机械设计基础课程设计任务书 g,y`[dr
e^&YQl
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 9z'</tJ`
NFLmM
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) h#]}J}si
,l;
&Tb=k
目 录 83i%3[L
&O0+\A9tP
一 课程设计书 2 tt J,rM
_5U
Fml9
二 设计要求 2 m1F<L
dN |w;|M
三 设计步骤 2 $o]zNW;X
f[.hN
1. 传动装置总体设计方案 3 ?]9uHrdsN}
2. 电动机的选择 4 5\=9&{WjND
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 9d[0i#` :q
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 'b661,+d
5. 设计V带和带轮 6 j&T/.]dX&
6. 齿轮的设计 8
b1[U9
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 @/$mZ]|T
8. 键联接设计 26 'hya#rC&(
9. 箱体结构的设计 27 Z7.)[
;
10.润滑密封设计 30 /mD KQ<
11.联轴器设计 30 n;Iey[7_E`
RTY$oUqlZ
四 设计小结 31 cC}s5`
五 参考资料 32 ]NFDE-Jz]
LG<lZ9+y
一. 课程设计书 B. P64"w
设计课题: -|)[s[T~m
设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V qsk71L
表一: IB!Wrnj?
题号 <q[*kr
t91CxZQ^s
参数 1 `=KrV#/758
运输带工作拉力(kN) 1.5 oC7#6W:@w
运输带工作速度(m/s) 1.1 b%PVF&C9W
卷筒直径(mm) 200 A+F-r_]}db
~ml\|
二. 设计要求 wj'iU&aca
1.减速器装配图一张(A1)。 e0$mu?wd-
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 xrX("ili
3.设计说明书一份。 so8-e
=~0XdS/1
三. 设计步骤 s lI)"+6
1. 传动装置总体设计方案 bs`/k&'
2. 电动机的选择 aZ0H)
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 3\WES!
4. 计算传动装置的运动和动力参数 =0f8W=d:Vr
5. “V”带轮的材料和结构 unX^ MPpw
6. 齿轮的设计 }`M6+.z3F
7. 滚动轴承和传动轴的设计 =[jBOx&
8、校核轴的疲劳强度 Bhs`Y/Ls-
9. 键联接设计 '~2v/[<`}
10. 箱体结构设计 7>~iS@7GV
11. 润滑密封设计 CTP%
12. 联轴器设计 [`b{eLCFX]
C=b5[, UCB
1.传动装置总体设计方案: Qdn:4yk
?#[K&$}
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 3PEs$m9e
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, WcJ{}V9
要求轴有较大的刚度。 iB,*X[}EqG
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。 ibAA:I,d
其传动方案如下: tQ|I$5jNJ
5;Z~+$1
图一:(传动装置总体设计图) Rd$<R
X@G`AD'.M
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 @t^2/H
?O
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 s6]f#s5o
传动装置的总效率 G`P+J
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; zc{C+:3$^
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, Wm,,OioK
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, >@%!r
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 ;'Q{ ywr
GkC88l9z
2.电动机的选择 M@K[i*e
w}i.$Qt
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, ,]Ma, 2
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, Zk[#BUA
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。 Pn#Lymxh_a
x V e!
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, w&gHmi
Cf N; `
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 '8JaD6W9S
oEN_,cUp
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 $d=lDN
QHh#O +by#
L; ~=(
方案 电动机型号 额定功率 @e7+d@O<
P o(zg_!P
kw 电动机转速 k?#6j1pn
电动机重量 8dH|s#.4um
N 参考价格 d0^2<
元 传动装置的传动比 '$zFGq
}}
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 u&Fm}/x
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 t]ZSo-
qSd
$$L^
中心高 ^PI49iB
外型尺寸 ]3C8
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 Qi61(lK
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 .<B1i
e'Pa@]VaC
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 i&$uG[&P
8f.La
(1) 总传动比
ZS+2.)A
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为=n/n=1440/105=13.7 f/x "yUq
(2) 分配传动装置传动比 _biJch
=× p"@|2a
式中分别为带传动和减速器的传动比。 -ZB"Yg$l
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 4=Ey\Px
4.计算传动装置的运动和动力参数 >`:+d'Jv0
(1) 各轴转速 ||V:',#,W
==1440/2.3=626.09r/min 7yp*I[1Qf>
==626.09/5.96=105.05r/min ^XM;D/Gp~
(2) 各轴输入功率 TRZ^$<AG
=×=3.05×0.96=2.93kW IoA;q)
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW I,eyL$x
则各轴的输出功率: U6Ak"
=×0.98=2.989kW y#+o*(=fRE
=×0.98=2.929kW g8Z14'Ke
各轴输入转矩 (=j!P*
=×× N·m p2G8Qls
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· z"3c+?2
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m 5qy}~dQ
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m R=PzR;8
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m meR2"JN'
=×0.98=242.86N·m _ LNPB$P
运动和动力参数结果如下表 N6;Z\\&0^q
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min 7o. 'F
输入 输出 输入 输出 }H=OVbQor
电动机轴 3.03 20.23 1440 <Xx\F56zp
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 l i-YkaP
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 8:xo ~Vc
YkX=n{^
5、“V”带轮的材料和结构 %S.U`(.
确定V带的截型 .TC
`\mV
工况系数 由表6-4 KA=1.2 i1\2lh$
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 p( *3U[1
V带截型 由图6-13 B型 {O)&5
E6:p
确定V带轮的直径 (, "E9.
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm 7h1gU
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s NrcCUZ .:N
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm tHbPd.^
)\vHIXnfJ1
确定中心距及V带基准长度 OU@x1G{Cy
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 s.' \&B[
360<a<1030 P-[K*/bPw
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm <q2nZI^
zF&UdS3
初定V带基准长度 *GP_ut%
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm P*`xiTA
Q/)ok$A&
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm )H)Udhz
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm 'V#ew\
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 w9$8t9$|
RWCS
u$
确定V带的根数 RH]>>tJ^e
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw ~qxXou,J
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 ?4e6w
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 l-}5@D[
带长修正系数 由表6-2 KL=1 z \>X[yNpA
$?AA"Nz
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 @T1+b"TC
^G&D4uZ
取Z=2 *)1Vs'!-
V带齿轮各设计参数附表 wg<|@z5
W'h0Zg
各传动比 ^85n9a?8
,$zlw\
V带 齿轮 m\M+pjz
2.3 5.96 3n(gfQo-o
Qk.Q9@3W
2. 各轴转速n _/~ ,a
(r/min) (r/min) 9,f<Nb(\
626.09 105.05 `(/saq*
qlITQKGG
3. 各轴输入功率 P AAq=,=:R<
(kw) (kw) rw[ {@|)'z
2.93 2.71 V<ApHb
:dIQV(iW
4. 各轴输入转矩 T .#55u+d,
(kN·m) (kN·m) l@rwf$-
43.77 242.86 r>~d[,^$m4
jS3(>
5. 带轮主要参数 ttFY
_F~S
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) RB7AI!'a?
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 ct4 [b|
带的根数z |W*@}D
160 368 708 2232 B 2 |F@xwfgb
<o!&Kk 9
6.齿轮的设计 r p
@
o.3YM.B#
(一)齿轮传动的设计计算 S=H_9io
15KV}){
齿轮材料,热处理及精度 M*|VLOo=v
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 1i /::4=
(1) 齿轮材料及热处理 ,ah*!Zm.kk
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 <2O7R}j7v
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
$.Q>M]xH
② 齿轮精度 u}}9j&^Xa
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 guOSO@
(y~laW!
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 !3I(4?G,
按齿面接触强度设计 \}Acq;
/MqXwUbO
确定各参数的值: f-3'D-{EKt
①试选=1.6 {!}F
:~*r
选取区域系数 Z=2.433 }#OqU#
q|
z_Wm
HB
则 K6v
$#{$6
②计算应力值环数 w=D%D8 r2
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) ]A]Ft!`6z
=1.4425×10h P}hY{y'
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) h;%i/feFg
③查得:K=0.93 K=0.96 BjyXQ9D
④齿轮的疲劳强度极限 NSS4vtA
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: J-tq8
[]==0.93×550=511.5 n</k/Mk}
s~LZOPN
[]==0.96×450=432 Y@]);MyL
许用接触应力 J3~hzgY
'<%Nw-
⑤查课本表3-5得: =189.8MP =_8
UZk.
=1 1Y=AT!"V
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 M'umoZmW0
=4.47×10N.m F?b'L
JS
3.设计计算 [A"H/Qztk
①小齿轮的分度圆直径d Nmp>UE,7[
N.0HfYf
=46.42 0R@g(
②计算圆周速度 *D?((_+
1.52 4ZI!,lv*
③计算齿宽b和模数 [`.3f'")j
计算齿宽b }XCR+uAz
b==46.42mm |66m` <
计算摸数m -DP8NTl"
初选螺旋角=14 IXZ(]&we
= #
0GGc.
④计算齿宽与高之比 j:3EpD@GS
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 2{t)DUs
=46.42/4.5 =10.32 [d4,gEx`Q\
⑤计算纵向重合度 PwW^y#96
=0.318=1.903 Q[J [=
⑥计算载荷系数K $D QD$
使用系数=1 A\".t=+7
根据,7级精度, 查课本得 (R_CUH
动载系数K=1.07, e0f":Vct
查课本K的计算公式: 61/)l0<;
K= +0.23×10×b ,b<9?PM
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 h/I@_?k+
查课本得: K=1.35 Abj97S
查课本得: K==1.2 2GSgG.%SSM
故载荷系数: Z#-k.|}
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 >P<z |8
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 [ULwzjss#L
d=d=50.64 /Q?~Q0{)es
⑧计算模数 S:ls[9G[3
= S8O)/Sg=
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 96c"I;\GXX
由弯曲强度的设计公式 u3 ]Uxy
≥ 8rFaW
3->,So0Y
⑴ 确定公式内各计算数值 B?SNea,I4
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m Kb-W
tFx
确定齿数z q@w{c=
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 bxAsV/j
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 .i$,}wtw
Δi=0.032%5%,允许 $+Vmwd;
② 计算当量齿数 }6).|^]\'
z=z/cos=24/ cos14=26.27 eSl]8BX_
z=z/cos=144/ cos14=158 7p^@;@V
③ 初选齿宽系数 |GtY*|
按对称布置,由表查得=1 k, f)2<
④ 初选螺旋角 0Cl,8P
初定螺旋角 =14 B&?fM~J
⑤ 载荷系数K Z<;U:aH?}
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 R|iEv t
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y m}98bw
查得: "K ,bH
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 q]px(
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 F\5X7ditD
"OO96F
⑦ 重合度系数Y P/ci/y_1
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 R'SBd}1
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 6O9iEc,HM
=14.07609 !\^jt%e&
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 {LP
b))
⑧ 螺旋角系数Y 4r\*@rq
轴向重合度 =1.675, t05_Px!mW
Y=1-=0.82 SBTPTb
KbAR_T1n
⑨ 计算大小齿轮的 1Ao6y.S
安全系数由表查得S=1.25 , 9mgYp2
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 `mzb(bE
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 4qt+uNe!
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 |QVr`tE<
查课本得到弯曲疲劳强度极限 QBoFpxh=
小齿轮 大齿轮 PL@~Ys0
}taLk@T
查课本得弯曲疲劳寿命系数: icE|.[
K=0.86 K=0.93 ,h^r:g
9~c~E/4!
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 GW3>&j_!d
[]= |jT2W
[]= _1
pDA
~.Cv
DJy
f2yq8/J8.
大齿轮的数值大.选用. GAw(mH*
?`"n3!>bS
⑵ 设计计算 #{$1z;i?f
计算模数 :=<0=JE#
;L~p|sF
URA0ey`
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: U]hF
y<uAp
z==24.57 取z=25 fN)x#?
ZIpD{ >/
那么z=5.96×25=149 R`#W wx>b
E1 |<Pt
② 几何尺寸计算 ]78!!G[`
计算中心距 a===147.2 /[K_
&