机械设计基础课程设计任务书 u*R7zY
+t\^(SJ6
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 t{(Mf2GR1
Du_$C[
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) }""p)Y&
8]*Q79
目 录 iz
x[
c>MY$-PD
一 课程设计书 2 )mD\d|7f
G.jQX'%4QG
二 设计要求 2 (KF7zP
LD.Ck6@
三 设计步骤 2 z-Hkz
_Xh=&(/8@
1. 传动装置总体设计方案 3 !A-;NGxE
2. 电动机的选择 4 RK)l8c}
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 ./iXyta
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 &-F"+v,+
5. 设计V带和带轮 6 {visv{R<
6. 齿轮的设计 8 elKx]%k*)
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 x-~-nn\O
8. 键联接设计 26 HTNA])G
9. 箱体结构的设计 27 02M7gBS
10.润滑密封设计 30 5Fe-=BX(
11.联轴器设计 30 `QLowna
vl~%o@*_
四 设计小结 31 Qv !rUiXq
五 参考资料 32 W:B }u\)C
]L]T>~X`
一. 课程设计书 32KR--mn%
设计课题: .CmL7
5
设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V r%[1$mTOR
表一: {d}26 $<$]
题号 '}zT1F*
p=
G-8n
参数 1 o}!&y?mp
运输带工作拉力(kN) 1.5 >C^/,/%v
运输带工作速度(m/s) 1.1 jaa/k@OG
卷筒直径(mm) 200 Zjt9vS)
%JaE4&
二. 设计要求 >0M:&NMda
1.减速器装配图一张(A1)。 ahoh9iJ
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 z@n+7p`w
3.设计说明书一份。 -&7=uRQk
Fj3^
#ly
三. 设计步骤 G4);/#
1. 传动装置总体设计方案 g1dmkX
2. 电动机的选择 )+k[uokj
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 $l43>e{E
4. 计算传动装置的运动和动力参数 9dw0<qw1%
5. “V”带轮的材料和结构 _X?y,#
6. 齿轮的设计 nO:HB.&@
7. 滚动轴承和传动轴的设计 {Ot[WF
8、校核轴的疲劳强度 wK ][qZ ]
9. 键联接设计 * T\>
10. 箱体结构设计 ndB@J*Imu
11. 润滑密封设计 Lqq*Nr
12. 联轴器设计 c}8 -/P=
{'&8`d
1.传动装置总体设计方案: \|Y{jG<cu
mR6E]TuM
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 y,1S&k
2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀, 8}J(c=4Gk
要求轴有较大的刚度。 Ta,u-!/I
3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。 iPNd!_
其传动方案如下: =X<)5IS3
k~ZBJ+
94
图一:(传动装置总体设计图) Hc"N&
%X[
k\%,xf; x
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 P)4x
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 @!,D%]8"
传动装置的总效率 "&|lO|
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; ScsWnZ
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, 8[f8k3g
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, i{4'cdr?
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 d7\k gh
US"2O!u
2.电动机的选择 `7F@6n
<&*#famX
电动机所需工作功率为: P=P/η=2300×1.1/0.835=3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n==105r/min, rR3m'[
经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,单级圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~6, zmdWVFVv
则总传动比合理范围为i=6~24,电动机转速的可选范围为n=i×n=(6~24)×105=630~2520r/min。 yr (g~MQ
}isCvb
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, ]kzv8#
77 *v-8c
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 VoWA tNU
CuF%[9[cT
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 4;",@}
ZKZl>dDuh
WFQ*s4 R(
方案 电动机型号 额定功率 ?hP<@L6K
P :Xh_$4~^Y
kw 电动机转速 ll 6]W~[ZC
电动机重量 PjiNu.>2(
N 参考价格 >2FAi.,
元 传动装置的传动比 G* 8+h
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 BYkVg2D(
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 1y_fQ+\2A
TB;3`
中心高 ^cfkP(Y3kx
外型尺寸 _K*\}un2
L×(AC/2+AD)×HD 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD myEGibhK
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 <W=~UUsn
w++B-_
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 pE$|2v
Mb2:'u[
(1) 总传动比 -[i40
1
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为=n/n=1440/105=13.7 s
ZlJ/_g
(2) 分配传动装置传动比 z"
b/osV
=× \7OJN
~&<
式中分别为带传动和减速器的传动比。 tjBh$)
为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取=2.3,则减速器传动比为==13.7/2.3=5.96 n1fEdaa7g
4.计算传动装置的运动和动力参数 V)_H E
(1) 各轴转速 YlZYS'_
==1440/2.3=626.09r/min U)O?|
VN^o
==626.09/5.96=105.05r/min yEMX `
(2) 各轴输入功率 i*mZi4URN
=×=3.05×0.96=2.93kW JL}hOBqfI
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW *u:;:W&5y
则各轴的输出功率: J3]qg.B%z
=×0.98=2.989kW zgEr ,nF
=×0.98=2.929kW Nb|3?c_
各轴输入转矩 EqNz L*E
=×× N·m ~`nm<
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· -6hu31W
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m BK`Q)[
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m "ZA$"^
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m ,(;p(#F>
=×0.98=242.86N·m !mpMa]G3
运动和动力参数结果如下表 qK9L+i
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min j?d;xj
输入 输出 输入 输出 knNhN=hG+
电动机轴 3.03 20.23 1440 97:t29N
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 }mtC6G41Q
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 2XETQ; 9
mG}^'?^K
5、“V”带轮的材料和结构 uMiD*6,$<
确定V带的截型 k"3Z@Px:
工况系数 由表6-4 KA=1.2 oP43 NN~
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 _G-b L;
V带截型 由图6-13 B型 K4h-4Qbn
z$I[kR%I{
确定V带轮的直径 ;*<{*6;=?
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm q:EzKrE
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s Et@=Ic^E
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm l1+w2rd1
Q5`+eQ?_\
确定中心距及V带基准长度 &F<J#cfe8
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 |2t7G9[n
360<a<1030 jFJW3az@z
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm k@cZ"jYA
G>_42Rp
初定V带基准长度 B4\:2hBq
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm )$lSG}WD
}e/[$!35
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm e@2E0u4
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm ]sm0E@ 1
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 c*M)DO`y;h
%(dV|,|v
确定V带的根数 m"?'hR2
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw Hd=D#u=A4{
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 3u"J4%zg|L
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 fRv
S@
带长修正系数 由表6-2 KL=1 NejsI un%
V!kQuQJ>
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 YfrTvKX
1S)0
23N
取Z=2 $&n240(
V带齿轮各设计参数附表 w7`@=kVx
+*:x#$phx
各传动比 ![X.%
KOAz-h@6
V带 齿轮 "PDSqYA
2.3 5.96 X"qbB4(I
S8W_$=4
2. 各轴转速n ]'
"^M
(r/min) (r/min) um_M}t{
626.09 105.05 v @I^:I
=aCIaL&9Y
3. 各轴输入功率 P *~t$k56
(kw) (kw) Z>MJ0J76]
2.93 2.71 b3 %&
P7BJ?x
4. 各轴输入转矩 T [r~rIb%Zj
(kN·m) (kN·m) _uy5?auQ
43.77 242.86 z}b U\3!
{7M4SC@p|
5. 带轮主要参数 6_`eTL=G
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) 1!v >I"]
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 ]B[/sqf
带的根数z <g|nmu)o$
160 368 708 2232 B 2 zx]M/=7,V#
2AdHj&XE
6.齿轮的设计 zm)CfEF
8
xdTzG4
(一)齿轮传动的设计计算 9OJ\n|,(
2sd=G'7!
齿轮材料,热处理及精度 u):Rw
考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 yQA"T?
(1) 齿轮材料及热处理 l<)JAT;P
① 材料:高速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24 \<MTY:
高速级大齿轮选用钢正火,齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 :R|2z`b!
② 齿轮精度 Zkb,v!l
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 "6Hjji@A
n4d(`
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 ,9l!fT?iH
按齿面接触强度设计 :+Je989\[C
Zs K'</7
确定各参数的值: 2QuypVC ]
①试选=1.6 bM3'm$34
选取区域系数 Z=2.433 kp
&XX|
B& f~.UH
则 K?9H.#(
②计算应力值环数 <812V8<!
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) {D2d({7
=1.4425×10h 7_'k`J@_
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) ~zOU/8n
,F
③查得:K=0.93 K=0.96 TXk"[>,:H
④齿轮的疲劳强度极限 fS$Yl~-m?
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: pcxl2I
[]==0.93×550=511.5 >, Swk3
o _,$`nEJ
[]==0.96×450=432 ABYW1K=
许用接触应力 N@`9 ~JS
LF,c-Cv!jL
⑤查课本表3-5得: =189.8MP t-ReT_D|;
=1 bA9dbe
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 Ei(`gp
=4.47×10N.m Fb4S/_
V
3.设计计算 V@s/]|rf,
①小齿轮的分度圆直径d HvfTC<+H
?B31t9
=46.42 U?m?8vhR6(
②计算圆周速度 <h>fip3o
1.52 +wgUs*(W
③计算齿宽b和模数 b:d.Lf{y7
计算齿宽b [zt&8g
b==46.42mm Y?SJQhN6W
计算摸数m C&K(({5O
初选螺旋角=14 L$07u{Q
= tp3N5I
④计算齿宽与高之比 9*Mg<P"
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 {}gk4xr
=46.42/4.5 =10.32 z&G3&?Z
⑤计算纵向重合度 Rn^N+3o'M
=0.318=1.903 k`zK
⑥计算载荷系数K j:<T<8.o
使用系数=1 sN/Xofh
根据,7级精度, 查课本得 8i
'jkyInT
动载系数K=1.07, 3mn-dKe((
查课本K的计算公式: /|^^v DL
K= +0.23×10×b SxQDqoA~
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 |vE#unA
查课本得: K=1.35 20xGj?M
查课本得: K==1.2 Xpz-@fqKdf
故载荷系数: %[F;TZt
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 F>{uB!!L4
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 |&*rSp2iH
d=d=50.64 #Y b9w3N
⑧计算模数 ^O9m11
= yq^$H^_O
p
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 {.'g!{SHp
由弯曲强度的设计公式 c^UM(bW
≥ xg!\C@$
?4dd|n
⑴ 确定公式内各计算数值 Z?[J_[ZtR3
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m 6h"?3w
确定齿数z os+wTUR^
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 e"09b<69
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 ({62GWnn_
Δi=0.032%5%,允许 `l@t3/
② 计算当量齿数 u"3cSuqy
z=z/cos=24/ cos14=26.27 eh=bClk
z=z/cos=144/ cos14=158 ::t!W7W
③ 初选齿宽系数 vx ,6::%]
按对称布置,由表查得=1 blS4AQ?b^
④ 初选螺旋角 5WX2rJ8z
初定螺旋角 =14 G!Q)?N
⑤ 载荷系数K ?AH<y/i<Y
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 +PD5pr
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y P=i |{vv(
查得: JIkmtZv
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 G4]``
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 xpo}YF'5
5Ww\h
⑦ 重合度系数Y 'Pn`V{a
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 <AXYqH7%A
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 hkm3\wg
=14.07609 7~g0{W>Zm
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 P,], N)
⑧ 螺旋角系数Y }e6:&`a xD
轴向重合度 =1.675, /qY(uPJ
Y=1-=0.82 Lf<9GYNy>`
Sa(rl^qZ2
⑨ 计算大小齿轮的 qd;f]ndo
安全系数由表查得S=1.25 9]9(o
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 |8rJqtf +&
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 2^+"GCo
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 "R]K!GUU
查课本得到弯曲疲劳强度极限 cZ,_O~
小齿轮 大齿轮 auv\fR :
6ns_4,
e
查课本得弯曲疲劳寿命系数: sRG3`>1
K=0.86 K=0.93 e$h\7i:(
43fA;Uc{Y`
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 {hR23eE)#
[]= UJ&,9}L8
[]= ]].21
`_
L|Is=n
!Hg#c!eOg
大齿轮的数值大.选用. p*,mwKN:
R["7%|RV
⑵ 设计计算 &c!-C_L 2
计算模数 'LI)6;Yc
gr7_oJ:R
E{B<}n|}&
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: ^6n]@4P
HBu>BSv:
z==24.57 取z=25 =+WFx3/
YWdvL3Bgk,
那么z=5.96×25=149 `VbG%y&I
19DW~kvYk
② 几何尺寸计算 :
Dlk`?
计算中心距 a===147.2 <k1gc,*
将中心距圆整为110 `XP Tf#9j
)c/BDC7g
按圆整后的中心距修正螺旋角 D%btlw?{
SfR_#"Uu
=arccos pcG q
k[m-"I%ZFX
因值改变不多,故参数,,等不必修正. }Q_i#e(S
P{ o/F
计算大.小齿轮的分度圆直径 G_@H:4$3
u8QX2|
d==42.4 ^S@b*
d0d2QRX
d==252.5 #c_ZU\"h"
vbU{Et\^
计算齿轮宽度 P[~a'u
:n4x}%
B= Qp}<8/BM\
wim}}^H
圆整的 G.8ZISN/
Rz<fz"/2<