机械设计课程设计带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器1.docx
《机械设计课程设计带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器1.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《机械设计课程设计带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器1.docx(24页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
![机械设计课程设计带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器1.docx](https://file1.bdocx.com/fileroot1/2022-11/25/7a5ae966-69a2-4fd3-aa60-a1205a2c131e/7a5ae966-69a2-4fd3-aa60-a1205a2c131e1.gif)
机械设计课程设计带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器1
设计任务书……………………………………………………
传动方案的拟定及说明………………………………………
电动机的选择…………………………………………………
计算传动装置的运动和动力参数……………………………
传动件的设计计算……………………………………………
轴的设计计算…………………………………………………
滚动轴承的选择及计算………………………………………
键联接的选择及校核计算……………………………………
连轴器的选择…………………………………………………
减速器附件的选择……………………………………………
润滑与密封……………………………………………………
设计小结………………………………………………………
参考资料目录…………………………………………………
传动方案的拟定及说明
由题目所知传动机构类型为:
同轴式1级圆柱齿轮减速器。
故只要对本传动机构进行分析论证。
一、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、单向旋转。
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
2)电动机的输出功率Pd=Pw/η
3.电动机转速的选择:
传动带的传动比:
i=2~4,单击圆柱齿轮传动比i2=3~5。
nd=(i1
i2)nwnd=(6~20)
95.6=(574~1920)r/min
符合条件的电动机有750r/min、1000r/min、1500r/min.初选为同步转速为1000r/min的电动机
4.电动机型号的确定
由表20-1查出电动机型号为Y132M2-6,其额定功率为5.5kW,满载转速960r/min。
基本符合题目所需的要求
(1)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
计算各轴的运动和运动参数。
轴1:
n1=nm/i0=960/2.8=343r/min
轴2:
n2=nm/i1=343/4=85.75r/min
(2)各轴的输入功率
η1=0.96、η2=0.99、η3=0.97、η4=0.98、η5=0.96分别为带传动、齿轮传动、联轴器、轴承及卷筒的效率
轴1p1=pd
η1=3.8*0.96=3.648kw
轴2p2=p1
η2=3.8*0.99=3.762kw
卷筒轴pw=p3
η6=3.762
0.9=3.38KW
(3)各轴输入转矩
计算电动机的输出功率Td
Td=9550
Pd/Mm=9550
5.5/960=54.7N*m
轴1T1=T
i1
η1=54.7
2.8
0.96=147.1N*m
轴2T2=T1
i2
η2=147.1
0.99
0.97=141.2N*m
卷筒轴Tw=T2
i3
η5
η6=141.1
1
0.98
0.96=132.7N*m
二、减速机的外传动零件设计
(1)确定计算功率Pc
由参考文献
(1)P130表8.21查得Ka=1.2
Pc=Ka
P=1.2
5.5=6.6kw
(2)选择普通V带型号
(3)根据Pc=6.6kwN1=980r/minN2=343r/min由参考文献
(1)图8.12,选用普通B型V带
确定V带数zz=4
选用4根B-4000GB/T11544---1997的V带,中心距1639mm,带轮直径D2=400mmD1=140mm,轴上压力角Fq=1495.7N。
三、减速机的内传动设计
齿轮传动的设计计算
(1)选择齿轮材料与热处理:
所设计齿轮传动属于闭式传动,通常
齿轮采用软齿面。
选用价格便宜便于制造的材料,小齿轮材料为45钢,调质,齿面硬度260HBS;大齿轮材料也为45钢,正火处理,硬度为215HBS;
精度等级:
运输机是一般机器,速度不高,故选8级精度。
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥67.12
确定有关参数如下:
传动比i齿=4
取小齿轮齿数Z1=20。
则大齿轮齿数:
Z2=iZ1=4×20=80
由参考文献
(1)表6-12取φd=1.1
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×5.5/(350×2.8)=53596N\mm
(4)载荷系数k:
取k=1.2
(5)许用接触应力[σH]
[σH]=σHlimZN/SHmin由参考文献[1]图10.20查得:
σHlim1=560MpaσHlim2=530Mpa
接触疲劳寿命系数Zn:
按一年300个工作日,每天24h计算,由公式N=60njtn计算
N1=60×350×4×300×24=6.04x108
N2=N/i=6.04x108/4=1.512×108
查参考文献[1]图10.27中曲线,得ZN1=1ZN2=1.05
按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=560x1/1=560Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=530x1.05/1=556.5Mpa
故得:
d1≥76.43
=48.5mm
模数:
m=d1/Z1=48.5/20=2.42mm
取参考文献[1]表10.3标准模数第一数列上的值,m=2.5
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
σf=2KT1YFYS/bmd1<[σ]
确定有关参数和系数
分度圆直径:
d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×80mm=200mm
齿宽:
b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mmb1=60mm
(7)复合齿形因数YFYs由参考文献[1]表10.13得:
YFS1=2.35,YFS2=2.25
修正系数:
Ys1=1.71Ys2=1.77
(8)许用弯曲应力[σbb]
根据\参考文献[1]:
[σbb]=σbblimYN/SFmin
由参考文献[1]图10.25得弯曲疲劳极限σbblim应为:
σlim1=210Mpaσlim2=190Mpa
由参考文献[1]图10.26得弯曲疲劳寿命系数YN:
YN1=1YN2=1
弯曲疲劳的最小安全系数SFmin:
按一般可靠性要求,取SFmin=1
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σbb1]=σlim1YN1/SFmin=210×1/1=210Mpa
[σbb2]=σlim2YN2/SFmin=190×1/1=190Mpa
校核计算
σbb1=2KT1YFS1/b1md1=95.75Mpa<[σbb1]
σbb2=2KT1YFS2/b2md1=94.89Mpa<[σbb2]
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=(d1+d2)/2=(50+200)/2=125mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×350×50/60×1000=0.915m/s
因为V<6m/s,故取8级精度合适.
四、轴的设计计算
从动轴设计
1、选择轴的材料确定许用应力
选轴的材料为45号钢,调质处理。
查参考文献[1]表14.7可知:
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查表14.2可知:
[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接,
从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为:
d≥C
查表14.1得C=107~118
则d≥(107~118)×
mm=37.45~41.3mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列问题的影响,故将估算直径增加3%~5%
所以标准直径38.95~42.95,有设计手册标准尺寸取d=40mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮受到的转矩
T=9.55×106×P1/n1=9.55×10^6×5.5
0.98/(87.5
2.8)=210100N\mm
齿轮作用力:
圆周力:
Ft=2T/d=2×210100/200N=2101N
径向力:
Fr=Frtan200=2101×tan200=764.7N
4、轴的结构设计
轴结构设计时,需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式,按比例绘制轴系结构草图。
(1)、联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器,参考文献[2]查表可得联轴器的型号为HL3联轴器:
40×112GB5014-85
(2)、确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置
在齿轮两边。
轴外伸端安装联轴器,齿轮靠油环和套筒实现
轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴
承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定,轴通
过两端轴承盖实现轴向定位,联轴器靠轴肩平键和过盈配合
分别实现轴向定位和周向定位
(3)、确定各段轴的直径
将估算轴d=40mm作为外伸端直径d1与联轴器相配,
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位,取第二段直径为d2=45mm
齿轮和左端轴承从左侧装入,考虑装拆方便以及零件固定的要求,装轴处d3应大于d2,取d3=50mm,为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3,取d4=55mm。
齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5
满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.
(4)选择轴承型号.由[1]P154初选深沟球轴承,代号为6009,查手册可得:
轴承宽度B=16,安装尺寸D=51,故轴环直径d5=51mm.
(5)确定轴各段直径和长度
Ⅰ段:
d1=40mm长度取L1=55mm
II段:
d2=45mm
初选用6209深沟球轴承,其内径为45mm,
宽度为16mm.考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。
取套筒长为17mm,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为55mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长:
L2=(2+20+16+55)=93mm
III段直径d3=50mm
L3=L1-L=55-2=53mm
Ⅳ段直径d4=55mm
长度与右面的套筒相同,即L4=20mm
Ⅴ段直径d5=51mm.长度L5=16mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=89mm
(6)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径:
已知d1=200mm
②求转矩:
已知T2=210100N/mm
③求圆周力:
Ft
根据参考文献[1]P127(6-34)式得
Ft=2T2/d1=2×210100/200=2101N
④求径向力Fr
根据课本P127(6-35)式得
Fr=Ft/tanα=2101×tan200=764.7N
⑤因为该轴两轴承对称,所以:
LA=LB=46.5mm
(1)绘制轴受力(见附图)
(2)绘制垂直面弯矩图(见附图)
轴承支反力:
FAY=FBY=Fr/2=764.7/2=382.35N
FAZ=FBZ=Ft/2=2101/2=1050.5N
由两边对称,知截面C的弯矩也对称。
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=382.35×93÷2=17779.3N*m
截面C在水平面上弯矩为:
MC2=FAZL/2=1050.5×93÷2=48848.25N*m
(4)绘制合弯矩图(如图d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(17779.3+48848.25)1/2=33313.8N*m
(5)绘制扭矩图(如图e)
转矩:
T=9.55×(P2/n2)×106=9.55×10^6×5.5/(350*2.8)=53596N*mm
(6)绘制当量弯矩图(如图f)
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取α=0.2,截面C处的当量弯矩:
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[48848.25+(0.2×53596)2]1/2=35143.3N*m
(7)校核危险截面C的强度
由式
σe=35143x1000/0.1×50
=7.02MPa<[σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
主动轴的设计
1、选择轴的材料确定许用应力
选轴的材料为45号钢,调质处理。
查参考文献[1]表14.7可知:
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查参考文献[2]表14.2可知:
[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接,
从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为:
查参考文献[1]表14.1得C=107~118
d≥C
=(107~118)
=23.54~25.96
45钢取C=118
则d≥118×
mm=25.96mm
考虑键槽的影响以系列标准,取d=27mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩:
T=9.55×106P/n=9.55×106×3.648/350=99538.3N
齿轮作用力:
圆周力:
Ft=2T/d=2×99538.3/50N=3981.5N
径向力:
Fr=Fttan200=3981.5×tan200=1448.7N
确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置
在齿轮两边。
齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定
,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴
承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定,轴通
过两端轴承盖实现轴向定位,
4确定轴的各段直径和长度
初选用6006深沟球轴承,其内径为30mm,
宽度为13mm.。
考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm,则该段长33mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
(2)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径:
已知d2=50mm
②求转矩:
已知T=99538.3N*m
③求圆周力Ft1:
Ft1=2T3/d2=2×99538.3/50N=3981.5N
④求径向力Fr
Fr=Fttanα=3981.5×0.36379=1448.43N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=1448.43/2=724.22N
FAZ=FBZ=Ft/2=3981.5/2=1990.75N
(2)截面C在垂直面弯矩为
MC12=FAXL/2=724.22×100/2=36211N*m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC22=FAZL/2=1990.75×100/2=99537.5N*m
(4)计算合成弯矩
MC=(MC12+MC22)1/2
=(36211+99537.5)1/2
=67874.25Nm
(5)计算当量弯矩:
根据参考文献[1]P235得α=0.4
Mec=
=[99537.5^2+(0.4×99538.3)^2]^1/2
=107205.2Nm
(6)校核危险截面C的强度
由式(10-3)
σe=Mec/(0.1d3)=107205.2/(0.1×30^3)
=39.8Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
(7)滚动轴承的选择及校核计算
一从动轴上的轴承
根据根据条件,轴承预计寿命
L'h=4×300×24=28800h
(1)由初选的轴承的型号为:
6209,
查参考文献[2]表14-19可知:
d=45mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN,基本静载荷C0=20.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速9000r/min
1)已知nII=85.75(r/min)
两轴承径向反力:
FR1=FR2=382.35N
根据课本得轴承内部轴向力
FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x382.35=240.88N
(2)∵FS1+Fa=FS2Fa=0
故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端
FA1=FS1=240.88NFA2=FS2=240.88N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=240.88N/1050.5N=0.23
FA2/FR2=240.88N/1050.5N=0.23
根据课本P293表15.13得e=0.68
FA1/FR1y1=0y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据参考文献[1]P293表15.12取fP=1.5
根据参考文献[1]P295式得
P1=fP(x1FR1+yFA1)=1.5×(1×382.35+0)=573.525N
P2=fp(x2FR1+yFA2)=1.5×(1×382.35+0)=573.525N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2故取P=573.525N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6209型的Cr=31500N
由参考文献[1]P294式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/573.525)3/60X87.5=46013904.3h>48000h
∴预期寿命足够
二.主动轴上的轴承:
(1)由初选的轴承的型号为:
6009
查参考文献[1]表14-19可知:
d=45,外径D=80度B=16mm,
基本额定动载荷C=22KN本静载荷CO=16.2KN
查参考文献[2]表10.1可知极限转速10000/min
根据根据条件,轴承预计寿命
L'h=4×300×24=28800h
(1)已知nI=350(r/min)
两轴承径向反力:
FR1=FR2=724.35N
根据课本P2得轴承内部轴向力
FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x724.35=456.34N
(2)∵FS1+Fa=FS2Fa=0
故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端
FA1=FS1=456.34NFA2=FS2=456.34N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=456.34N/724.35N=0.63
FA2/FR2=456.34N/724.35N=0.63
根据[1]P294表15.13得e=0.68
FA1/FR1y1=0y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据[1]P293表15.12取fP=1.5
根据[1]P293表15.13式得
P1=fP(x1FR1+yFA1)=1.5×(1×456.34+0)=684.51N
P2=fp(x2FR1+yFA2)=1.5×(1×456.34+0)=684.51N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2故取P=684.51N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6206型的Cr=19500N
由[1]P294式得
LH=106(ftCr/P)3ε/60n
=106(1×19500/684.51)3/60X350=1100893h>48000h
∴预期寿命足够
五、键联接的选择及校核计算
1.根据轴径的尺寸,由[1]表14.8得
高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为:
键12×45 GB1096-79
大齿轮与轴连接的键为:
键10×40GB1096-79
轴与联轴器的键为:
键8×36GB1096-79
2.键的强度校核
大齿轮与轴上的键:
键12×45GB1096-79
b×h=12×8,L=45,则LS=L-b=45-12=33mm
挤压强度:
σjy=4T/dhl=4×210100/40×8×33=79.58<125~150MPa=[σjy]
因此挤压强度足够
剪切强度:
p=4T/dhl=4×210100/40×8×33=79.58<120MPa=[σp]
因此剪切强度足够
键8×33
GB1096-79和键10×40GB1096-79根据上面的步骤校核,并且符合要求。
六、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算
1、减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5
油面指示器
选用游标尺BT-08-08
起吊装置
采用箱座吊耳.()
放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M18×1.5
根据《机械设计基础课程设计》表5.2选择适当型号:
起盖螺钉型号:
GB/T5780M6×30,材料Q235
高速轴轴承盖上的螺钉:
GB5783~86M8X12,材料Q235
低速轴轴承盖上的螺钉:
GB5783~86M8×20,材料Q235
螺栓:
GB5782~86M14×100,材料Q235
箱体的主要尺寸:
(1)箱座壁厚 z=0.025a+1=0.0125×125+1=1.1875
取z=8
(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×125+1=3.5
取z1=8
(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20
(6)地脚螺钉直径df=0.036a+12=0.036×125+12=16.5(取18)
(7)地脚螺钉数目n=4(因为a<250)
(8)轴承旁连接螺栓直径d1=0.75df=0.75×18=13.5(取14)
(9)盖与座连接螺栓直径d2=(0.5-0.6)df=0.55×18=9.9(取10)
(10)连接螺栓d2的间距L=150-200
(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4(取6)
(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1=20mm
(15)df.d1至凸缘边缘距离C2=18mm
(16)凸台高度:
根据低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准。
(17)外箱壁至轴承座端面的距离[C1+C2+(5~10)]mm=(20+18+8)mm=46mm
(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离:
>9.6mm
(19)齿轮端面与内箱壁间的距离:
=12mm
(20)箱盖,箱座肋厚:
m1=8mm,m2=8mm
(21)轴承端盖外径∶[D+(5~5.5)d3]mm=[D0-2.5d3+(5~5.5)d3]mm=30+3×8=54mm
D~轴承外径
(22)轴承旁连接螺栓距离:
尽可能靠近,以Md1和Md3互不干涉为准,一般取S=D2.
轴承盖和调整垫片草图
轴套、齿轮挡圈:
七、润滑与密封
1.齿轮的润滑
采用浸油润滑,由于为单级圆柱齿轮减速器,速度ν<12m/s通常将大齿轮浸入油池中进行润滑。
,当m<20时,浸油深度h约为1个齿高,但不小于10mm,所以浸油高度约为36mm。
2.滚动轴承的润滑
由于轴承周向