机械5

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 机械设计课程设计任务书 题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 一．总体布置简图 1电动机；2联轴器；3齿轮减速器；4带式运输机；5鼓轮；6联轴器 二．工作情况： 载荷平稳、单向旋转 三．原始数据 鼓轮的扭矩T（Nm）：850 鼓轮的直径D（mm）：350 运输带速度V（m/s）：0.7 带速允许偏差（％）：5 使用年限（年）：5 工作制度（班/日）：2 四．设计内容 1.电动机的选择与运动参数计算； 2.斜齿轮传动设计计算 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、轴零件图各一张 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：同轴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、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 Pw＝3.4kW 2）电动机的输出功率 Pd＝Pw/η η＝ ＝0.904 Pd＝3.76kW 3．电动机转速的选择
nd＝（i1’i2’…i
n’）
nw 初选为同步转速为1000r/mi
n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Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/mi
n。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 1．计算总传动比 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
nw＝38.4 i＝25.14 2．合理分配各级传动比 由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 速度偏差为0.55所以可行。 各轴转速、输入功率、输入转矩 项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III鼓轮 转速（r/mi
n） 960 960 192 38.4 38.4 功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 转矩（Nm） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 传动比1 1 5 5 1 效率1 0.99 0.97 0.97 0.97 传动件设计计算 1．选精度等级、材料及齿数 1）材料及热处理； 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＝100的； 4）选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° 2．按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式（1021）试算，即 dt≥ 1）确定公式内的各计算数值 （1）试选Kt＝1.6 （2）由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 （3）由表10－7选取尺宽系数φd＝1 （4）由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 （5）由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa （6）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； （7）由式10－13计算应力循环次数 N1＝60
n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 N2＝N1/5＝6.64×107 （8）由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 （9）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＝＝0.95×600MPa＝570MPa [σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa [σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa 2）计算 （1）试算小齿轮分度圆直径d1t d1t≥ = =67.85 （2）计算圆周速度 v= = =0.68m/s （3）计算齿宽b及模数m
nt b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm m
nt= = =3.39 h=2.25m
nt=2.25×3.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89 （4）计算纵向重合度εβ εβ= =0.318×1×ta
n14 =1.59 （5）计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取KA=1 根据v=0.68m/s,7级精度，由图108查得动载系数KV=1.11；由表104查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， 故KHβ=1.12 0.18(1 0.6×1 )1×1 0.23×10 67.85=1.42 由表1013查得KFβ=1.36 由表103查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 （6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 d1= = mm=73.6mm （7）计算模数m
n m
n = mm=3.74 3．按齿根弯曲强度设计 由式(1017 m
n≥ 1）确定计算参数 （1）计算载荷系数 K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 （2）根据纵向重合度εβ=0.318φdz1ta
nβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数Yβ＝0。88 （3）计算当量齿数 z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 （4）查取齿型系数 由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 （5）查取应力校正系数 由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 （6）计算[σF] σF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98 [σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa （7）计算大、小齿轮的并加以比较 = =0.0126 = =0.01468 大齿轮的数值大。 2）设计计算 m
n≥ =2.4 m
n=2.5 4．几何尺寸计算 1）计算中心距 z1 =32.9，取z1=33 z2=165 a =255.07mm a圆整后取255mm 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 β=arcos =13 55’50” 3）计算大、小齿轮的分度圆直径 d1 =85.00mm d2 =425mm 4）计算齿轮宽度 b=φdd1 b=85mm B1=90mm，B2=85mm 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。 轴的设计计算 拟定输入轴齿轮为右旋 II轴： 1．初步确定轴的最小直径 d≥ ＝ =34.2mm 2．求作用在齿轮上的受力 Ft1= =899N Fr1=Ft =337N Fa1=Ftta
nβ=223N； Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N 3．轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案 i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 6. VI-VIII长度为44mm。 4．求轴上的载荷 66 207.5 63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N 查得轴承30307的Y值为1.6 Fd1=443N Fd2=189N 因为两个齿轮旋向都是左旋。 故：Fa1=638N Fa2=189N 5．精确校核轴的疲劳强度 1）判断危险截面 由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 2）截面IV右侧的 截面上的转切应力为 由于轴选用40cr，调质处理，所以 （[2]P355表15-1） a)综合系数的计算 由，经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为， ， （[2]P38附表3-2经直线插入） 轴的材料敏感系数为， ， （[2]P37附图3-1） 故有效应力集中系数为 查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为， （[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） 轴采用磨削加工，表面质量系数为， （[2]P40附图3-4） 轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为 b)碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为， c)安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为 故轴的选用安全。 I轴： 1．作用在齿轮上的力 FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5 2．初步确定轴的最小直径 3．轴的结构设计 1）确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 d)由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 e)考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 f)该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 g)该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 h)为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。