展開式二級圓柱齒輪減速器設計【F=2200 V=1 D=270】

- 1 -1 機械設計課程設計任務書題目：設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的展開式二級圓柱齒輪減速器一． 總體布置簡圖二． 工作情況：單向運轉(zhuǎn)，有輕微振動，經(jīng)常滿載空載啟動，單班制工作，使用年限 5 年，輸送帶速度允許誤差為±5%。三． 原始數(shù)據(jù)輸送帶拉力 F/N ：2200輸送帶速度 V（m/s）：1滾筒的直徑 D（mm）：270四． 設計內(nèi)容1.電動機的選擇與運動參數(shù)計算；2.直齒輪傳動設計計算3.軸的設計4.滾動軸承的選擇5.鍵和連軸器的選擇與校核；6.裝配圖、零件圖的繪制7.設計計算說明書的編寫五． 設計任務1． 減速器總裝配圖一張2． 齒輪、軸零件圖各一張3． 設計說明書一份六． 設計進度1、 第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算- 2 -2、 第二階段：軸與軸系零件的設計3、 第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫 2 傳動方案的擬定及說明由題目所知傳動機構類型為：展開式二級圓柱齒輪減速器。本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸小。3 電動機的選擇1．電動機類型和結構的選擇按工作要求和條件選取 Y 系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。2．電動機容量的選擇1） 工作機所需功率 Pw Pw＝2.2kW其中，平帶傳動的效率 0.982） 電動機的輸出功率Po＝Pw/η由[1]P134 表 10-1 查得聯(lián)軸器效率 η＝0.99，一對齒輪傳動效率η＝0.97，一對滾動軸承效率 η＝0.99，因此η＝0.9Po＝Pw/η=2.2/0.95=2.32kw3．電動機轉(zhuǎn)速的選擇Pm=(1～1.3)Po=2.32——3.016 kWNw=60Vw/ Πd=60.05 r/min根據(jù)[1]P13 表 3-2 確定單級圓柱齒輪傳動比 i= 3～5則總傳動比的范圍 i=9～25電動機的轉(zhuǎn)速范圍應為 n=540.45～1501.25 r/min初選為同步轉(zhuǎn)速為 1000 r/min 的電動機4．電動機型號的確定結 果：Pw＝ 2.2kWPm=3 kWY132S-6- 3 -綜合考慮電動機和傳動裝置的情況后，根據(jù)[1]P223 表 10-110 確定電動機的型號為 Y132S-6。額定功率為 3kW，滿載轉(zhuǎn)速 960r/min?；痉项}目所需的要求。計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)傳動裝置的總傳動比及其分配1．計算總傳動比由電動機的滿載轉(zhuǎn)速 nm 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速 nw 可確定傳動裝置應有的總傳動比為：i＝nm/nw=960/60.57=15.992．合理分配各級傳動比I1=4.559I2=3.507各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩軸 名參 數(shù)電動機軸 I 軸 II 軸 III 軸 滾筒軸轉(zhuǎn)速（r/min） 960 960 210.57 60.04 60.04功率（ kW） 3 2.97 2.85 2.74 2.69轉(zhuǎn)矩（ N/m） 29.84 29.55 129.26 435.83 427.87傳動比 i 1 4.559 3.507 1效率 0.99 0.96 0.96 0.98nm960r/min結 果：I =15.99I1=4.559I2=3.507- 4 -4 傳動件設計計算1． 選定齒輪傳動類型、精度等級、材料及齒數(shù)熱處理方式、確定許用應力。1）直齒圓柱齒輪傳動2） 材料及熱處理；選擇小齒輪材料為 45（正火） ，硬度為 210HBS，大齒輪材料為45（正火） ，硬度為 200HBS，二者材料硬度差為 10HBS。2） 精度等級選用 8 級精度；3） 試選小齒輪齒數(shù) z1＝ 24，大齒輪齒數(shù) z2＝85 的；2．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(shù)據(jù)進行計算按[2]P130 式（7—37）試算，即 ??3 2112?????????HEdZuKT???1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（2） 由圖 7-31 選取區(qū)域系數(shù) ZH＝2.5（3） 由表 7-13 選取尺寬系數(shù) ψ d＝0.7（5） 由表 7-11 查得材料的彈性影響系數(shù) ZE＝189.8Mpa（4） 計算重合度 εαεα=1.88 —3.2（1/z 1+1/z2）=1.723487.034???aZ??（6） 由圖 10－21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σ Hlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限 σ Hlim2＝550MPa ；（9） 計算接觸疲勞許用應力結 果：[σ H]1＝600MPa [σ H]2＝550MPa- 5 -取失效概率為 1％，安全系數(shù) S＝1，由式（10－12）得[σ H]1＝600MPa[σ H]2＝550MPa2） 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑do≥ 79.637=80mm（2） 計算圓周速度V =0 .88m/s（3） 計算齒寬 b 及模數(shù) mb=φddo=0.7×80mm=56mm 經(jīng)圓整 b=55 mmm = 3.32 經(jīng)圓整 m = 3.5h=2.25m=2.25×3 mm=6.75 mm（5） 計算載荷系數(shù) K已知載荷有輕微振動，所以取 KA=1.25 [2]P129 表 7-10根據(jù) v=0.88 m/s,8 級精度，由[2]P128 圖 7-28 查得動載系數(shù) KV=1.2；由表 10—4 查的 KHβ 的計算公式和直齒輪的相同，故 Kβ =1.19由[2]圖 7-30 查得 Kβ=1.19由[2]圖 7-29 查得 Kα=1.25。故載荷系數(shù)K=KAKVKαKβ=1.25×1.2×1.25×1.19=2.23（6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑d1= 84 mm 3．按齒根彎曲強度設計 [2]P131 式 7-39??FSmFYbT?????12σ F1=108.85 ≤210σ F2=103 ≤ 210滿足強度要求4．幾何尺寸計算1） 計算中心距V=0 .88m/s合 適b =55 mmm = 3.5h =6.75 mm結 果：σF 1=108.85 ≤210σF 2=103 ≤ 210滿足強度要求z1 =24， z2=85a =190.75 mmB1=60mm，B 2=55mm高速齒輪的幾何尺寸z1=24， - 6 -z1 =24， z2=85a =190.75 mmB1=60mm，B 2=55mm同理可得，高速齒輪的幾何尺寸z1 =24， z2=110m= 2a =134 mmB1=40 mm，B 2=35 mm5） 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。5 軸的設計計算II 軸：1．初步確定軸的最小直徑d≥ 26.2mm2．求作用在齒輪上的受力Ft1= 1174.9NFr1=427.6NFt2=3077Nz2=110m= 2a=134mm B1=40mm，B 2=35 mm結 果：Ft1= 1174.9NFr1=427.6NFt2=3077NFr2=1120Nd1=d7=30 mmd3=35.5mmd5=40mm- 7 -Fr2=1120N3．軸的結構設計1） 徑向尺寸d1、d 7 處與軸承內(nèi)徑相配合，為便于軸承安裝，故取 d1=d7=30 mm，選定軸承型號為 6306 [1]P167 表 10-35。d 3、d 5 處與齒輪孔徑相結合，為了便裝配，按標準直徑系列（[2]P280 表 14-6）取d3=33.5mm,d5=40mm。d 4 處為軸環(huán)，起定位作用，取d4=46mm。d2 、d6 處安裝套筒，以固定齒輪和軸承。2） 軸向尺寸與齒輪相配合的軸段長度，略小于其輪轂寬度。大、小齒輪的輪轂寬度均為 B=（1.2～1.5）×30，取 B=40 mm，取軸段為L3=48,L5=43 mm。與軸承相配合的軸段 L1、 L7，軸承寬度為 19 mm，取擋油板為 5 mm，則 L1=L7=19 mm。其他軸段長度與軸間配合有關，取 L2=30 mm，L 6=10 mm4． 求軸上的載荷FH= 503 NFV=2244 N5.求彎矩大齒輪所在截面所受的水平彎矩等于：M H=112.5x503=56587.5N*mm大齒輪所在截面所受的垂直彎矩等于：M V=112.5x2244=252450 N*mm合成彎矩： =258714 N*mm [2]P2832VHM??因為單相運轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，α=0.6。α*T=0.6x129243=77545.8 N*mm當量彎矩： =270085.7 N*mm??22'T???由[2]P280 式 14-4 可知da=31.42 mmdm=36.62 mm考慮鍵槽 da=105%x31.42=32.9933.5 mmdm=105%x36.62=38.45140 mm強度滿足軸承的校核：P1=2087.7 N，P 2=2251.98 N因為 P1P2，取較大值 P2。查[2]P252 表 13-15d4=46 mmL3=48mm,L5=43 mmL1=L7=19 mmL2=30 mm，L6=10 mmFH= 503 NFV=2244 N結 果：MH=56587.5 N*mmMV=252450N*mmM=258714 N*mmM’=270085.7 N*mmda=105%x31.42=32.9933.5 mmdm=105%x36.62=38.45140 mm強強度滿足C=14101.2N 20800N 滿足強度要求- 8 -fp=1.1 表 13-14ft=1fp*P2/ft=1.1x2251.8/1=2477 根據(jù) P252 式 13-2 計算C=14101.2 N20800N，滿足強度要求I 軸：1．初步確定軸的最小直徑d≥ 16.03 mm2．求作用在齒輪上的受力Ft1=1230,9 NFr1=448 N3．軸的結構設計1） 徑向尺寸從軸段 d1=18 mm 開始d2 起固定作用，定位軸肩高度可在（0.07～0.1）d 的范圍內(nèi)按經(jīng)驗選取，故 d2=20.52～21.6,該直徑處將安裝密封氈圈，標準直徑應取 d2=20 mm [2]P191 表 10-50，d 3 處與軸承內(nèi)徑相配合，為便于軸承安裝，故取 d3= d7 =25 mm，選定軸承型號為 6005 [1]P167 表 10-35。d4 處與齒輪孔徑相結合，為了便裝配，按標準直徑系列（[2]P280 表 14-6）取 d4=28mm。d5 起固定作用，由 h=（0.07～0.1）d =1.96～ 2.8 mm，取 h=2 mm，d5=35 mm。d7 與軸承配合，取 d7=d3 =25 mm。d 6 為軸承軸肩，取 d6=30 mm2） 軸向尺寸與齒輪相配合的軸段長度，略小于其輪轂寬度 B=(1.2～1.5)=33.6～ 42 mm,取 B=40 mm，取軸段 L4=38 mm.聯(lián)軸器 HL1 的 Y 型軸孔d≥ 16.03 mmFt1= 1230.9 NFr1=448 N結 果：d1=18 mmd2=20 mmd3= d7 =25 mmd4=28mmd5=35 mmd6=30 mmL4=38 mmL1=28 mmL2=55 mmL7=15mmL3 113mm- 9 -B=30 mm,取軸段長 L1=28 mm。與軸承相配合的軸段 L7，查軸承寬度為15 mm，取擋油板為 8 mm，于是 L7=15mm,L3 =113mm軸承端面與箱體內(nèi)壁的距離 Δ1 與軸承潤滑有關，取 Δ1=5 mm。齒輪端面與箱體壁的距離 Δ2=10～15 mm。分箱面寬與螺栓裝拆空間有關，軸承蓋螺釘至聯(lián)軸器距離 Δ3=10～15 mm 。綜合考慮取 L2=55 mm。4． 求軸上的載荷FH= 116.7 NFV=320.6 N5.求彎矩小齒輪截面所受的水平彎矩等于：M H=123.5x116.7=14412.5 N*mm小齒輪截面所受的垂直彎矩等于：M V=123.5x320.6=39594.1 N*mm合成彎矩： =42135.9N*mm2VHM??因為單相運轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，α=0.6。α*T=0.6X29542=17725.2N*mm當量彎矩： =45712N*mm??22'T???由[2]P280 式 14-4 可知da=14.77mmdm=20.26 mm考慮鍵槽 da=105%x14.77=15.518 mmdm=105%x20.5=21.2728 mm強度滿足軸承的校核：P1=331.3N,P2=968.8 N查[2]P252 表 13-15fp=1.1 表 13-14ft=1fp*P2/ft=1.1x968.8/1=945 根據(jù) P252 式 13-2 計算C=10058 N10800N，滿足強度要求III 軸：FH= 116.7 NFV=320.6 NMH=14412.5 N*mmMV=39594.1 N*mmM’=45712 N*mmda=15.518 mm dm=21.2728 mm強度滿足結 果：C=10058 N210800N滿足強度要求- 10 -1．初步確定軸的最小直徑d≥ 39.31 mm2．求作用在齒輪上的受力Ft1= 2929.6 NFr1=1066.4 N3．軸的結構設計1） 徑向尺寸從軸段 d1= 40 mm 開始d2 起固定作用，定位軸肩高度可在（0.07～0.1）d1 的范圍內(nèi)按經(jīng)驗選取，故 d2=45.6～48 mm,該直徑處將安裝密封氈圈，標準直徑應取 d2=55 mm [2]P191 表 10-50，d 3 處與軸承內(nèi)徑相配合，為便于軸承安裝，故取 d3=60 mm，選定軸承型號為 6012 [1]P167 表 10-35。d 6處與齒輪孔徑相結合，為了便裝配，按標準直徑系列（[2]P280 表 14-6）取 d4=71mm。d5 處為軸環(huán)，起定位作用，取 d4=70 mm。 d7 與軸承配合，取 d7=d3=60 mm。 d6 為軸承軸肩，取 d5=80 mm。2） 軸向尺寸與齒輪相配合的軸段長度，略小于其輪轂寬度 B=(1.2～1.5)d=63.6～79.5 mm,取 B=86 mm，取軸段 L4=84 mm.聯(lián)軸器 HL3 的 J 型軸孔 B=84 mm,取軸段長 L1=82 mm。與軸承相配合的軸段 L7，查軸承寬d≥ 39.31 mmFt1= 2929.6 NFr1=1066.4 Nd1= 40 mmd2=55 mmd3=60 mmd4=70mmd5=80 mmd7=d3=60 mmd6=71 mmL1=82 mmL7=33 mmL4=15.5 mmL2=55 mmL3=38 mmL6=84mmL5=11.5mm結 果：FH= 572 NFV=357.8 NMH=50336N*mmMV=119486.4N*mmM’=291850.56- 11 -度為 19mm，取擋油板為 20 mm，于是 L7=33 mm軸承端面與箱體內(nèi)壁的距離 Δ1 與軸承潤滑有關，取 Δ1=5 mm。齒輪端面與箱體壁的距離 Δ2=10～15 mm。分箱面寬與螺栓裝拆空間有關，軸承蓋螺釘至聯(lián)軸器距離 Δ3=10～15 mm ，綜合考慮取 L2=55 mm。L 3、L 6 的長度與其他軸的配合有關，分別取L3=38 mm、L 6=11.5mm。軸環(huán)寬度 L5=15.5 mm。4． 求軸上的載荷FH= 572 NFV=357.8 N5.求彎矩大齒輪截面所受的水平彎矩等于：M H=88x572=50336N*mm大齒輪截面所受的垂直彎矩等于：M V=88x1357.8=119486.4 N*mm合成彎矩： 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。=129656.13 N*mm2VHM??因為單相運轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，α=0.6。α*T=0.6x435781=261469 N*mm當量彎矩： =291850.56N*mm??22'T???由[2]P280 式 14-4 可知da=36.23 mmdm=58 mm考慮鍵槽 da=105%X36.23=37.5840 mmdm=105%x58=60.971 mm強度滿足軸承的校核：P1=1572.2 N，P 2=1647.98N查[2]P252 表 13-15fp=1.1 表 13-14ft=1fp*P2/ft=1.1x1647.98/1=1812.8 根據(jù) P252 式 13-2 計算C=6791.9 N24500N，滿足強度要求N*mmda=36.2340mm dm=5871 mm強度滿足C=6791.9N24500N滿足強度要求結 果：- 12 -6 鍵連接的選擇及校核計算鍵的位置 b×h所在軸直徑工作長度工作高度 轉(zhuǎn) 矩極限應力齒 輪 8X7 28 30 3.3 29．55 117高速軸 聯(lián)軸器 6×6 18 23 2.829．55 56大齒輪10×8 40 30 3.3129．26 117中間軸 小齒輪 10×8 33.5 40 3.3129．26 117齒 輪 20X12 53 44 4.9 435．83 100低速軸 聯(lián)軸器 14×9 60 72 3.8435．83 95所選鍵槽為 A 和 C 型鍵槽，由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為 100 ～120MPa ，所以上述鍵皆安全。結 果：彈性柱銷聯(lián)軸器HL1（GB5014—85）凸緣聯(lián)軸器YL10（GB5843—- 13 -7 連軸器的選擇由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。二、高速軸用聯(lián)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(shù)為 K=1.3，計算名義轉(zhuǎn)矩為 Tc=K*T=28.47 N/m考慮電動機外伸軸徑，選用彈性柱銷聯(lián)軸器 HL1（GB5014 —85）其主要參數(shù)如下：公稱轉(zhuǎn)矩 160 N/m軸孔直徑 ， 18軸孔長 ， 30（[2]P184 表 10-43） （GB5014—85）三、第二個聯(lián)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(shù)為 K=1.3 ，計算轉(zhuǎn)矩為 Tc=K*T=430.82 N/m所以選用凸緣聯(lián)軸器 YL10（GB5843—86）其主要參數(shù)如下：材料 HT200公稱轉(zhuǎn)矩 630 N/m軸孔直徑 405mm軸孔長 ，84 mm （[2]P184 表 10-41） （GB5014—85）86）結 果：δ = 8mmb2=20 mmδ1 = 8 mmb1= 12 mmdf=16mmn= 6d1=12mmd2=8mml≤150 ~ 200mm- 14 -8 減速器箱體的結構設計1、 減速器箱體的結構：鑄造的臥式剖分箱體 2、 軸承類型及潤滑方式：齒輪油潤滑，軸承采用深溝球軸承，由于第二級級齒輪的圓周速度 v＜2m/s 時，軸承采用脂潤滑。 3、 軸承蓋的結構形式：凸緣式軸承蓋 4、 軸承組合結構方案：兩端固定式 5、 鑄造減速器機體主要結構尺寸： [1]P23 表 5-1機座壁厚：δ = 8mm， 機蓋壁厚：δ1 = 8 mm， 機座凸緣厚度：b=12 mm， 機蓋凸緣厚度 b1= 12 mm， 機座底凸緣厚度：b 2=20 mm， 地腳螺釘直徑：d f=16mm， 地腳螺釘數(shù)目：n= 6軸承旁連接螺栓直徑：d 1=12mm， 蓋與座連接螺栓直徑：d 2=8mm， 連接螺栓間距：l≤150 ~ 200mm, 軸承端蓋螺釘直徑：d 3= 8 mm（6005） ，10 mm（6005） ，10 mm（6010） df，d 1，d 2 至外和內(nèi)機壁距離：Do =34 mm，Ro= 8 mm，r=3 mm， d1、d 2 至凸緣邊緣距離： c1=22 mm， c2=12 mm， 軸承旁凸臺半徑 R1=20 mm，h 待定， 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離：Δ1=9 mm， 齒輪端面與內(nèi)機壁距離：Δ2=9 mm， 機座肋厚：m 1=8 mm， 機蓋肋厚 m=8 mm， d3= 8 mm（6005）8 mm（6005）10 mm（6010） Do =34 mmRo= 8 mmr=3 mmc1=22mmc2=12 mmR1=20 mmΔ1=9 mm Δ2=9mmm1=8 mmm=8mm結 果：d4=8mmd=6mm通氣器M14×1.5油面指示器M16 外六角油塞及墊片 M16×1.5 - 15 -9 減速器附件的選擇窺視孔蓋螺釘直徑：d 4=8mm, 定位銷直徑：d=6mm， 通氣器由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾） ，采用 M14×1.5 [1]P49 表 5-18油面指示器選用游標尺 M12 [1]P51 表 5-19起吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳 [1]P52 表 5-20放油螺塞選用外六角油塞及墊片 M16×1.5 [1]P48 表 5-17- 16 -10 潤滑與密封一、齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為 40mm。二、滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度太低（v1.5～1.2 m/s） ，所以采用潤滑脂潤滑。四、密封方法的選取選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用氈圈式密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定。[1]P191 表 10-50軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。設計小結由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，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。11 參考資料目錄[1] 《機械設計基礎課程設計》 ，中國礦業(yè)大學出版社，張建中主編，2006 年 9 月第 2 版；[2] 《機械設計基礎》 ，中國礦業(yè)大學出版社，張建中主編，2006 年 1月第 3 版；- 17 -