=55mm,取L5-6=12mm。
4)轴承端盖的总宽度为20mm。
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
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