抢红包软件

网站地图
行业资讯当前位置: > 永坤新闻 > 行业资讯 >

带传送传动装置_一级齿轮减速器设资料

时间:2019-04-24   来源:永坤电机 点击: 165次
机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器 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(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爲: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 
因爲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 
初选爲同步转速爲1000r/min的电动机 
4.电动机型号的确定 
由表20-1查出电动机型号爲Y132M1-6,其额定功率爲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爲: 
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。 
因爲i=25.14,取i=25,i1=i2=5 
速度偏差爲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; 
选择小齿轮材料爲40Cr(调质),硬度爲280HBS,大齿轮材料爲45钢(调质),硬度爲240HBS,二者材料硬度差爲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 
因爲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=60×192×1×(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 
取失效概率爲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= =0.318×1×tan14 =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, 
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 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 
以大齿轮爲例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式爲宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 
轴的设计计算 
拟定输入轴齿轮爲右旋 
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,故取直径爲35mm。 
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径爲44mm。 
iii. III-IV段爲小齿轮,外径90mm。 
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径爲55mm。 
v. V-VI段安装大齿轮,直径爲40mm。 
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径爲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段轴承宽度爲22.75mm,所以长度爲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,所以长度爲16mm。 
3. III-IV段爲小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度爲120mm。 
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,爲83mm。 
6. VI-VIII长度爲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值爲1.6 
Fd1=443N 
Fd2=189N 
因爲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,所以判断爲危险截面 
2) 截面IV右侧的 
 
截面上的转切应力爲 
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爲 , , 
([2]P38附表3-2经直线插入) 
轴的材料敏感系数爲 , , 
([2]P37附图3-1) 
故有效应力集中系数爲 
查得尺寸系数爲 ,扭转尺寸系数爲 , 
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) 
轴采用磨削加工,表面质量系数爲 , 
([2]P40附图3-4) 
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值爲 
b) 碳钢系数的确定 
碳钢的特性系数取爲 , 
c) 安全系数的计算 
轴的疲劳安全系数爲 
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,选爲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,所以该段直径选爲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,即该段直径定爲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,定爲40mm。 
h) 爲了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选爲46mm。 
i) 轴肩固定轴承,直径爲42mm。 
j) 该段轴要安装轴承,直径定爲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,该段长度定爲18.25mm。 
b) 该段爲轴环,宽度不小于7mm,定爲11mm。 
c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽爲90mm,定爲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,定爲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,定爲57mm。 
f) 该段由联轴器孔长决定爲42mm 
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 
W=62748N.mm 
T=39400N.mm 
45钢的强度极限爲 ,又由于轴受的载荷爲脉动的,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 , 
所以轴向力爲 , 
4) 当量载荷 
由于 , , 
所以 , , , 。 
由于爲一般载荷,所以载荷系数爲 ,故当量载荷爲 
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 , 
所以轴向力爲 , 
4) 当量载荷 
由于 , , 
所以 , , , 。 
由于爲一般载荷,所以载荷系数爲 ,故当量载荷爲 
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 , 
所以轴向力爲 , 
4) 当量载荷 
由于 , , 
所以 , , , 。 
由于爲一般载荷,所以载荷系数爲 ,故当量载荷爲 
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) 
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 
由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力爲 ,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,原动机爲电动机,所以工作情况系数爲 , 
计算转矩爲 
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,原动机爲电动机,所以工作情况系数爲 , 
计算转矩爲 
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 
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M16 
起吊装置 
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 
放油螺塞 
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 
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爲,所以浸油高度约爲六分之一大齿轮半径,取爲35mm。 
二、滚动轴承的润滑 
由于轴承周向速度爲,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爲便利,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爲(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。
 
产品中心
联系方式
永坤电动卷门机(深圳)有限公司
姓名:刘流(经理)
电话:0755-33691405
手机:13826536508
Q Q:289880710
地 址:深圳市宝安区公明街道塘尾社区中盈工业区第5栋
业务1部:林文雄
电话:0755-33691407
手机:15112360234
Q Q:1258498876
业务2部:陈松其
电话:0755-33691406
手机:13828795177
Q Q:1215125410
业务3部:刘沛沛
手机:18617070015
Q Q:573544364
永坤电机 服务热线:0755-33691405 电话:13826536508
Copyright © 2019-2020 永坤电机 版权所有 地址:深圳市宝安区公明街道塘尾社区中盈工业区第5栋