減速器課程設計--設計一螺旋輸送機驅動裝置的同軸式二級圓柱齒輪減速器

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文檔簡介

1、　　機械課程設計說明書　　二級同軸式減速器設計　　專業(yè) ：機械設計制造及其自動化 　　學號： 　　設計人：

2、 　　指導老師： 　　日期： 2014. 12. 20 　　目錄　　設計任務書.................

3、...............................................................3　　傳動方案的擬定及說明............................................................4　　電動機的選擇.................................

4、...........................................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、.....5　　軸的設計計算............................................................................12　　滾動軸承的選擇及計算............................................................17

6、　　鍵聯接的選擇及校核計算........................................................19　　連軸器的選擇............................................................................19　　減速器附件的選擇..

7、..................................................................20　　潤滑與密封................................................................................21　　設計小結...............

8、.....................................................................21　　參考資料目錄............................................................................21　　機械設計課程設計任務書</p&g

9、t;　　題目：設計一螺旋輸送機驅動裝置的同軸式二級圓柱齒輪減速器　　總體布置簡圖　　1—電動機；2—聯軸器；3—齒輪減速器；4—高速級齒輪；5—低速級齒輪；6—聯軸器；　　7—輸送機滾筒<

10、;p>　　工作條件：　　兩班制工作運送砂石、每班工作8小時，單向運轉（載荷平穩(wěn)），螺旋輸送機效率為092.　　原始數據 　　螺旋軸轉矩T（N·m）：400　　螺旋軸轉速n（r/m

11、in）：120　　螺旋輸送機效率（％）：0.92　　使用年限（年）：10（設每年工作300天）　　工作制度（小時/班）：8　　檢修間隔（年）：2　　生產批量：小批量生產

12、　　設計內容　　電動機的選擇與運動參數計算；　　斜齒輪傳動設計計算；　　軸的設計；　　滾動軸承的選擇；<p&g

13、t;　　鍵和連軸器的選擇與校核；　　裝配圖、零件圖的繪制；　　設計計算說明書的編寫；　　設計任務　　減速器總裝配圖一張；　　齒輪、軸零件圖各一張<

14、;b>　　設計說明書的編寫　?。ㄒ唬﹤鲃臃桨傅臄M定及說明　　1.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。　　2.本傳動機構的特點是：減速器的軸向尺寸較大，中間軸較長，剛度較差，當兩個大齒輪侵油深度較深時，高速軸齒輪的承載能力不能充分發(fā)揮。常用于

15、輸入軸和輸出軸同軸線的場合。　?。ǘ╇妱訖C的選擇　　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。　　電動機容量的選擇&l

16、t;/p>　　工作機所需功率Pw =Tn/9550，其中n=120r/min，T=400 N·m,　　得Pw＝5.026KW　　電動機的輸出功率　　Pd＝Pw/η<p&g

17、t;　　η＝　　分別為聯軸器，滾動軸承，齒輪傳動及螺旋輸送機的效率。　　由表2-3選取　　計算得=0.82，則pd=6.13KW　　電動機轉速的選擇</

18、p>　　螺旋軸的轉速nw=120r/min，按表2-2推薦的合理范圍，二級圓柱齒輪減速器的傳動比i=8~40。所以，電動機轉速范圍nd=i×nw=（960~4800）r/min　　初選為同步轉速為1500r/min的電動機　　4．電動機型號的確定　　由表14－5查出電動機型號

19、為Y132M-4,其額定功率為7.5kW，滿載轉速1440r/min,效率87，功率因數0.85，額定電流7.0，凈質量81Kg，額定轉矩2.3，合目所需要求。　?。ㄈ┯嬎銈鲃友b置的運動和動力參數　　1、傳動比的分配：　　2、各動力參數的設定：<

20、;p>　?。ㄋ模﹤鲃蛹O計計算　　八.減速器軸及軸承裝置、鍵的設計　?。ㄖ虚g軸）　　1．1軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計　　2．２軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計　　3.３軸（輸出

21、軸）及其軸承裝置、鍵的設計　?。ㄋ模﹤鲃蛹O計計算　　A：高速速級斜齒圓柱齒輪傳動設計　　選精度等級、材料及齒數　　材料及熱處理；　　由表7-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280H

22、BS，大齒輪材料為ZG35CrMo（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。　　精度等級選用7級精度；　　試選小齒輪齒數z1＝20，大齒輪齒數z2＝100的；　　選取螺旋角。初選螺旋角β＝14°　　按齒面接觸強度設計</b

23、>　　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據進行計算　　即 　　d1≥　　確定公式內的各計算數值　　試選K

24、t＝1.6　　由圖7－12選取區(qū)域系數ZH＝2.433　　由表7－5選取尺寬系數φd＝1　　由圖7－15查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，則εα＝εα1＋εα2＝1.62　　材料的彈性影響系數ZE＝189.8Mpa<

25、p>　　由圖7－18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；　　由式10－13計算應力循環(huán)次數　　N1＝60n1jLh＝60×1440×1×10×16×300＝4.15×10^9<p

26、>　　N2＝11.85×10^8　　由圖7-19查得接觸疲勞壽命系數ZN1＝1.02；ZN2＝1.12　　計算接觸疲勞許用應力　　取安全系數SH＝1，由式（7－18）得　　[σH]1＝1.02×600MPa＝612MPa&

27、lt;p>　　[σH]2＝1.12×550MPa＝616MPa　　計算　　試算小齒輪分度圓直徑d1t　　d1t≥　　==39.92</p

28、>　　計算圓周速度　　v===3.0m/s　　計算縱向重合度εβ　　εβ==0.318×1×tan14=1.59　　計算載荷系數K

29、　　已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1　　根據v=3.0m/s,7級精度，查得動載系數KV=1.51　　由表7—8查得Kβ=1.12　　由表10—3查得Kɑ=1.4。故載荷系數　　K=KAKVKαKβ=1×

30、1.51×1.2×1.12=2.03　　按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑：　　d1==mm=43.1mm　　計算齒寬b及模數mnt　　b=φdd1t=1×43.1mm=43.1mm

31、;　　計算模數mn　　mn =mm=2.20 取mn=3mm　　按齒根彎曲強度設計　　mn≥　　確定計算參數<

32、;p>　　計算載荷系數　　K=KAKVKαKβ=2.03　　根據縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.00，從圖7－14查得螺旋角影響系數 Yβ＝0.75　　計算當量齒數　　Z

33、1=Z1/cosβ=20/cos14=21.89　　Z2=Z2/cosβ=100/cos14=109.47　　查取齒型系數　　由表7－4查得YF1=2.724；YF2=2.172　　查取應力校正系數

34、;　　由表7－4查得Ys1=1.569；Ys2=1.798　　計算[σF]　　σF1=550Mpa　　σF2=420MPa　　YN1=0.95</p

35、>　　YN2=0.98　　[σF1]= σF1 YN1/SF=550×0.90/1.25=396MPa　　[σF2]= σF1 YN1/SF =420×0.92/1.25=309.12MPa　　驗算齒根彎曲疲勞強度</p&

36、gt;　　σF1=KFtYF1YS1Yβ/bmnεɑ=113.0MPa　　σF2=σF1/YF1YS1×YF2YS2=104.3MPa　　計算得彎曲條件滿足　　設計計算<p&g

37、t;　　mn≥=2.4　　取mn=2.5　　幾何尺寸計算　　計算中心距　　Z1=32.9，取z1=22

38、;　　Z2=126　　a=205.5mm　　a圓整后取205mm　　按圓整后的中心距修正螺旋角　　β=arcos=1355’50”

39、　計算大、小齒輪的分度圓直徑　　d1=57.00mm　　d2=325mm　　計算齒輪寬度　　b=φdd1<b&

40、gt;　　b=57mm　　B1=57mm，B2=52mm　　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。　　B低速級斜齒圓柱齒輪的

41、設計　　材料及熱處理；　　由表7-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為ZG35CrMo（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。　　精度等級選用7級精度；　　試選小齒輪齒數z1＝20，大

42、齒輪齒數z2＝100的；　　選取螺旋角。初選螺旋角β＝14°　　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據進行計算　　即

43、　　d1≥　　確定公式內的各計算數值　　試選Kt＝1.6　　由圖7－12選取區(qū)域系數ZH＝2.433　　由表7－5選取尺寬系數φd＝1

44、　　由圖7－15查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，則εα＝εα1＋εα2＝1.62　　材料的彈性影響系數ZE＝189.8Mpa　　由圖7－18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；　　由式計算應力循環(huán)次數

45、　　N1＝60n1jLh＝60×411.4×1×10×16×300＝1.18×10^9　　N2＝9.6×10^7　　由圖7-19查得接觸疲勞壽命系數ZN1＝1.02；ZN2＝1.15　　計算接觸疲勞許用應力

46、　　取安全系數SH＝1，由式（7－18）得　　[σH]1＝1.02×600MPa＝612MPa　　[σH]2＝1.15×550MPa＝632.5MPa　　計算　　試算小齒輪分度圓直徑d1t&l

47、t;/p>　　d1t≥　　==27.0　　計算圓周速度　　v===0.58m/s　　計算縱向重合度εβ</

48、b>　　εβ==0.318×1 ×tan14=1.59　　計算載荷系數K　　已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1　　根據v=0.58m/s,7級精度，查得動載系數KV=1.04

49、;　　由表7—8查得Kβ=1.12　　由表7—3查得Kɑ=1.2。故載荷系數　　K=KAKVKαKβ=1×1.04×1.2×1.12=1.4　　按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑：　　d1==mm=25.8mm<

50、;p>　　計算齒寬b及模數mn　　b=φdd1=1×25.8mm=25.8mm　　計算模數mn　　mn =mm=1.25取mn=1.5mm　　按齒根彎曲強度設計

51、　　mn≥　　確定計算參數　　計算載荷系數　　K=KAKVKαKβ=1.4　　根據縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.00，

52、從圖7－14查得螺旋角影響系數 Yβ＝0.75　　計算當量齒數　　Z1=Z1/cosβ=20/cos14=21.89　　Z2=Z2/cosβ=100/cos14=109.47　　查取齒型系數&

53、lt;/p>　　由表7－4查得YF1=2.724；YF2=2.172　　查取應力校正系數　　由表7－4查得Ys1=1.569；Ys2=1.798　　計算[σF]　　σF

54、1=550Mpa　　σF2=420MPa　　YN1=0.95　　YN2=0.98　　[σF1]= σF1 YN1/SF=550×0.90/1.25=396MPa&

55、lt;p>　　[σF2]= σF1 YN1/SF =420×0.92/1.25=309.12MPa　　驗算齒根彎曲疲勞強度　　σF1=KFtYF1YS1Yβ/bmnεɑ=388.0MPa　　σF2=σF1/YF1YS1×YF2YS2=206.4MPa<p&g

56、t;　　計算得彎曲條件滿足　　設計計算　　mn≥=1.4　　取mn=1.5　　幾何尺寸計算</b

57、>　　計算中心距　　Z1=17.8，取z1=20　　Z2=65　　a=70.5mm　　a圓整

58、后取70mm　　按圓整后的中心距修正螺旋角　　β=arcos=1355’50”　　計算大、小齒輪的分度圓直徑　　d1=33.00mm　　d2=108mm

59、　　計算齒輪寬度　　b=φdd1　　b=33mm　　B1=33mm，B2=30mm　　結構設計&l

60、t;/p>　　以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑小于160mm，故以選用實心結構。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。　　軸的設計計算　　中間軸：　　軸材料用45鋼，調制處理，σb=650Mp，σs=360Mp</

61、p>　　求作用在齒輪上的受力　　Ft1==268N　　Fr1=Ft=108N　　Fa1=Fttanβ=98N；　　Ft2=2638N<p&

62、gt;　　Fr2=1067N　　Fa2=960N　　軸的結構設計　　擬定軸上零件的裝配方案　　I-I取直徑為30mm。

63、;　　II-III段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。　　III-IV段為小齒輪，外徑35mm。　　IV-V段分隔兩齒輪，直徑為55mm。　　V-VI段安裝大齒輪，直徑為42mm。　　VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。<

64、;p>　　根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度　　I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。　　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。　　III-IV段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度57mm。<p&

65、gt;　　IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度為120mm。　　V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為52mm。　　VI-VIII長度為44mm。　　求軸上的載荷　　66 207.5

66、 63.5　　水平面支撐反力Fr1=1418.5N　　Fr2=603.5N　　垂直面支撐反力Fd1=443N　　Fd2=189N　　因為兩個齒輪旋向都是左旋。

67、　　故：Fa1=638N　　Fa2=189N　　精確校核軸的疲勞強度　　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<

68、p>　　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　　，，。　　綜合系數的計算&l

69、t;/p>　　由，經直線插入，知道因軸肩而形成的理論應力集中為，，　　軸的材料敏感系數為，，　　（[2]P37附圖3-1）　　故有效應力集中系數為　　查得尺寸系數為，扭轉尺寸系數為，　　軸采用磨削加工，

70、表面質量系數為，　　軸表面未經強化處理，即，則綜合系數值為　　碳鋼系數的確定　　碳鋼的特性系數取為，　　安全系數的計算　　軸的疲勞安全系

71、數為　　故軸的選用安全。　　高速軸：　　作用在齒輪上的力　　FH1=FH2=108/2=54

72、Fv1=Fv2=268/2=134　　軸的結構設計　　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　　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，選為25mm。

73、　　考慮到聯軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為30。　　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。　　該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經標準化，定為40mm。　　為了齒輪軸向定

74、位可靠，定位軸肩高度應達5mm，所以該段直徑選為35mm。　　軸肩固定軸承，直徑為42mm。　　該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。　　各段長度的確定　　各段長度的確定從左到右分述如下：　　該

75、段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。　　該段為軸環(huán)，寬度不小于7mm，定為11mm。　　該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為33mm，定為31mm。　　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

76、為41.25mm。　　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，定為57mm。　　該段由聯軸器孔長決定為50mm　　按彎扭合成應力校核軸的強度　　W=62748N.mm　　T=39400N.mm</p

77、>　　45鋼的強度極限為，又由于軸受的載荷為脈動的，所以。　　低速軸　　作用在齒輪上的力　　FH1=FH2=2638/2=1319N　　Fv1=Fv2=1067/2=5

78、33.5N　　軸的結構設計　　軸上零件的裝配方案　　據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度　　求軸上的載荷　　Mm=

79、316767N.mm　　T=925200N.mm　　6. 彎扭校合　　滾動軸承的選擇及計算　　I軸：　　求兩軸承受到的徑向載荷&l

80、t;p>　　軸承30206的校核　　徑向力　　派生力　　，　　軸向力&l

81、t;b>　　由于，　　所以軸向力為，　　當量載荷　　由于，，　　所以，，，。

82、;　　由于為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷為　　軸承壽命的校核　　II軸：　　軸承30307的校核　　徑向力

83、　　派生力　　，　　軸向力　　由于，　　所以軸向力為，<

84、/p>　　當量載荷　　由于，，　　所以，，，。　　由于為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷為　　軸承壽命的校核

85、　　III軸：　　軸承32214的校核　　徑向力　　派生力　　，</b&

86、gt;　　軸向力　　由于，　　所以軸向力為，　　當量載荷

87、由于，，　　所以，，，。　　由于為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷為　　軸承壽命的校核　　鍵連接的選擇及校核計算　　由于鍵采用靜聯

88、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　　由于彈性聯軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。　　高速軸用聯軸器的設計計算　　由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為，<

89、p>　　計算轉矩為　　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&l

90、t;/b>　　公稱轉矩　　軸孔直徑，　　軸孔長，　　裝配尺寸<b&

91、gt;　　半聯軸器厚　　第二個聯軸器的設計計算　　由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為，　　計算轉矩為　　所以選用彈性柱銷聯軸器TL10（GB4323-84）<p&g

92、t;　　其主要參數如下：　　材料HT200　　公稱轉矩　　軸孔直徑 　　軸孔長，

93、　　裝配尺寸　　半聯軸器厚　　減速器附件的選擇　　通氣器　　選通氣器（一次過濾

94、），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<b&

95、gt;　　放油螺塞　　選用外六角油塞及墊片M16×1.5　　潤滑與密封　　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2

96、7mm。　　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。　　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。

97、;　　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決定。</p&

98、gt;　　設計小結　　由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點與不足之處，比如齒輪的計算不夠精確等等缺陷，但是通過這次的實踐，加深了對機械設計的理解，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&l

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