机械设计基础课程设计任务书 Bzt`9lg
jz:c)C&/
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 Q31c@t
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专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) BtApl)q#
Z*3}L
目 录 ?^5*[H
?G w89r
一 课程设计书 2 XB 7^Ka
y.<Y]m
二 设计要求 2 / {~h?P}
]}y'3aW
三 设计步骤 2 [
[CXMbD`*
]arskmB]
1. 传动装置总体设计方案 3 4ux5G`oL
2. 电动机的选择 4 }Cg~::,"
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 hkI);M+@6
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 0 d]G
5. 设计V带和带轮 6 !\4FIs&Qv
6. 齿轮的设计 8 ha~s<
I
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 n9-[z2n
8. 键联接设计 26 N\&;R$[9:
9. 箱体结构的设计 27 6\@, Lb
10.润滑密封设计 30 .LHe*J C
11.联轴器设计 30 2=+ ,jX{
X6 cb#s0|
四 设计小结 31 gOAluP
五 参考资料 32 kn|l 3+
nQmYeM
一. 课程设计书 !S{<Xc'wv
设计课题: z59J=?|
设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V giJyMd}x
表一: 6s2g +[
题号 #ySx$WT;
D<6kAGE
参数 1 :h~!#;w_
运输带工作拉力(kN) 1.5 vn0*KIrX
运输带工作速度(m/s) 1.1 W7"sWaOhW
卷筒直径(mm) 200 5Oq ;V:7
hDsORh!i
二. 设计要求 0yNlf-O
1.减速器装配图一张(A1)。 $g;xw?~#
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 ro@BmRMW
3.设计说明书一份。 k0?6.[ku
&nProzC
三. 设计步骤 SiT &p
1. 传动装置总体设计方案 .5xg;Qg\Y
2. 电动机的选择 UkV] F]
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4/|=0TC;
4. 计算传动装置的运动和动力参数 g2q=&eI"
5. “V”带轮的材料和结构 9Z
4R!Q
6. 齿轮的设计 s'I$yJ)@2E
7. 滚动轴承和传动轴的设计 ] plC
8、校核轴的疲劳强度 -2_$zk*n
9. 键联接设计 5yI D%
10. 箱体结构设计 $ 1ZY
Vw
11. 润滑密封设计 bP@_4Dy
12. 联轴器设计 v2V1&-
P0=F9`3wb
1.传动装置总体设计方案: rg~CF<
jFfki.H
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 *93 N0m4Rl
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 Hn{CJ~'
要求轴有较大的刚度。 Ui&$/%Z|
3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。 "Wp<^s sMo
其传动方案如下: D6WsEd>
#v-!GK_<
图一:(传动装置总体设计图) ,z3b2$
&A
_#:1Axx1
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 9iE66N>z
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 _JH6bvbQ
传动装置的总效率 lTXU
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; .$iIr:Tc>
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, U<b!$"P9
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, icmDPq
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 Y$^\D'.k
Ipe; %as#
2.电动机的选择 vkK+
C~"
0bE_iu>f'
电动机所需工作功率为: P=P/η=2300×1.1/0.835=3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n==105r/min, x3Uv&
经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,单级圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~6, ?x@khzk
则总传动比合理范围为i=6~24,电动机转速的可选范围为n=i×n=(6~24)×105=630~2520r/min。 ]O."M"B
F@BNSs N=
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, @!$NUY8,A#
x-<dJ}`
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 UL/>t}AG
;
F=_ozWV*
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 $$@Tgkg?o
J*k4&l
Y"@k vd
方案 电动机型号 额定功率 ect?9S[!y
P !Xm: $KH
kw 电动机转速 ARE~jzakg
电动机重量 &BgaFx**
N 参考价格 PewLg<?,G4
元 传动装置的传动比 AZa3!e/1
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 T*IudxW
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 c nzPq\
-AX3Rnv^!
中心高 |Xag:hof
外型尺寸 \ *2IU"R
L×(AC/2+AD)×HD 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD 9\8""-
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 -n9e-0
OjN]mp-q
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 dZW:Cf 9K
89paR[
(1) 总传动比 {x8`gP\H
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为=n/n=1440/105=13.7 M Pt7 /
(2) 分配传动装置传动比 F,sT[C
=× z+b~#f3
式中分别为带传动和减速器的传动比。 /dfZ>k8
为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取=2.3,则减速器传动比为==13.7/2.3=5.96 Y'-Lt5SCS
4.计算传动装置的运动和动力参数 CqoL5qt
(1) 各轴转速 UZ1lI>
==1440/2.3=626.09r/min 3X:F9x>y
==626.09/5.96=105.05r/min L8W3Tpi&(
(2) 各轴输入功率 J0#% *B
=×=3.05×0.96=2.93kW Q-"FmD-Yw
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW >b?,zWiw
则各轴的输出功率: r
(uM$R$o
=×0.98=2.989kW ~K[rQ
=×0.98=2.929kW <n><A+D
各轴输入转矩 R8 m/Nt2
=×× N·m 9K49<u0O
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· $H#&.IjY
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m BXdT;b"J(
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m 1Jahu!c?
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m +,MzD'(D
=×0.98=242.86N·m R9W(MLe58
运动和动力参数结果如下表 eYa gI
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min *f(}@U
输入 输出 输入 输出 .JiQq]
电动机轴 3.03 20.23 1440 /EC m
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 C.@zVt
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 t~AesHZpk
1)r1/0
5、“V”带轮的材料和结构 IOA{lN6
确定V带的截型 OD i)#
工况系数 由表6-4 KA=1.2 y?rsfIth`
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 NlKnMgt~
V带截型 由图6-13 B型 TC2aD&cw{
ecHy. 7H
确定V带轮的直径 .Ybm27Dk
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm ZGf=/Ra
a
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s &EQov9P7
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm ?*T`a oB
4uz\Me(
确定中心距及V带基准长度 "-hgeQX
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 pS%Az)3RZ
360<a<1030 dlWw=^
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm wy^>i$TC
GL /\uq
初定V带基准长度 zYep
V
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm ?LZ)r^ger
UpgOU.
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm Rn}+l[]jC
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm F/!C=nS
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 #&@&BlIe
}n<dyX:a
确定V带的根数 TWn7&,N
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw Z?GC+hG`
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 ZQyT$l~b
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 ^=t yf&"
带长修正系数 由表6-2 KL=1 GxvVh71zP
, vky
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 |sI^_RdBv
VC.r
取Z=2 P017y&X
V带齿轮各设计参数附表 rz3&khi
o$Jk27
各传动比 /aK },+
i3kI{8h
V带 齿轮 _z}d yp"I
2.3 5.96 &;y(@e}D
] $%{nj<
2. 各轴转速n g]3-:&F{c
(r/min) (r/min) h jWRU#
626.09 105.05 $ 'HiNP
{c
TY~0UU$
3. 各轴输入功率 P P?\rRB
(kw) (kw) %%klR{
2.93 2.71 Wf>UI)^n
7ug mZO}lL
4. 各轴输入转矩 T 1rTA0+h
(kN·m) (kN·m) TkmN.@w_C
43.77 242.86 A~O
'l&KB
Qa(u+
5. 带轮主要参数 &UQKZ.
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) < _c84,[V
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 6R dfF$f
带的根数z ukvz#hdE
160 368 708 2232 B 2 .|x0du|
}MuXN<DDb
6.齿轮的设计 SAly~(r?/
yu3EPT!~
(一)齿轮传动的设计计算 ^J\)cw
TDy@Y>
)
齿轮材料,热处理及精度 l<GRM1^kU
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 -&@[]/
(1) 齿轮材料及热处理 @DY0Lz;
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 |LiFX5!\
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 hTH"jAC+
② 齿轮精度 B_c(3n-"
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 Ay"x<JB{U2
nolTvqMT
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 ]N2'L!4|;
按齿面接触强度设计 AY,6Ddw
?W%3>A
确定各参数的值: B~yD4^
①试选=1.6 Y13IrCA2
选取区域系数 Z=2.433 efZdtrKgy
R*VZ=i
则 E(8O3*=
②计算应力值环数 I`DdhMi7
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) QO%>RG
=1.4425×10h _mA[^G=gY
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) y)Ip\.KV\
③查得:K=0.93 K=0.96 ~sMn/T*fv
④齿轮的疲劳强度极限 2Np9*[C
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: LPewo AXO
[]==0.93×550=511.5 V
+*Vi^
ww+XE2,
[]==0.96×450=432 ax'Dp{Q
许用接触应力 aH,0+ |
};29'_.."x
⑤查课本表3-5得: =189.8MP tul5:}x3
=1 zSDiJ$Xk
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 j$N`JiKM
=4.47×10N.m %6kD^K-
3.设计计算 LOR$d^l
①小齿轮的分度圆直径d h9g5W'.#
'Kp|\Tr
=46.42 ~A>3k2N/e
②计算圆周速度 ~wh8)rm
1.52 ~cU,3g
③计算齿宽b和模数 Gd:fWz(
计算齿宽b /`:5#O
b==46.42mm [4PG_k[uTJ
计算摸数m k<8:
初选螺旋角=14 #H M0s~^w&
= 9~Q.[ A
④计算齿宽与高之比 qhL e[[>
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 EDL<J1%
=46.42/4.5 =10.32 ,i,f1XJ|
⑤计算纵向重合度 yd`.Rb&V
=0.318=1.903 evu @uq
⑥计算载荷系数K <Pg.N
使用系数=1 \HTXl]
根据,7级精度, 查课本得 GMB%A
动载系数K=1.07, CNfeHMT
查课本K的计算公式: G)'cd D1
K= +0.23×10×b {Qlvj.Xw
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 :+!hR4Z~\;
查课本得: K=1.35 cz&FOP+!
查课本得: K==1.2
7&l
故载荷系数: _oe2pL&
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 !oM1
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 4*F+-fu
d=d=50.64 <=^YIp
⑧计算模数 WElB,a-RCp
= 83)2c a
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 jNrGsIY$
由弯曲强度的设计公式 eX;"kO
≥ ~(4cnD)BO
iMJ jWkk
⑴ 确定公式内各计算数值 @Je{;1
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m wArNWBM
确定齿数z TpZ)v.w~l7
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 J"I{0>@
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 pkBmAJb@
Δi=0.032%5%,允许 Q]IpHNt[>
② 计算当量齿数 U,aV{qz
z=z/cos=24/ cos14=26.27 +r4^oT[-
z=z/cos=144/ cos14=158 )6IO)P/Q~
③ 初选齿宽系数 A5Y z|
按对称布置,由表查得=1 8Qek![3^
④ 初选螺旋角 q31swP
初定螺旋角 =14 LI"ghz=F
⑤ 载荷系数K v:s~Y
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 sq&$
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y 5BTQJa
查得: xNE<$Bz
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 ]?b#~
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 0j_`7<,:
N[ E
t
⑦ 重合度系数Y a&wl-
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 lN{-}f;TN
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 |;Jcf3e(
=14.07609 DoNbCVZ
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 <|s|6C
⑧ 螺旋角系数Y O62H4oT
轴向重合度 =1.675, VmV/~- <Z
Y=1-=0.82 Xxp<qIEm
F0+ u#/#
⑨ 计算大小齿轮的 T+N%KRl
安全系数由表查得S=1.25 BWfsk/lej
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 }(20MW8rMc
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 y`7BR?l
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 h68sQd
查课本得到弯曲疲劳强度极限 /&cb`^"U^
小齿轮 大齿轮 b":cj:mxL
LIirOf~e;!
查课本得弯曲疲劳寿命系数: 7 45Uo'
K=0.86 K=0.93 :hCp@{
cZ%weQa#N)
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 W@JmG`Sy
[]= W32bBzhL
[]= W?5^cEF
-HS(<V=a?k
/
~w\Npf0
大齿轮的数值大.选用. P*)}ENY
@/E5$mX`
⑵ 设计计算 \ C~Y
计算模数 NuLQkf)
\h,S1KmIBD
_;L9&>!p6
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: /mo4Q?^
$ R,7#7bG
z==24.57 取z=25 mp+
%@n.;
uiP fAPZ
那么z=5.96×25=149 w=e~
M
%Z}A+Rv+*m
② 几何尺寸计算 'k{pWfn=<
计算中心距 a===147.2
TB1E1
将中心距圆整为110 w8%<O^wN,
0!eZ&.h?4
按圆整后的中心距修正螺旋角 CES^
c-. k
gH(,>}{^K
=arccos t+|c)"\5h
[wj&.I{^s
因值改变不多,故参数,,等不必修正. B9&"/tT
#t>w)`bA-
计算大.小齿轮的分度圆直径 LIT{rR#8
B|/=E470G
d==42.4 r**u=q%p
D[-V1K&g
d==252.5 &S>m+m'
#9F=+[L
计算齿轮宽度 Dny5X.8
FrIgu k1
B= ;*{y!pgb
T&H[JQ/h
圆整的 Nv{r`J.
k id3@
大齿轮如上图: j,Eo/f+j5
_{_ybXG|
uosFpa
r n"'tvhm
7.传动轴承和传动轴的设计 U,_uy@fE=?
d OQU#5
1. 传动轴承的设计 Gg]>S#^3
WZOi,
⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 ,edX;`#
P1=2.93KW n1=626.9r/min 8$xd;+`y'
T1=43.77kn.m AcqsXBKd
⑵. 求作用在齿轮上的力 H~Xi;[{7
已知小齿轮的分度圆直径为 C!6?.\U/:c
d1=42.4 <5%x3e"7u
而 F= wR@&C\}9
F= F PHU#$LG
dMK|l
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N :P1 J> dcG
JL5
)
V^Z"FwWk
d~M;@<eD
⑶. 初步确定轴的最小直径 pTT7#b(t
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 A>8"8=C
;7Cb!v1
56T<s+X>
xE`uFHuS}
从动轴的设计 1S/KT4
vPz$jeA
求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, 9%55R >s$
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M 3WZdP[o!
⑵. 求作用在齿轮上的力 $$ma1.t"
已知大齿轮的分度圆直径为 8 h
d2=252.5 e"Kg/*Ji1
而 F= O~sv^
F= F G;#-CT
@0H}U$l
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N K: hZ
|3j'HN5S
lf3QMr+
7VQ|3`!<
⑶. 初步确定轴的最小直径 o?%1^6&HE
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 AJ1(q:P
f"My;K $l;
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 Y%eFXYk.
查表,选取 O7 5^(keW
AWsy9
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 L@xag-b
i
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 g$$i WC!S<
^'9:n\SKQ
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Hs,pY(l^
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。 Zt;3HY=y
r$7fw}'I
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. ,tqMMBwC~_
i8 t% v
D B 轴承代号 ;n1<1M>!
45 85 19 58.8 73.2 7209AC *q**,_?;
45 85 19 60.5 70.2 7209B hr9rI
50 80 16 59.2 70.9 7010C m?wPZ^u
50 80 16 59.2 70.9 7010AC TrA&yXXL
/BeA-\B
5M6`\LyU
www#.D%'U
za$v I?ux
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 !Q(x A,p
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, Lso4ZZ;
③ 取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm. YB?yi( "yL
W\f u0^
④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. ,n)f=q*%
⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16, W>[0u3
高速齿轮轮毂长L=50,则 b/^i
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L=16+16+16+8+8=64 a@+n
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. :g@H=W
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