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一级直齿轮减速器说明书和装配


一级直齿轮减速器说明书和装配

技术数据 滚筒圆周力:F=1200N 带速:V=2.1M/S 滚筒直径:D=400mm

全题目:一级圆柱直齿轮减速器 参考书目:《机械设计基础》任成高 《简明机械零件设计实用手册》 胡家秀

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163.com 不过你也可以到我的博客里面看看哦。 级圆柱齿轮减速器 目 录 机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1

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(N?m) :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’…in’)nw 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 Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/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 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0.5%<5%,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/min) 960 960 192 38.4 38.4 功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 转矩(N?m) 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(10—21)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=60n1jLh=60× 192× (2× 300× 1× 8× 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 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) 计算纵向重合度 εβ εβ= =0.318× tan14 =1.59 1× (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10—8查得动载系数 KV=1.11;由表10—4查的 KHβ 的计算 公式和直齿轮的相同, 1 1 10 故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6× )1× +0.23× 67.85=1.42 由表10—13查得 KFβ=1.36 由表10—3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(10—10a)得 d1= = mm=73.6mm (7) 计算模数 mn

mn = mm=3.74 3.按齿根弯曲强度设计 由式(10—17 mn≥ 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=0.318φdz1tanβ=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 mn≥ =2.4 mn=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=Fttanβ=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。 i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 2) 各段长度的确定 各段长度的确定从左到右分述如下: a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。 d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油 润滑) ,轴承宽18.25mm,定为41.25mm。 e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。 f) 该段由联轴器孔长决定为42mm 4.按弯扭合成应力校核轴的强度 W=62748N.mm T=39400N.mm 45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。

III 轴 1.作用在齿轮上的力 FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 2.初步确定轴的最小直径 3.轴的结构设计 1) 轴上零件的装配方案 2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 直径 60 70 75 87 79 70

长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25

5.求轴上的载荷 Mm=316767N.mm T=925200N.mm 6. 弯扭校合 滚动轴承的选择及计算 I 轴: 1.求两轴承受到的径向载荷 5、 轴承30206的校核 1) 径向力 2) 派生力 3) 轴向力 由于 , 所以轴向力为 , 4) 当量载荷 由于 , , 所以 , , , 。 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 5) 轴承寿命的校核 II 轴: 6、 轴承30307的校核 1) 径向力 2) 派生力 , 3) 轴向力 由于 , 所以轴向力为 , 4) 当量载荷 由于 , ,

所以 , , , 。 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 5) 轴承寿命的校核 III 轴: 7、 轴承32214的校核 1) 径向力 2) 派生力 3) 轴向力 由于 , 所以轴向力为 , 4) 当量载荷 由于 , , 所以 , , , 。 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 5) 轴承寿命的校核 键连接的选择及校核计算

代号 直径 (mm) 工作长度 (mm) 工作高度 (mm) 转矩 (N?m) 极限应力 (MPa) 7× 高速轴 8× 60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 12× 80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 8× 8× 中间轴 12× 70(单头) 40 58 4 191 41.2 12× 低速轴 20× 80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 18× 110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 11× 由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力为 ,所以上述键皆安全。 连轴器的选择

由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 二、高速轴用联轴器的设计计算 由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , 计算转矩为 所以考虑选用弹性柱销联轴器 TL4(GB4323-84) ,但由于联轴器一端与电动机相连,其孔 径受电动机外伸轴径限制,所以选用 TL5(GB4323-84) 其主要参数如下: 材料 HT200 公称转矩 轴孔直径 , 轴孔长 , 装配尺寸 半联轴器厚 ([1]P163表17-3) (GB4323-84 三、第二个联轴器的设计计算 由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , 计算转矩为 所以选用弹性柱销联轴器 TL10(GB4323-84) 其主要参数如下: 材料 HT200 公称转矩 轴孔直径 轴孔长 , 装配尺寸 半联轴器厚 ([1]P163表17-3) (GB4323-84 减速器附件的选择 通气器 1.5 由于在室内使用,选通气器(一次过滤) ,采用 M18× 油面指示器

选用游标尺 M16 起吊装置 采用箱盖吊耳、箱座吊耳 放油螺塞 1.5 选用外六角油塞及垫片 M16× 润滑与密封 一、齿轮的润滑 采用浸油润滑,由于低速级周向速度为,所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径,取为 35mm。 二、滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 三、润滑油的选择 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用 L-AN15润滑油。 四、密封方法的选取 选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 密封圈型号按所装配轴的直径确定为(F)B25-42-7-ACM, (F)B70-90-10-ACM。 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 设计小结 由于时间紧迫,所以这次的设计存在许多缺点,比如说箱体结构庞大,重量也很大。齿轮的 计算不够精确等等缺陷,我相信,通过这次的实践,能使我在以后的设计中避免很多不必要 的工作,有能力设计出结构更紧凑,传动更稳定精确的设备。


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