机械设计基础课程设计任务书 %<=vbL9
/[|}rqX(
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 }`9fZK{. @
;%rs{XO9
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) Eo {1y
ZU|V+yT
目 录 X[~f:E[1J
krr-ZiK
一 课程设计书 2 >^T,U0T])
`z$uw
二 设计要求 2 Xw*%3'
1RI #kti-"
三 设计步骤 2 nF. ;LM
1FD7~S|
1. 传动装置总体设计方案 3 Ql#W
/x,e
2. 电动机的选择 4 UYcyk
$da
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 ]m/@wW9
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 \2gvp6
5. 设计V带和带轮 6 G {pP}
6. 齿轮的设计 8 } `>J6y9
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 #"o6OEy$A#
8. 键联接设计 26 =0s`4Y"+
9. 箱体结构的设计 27 %qNj{<&
10.润滑密封设计 30 F;?TR[4!k
11.联轴器设计 30 1&8j3"
m0BG9~p|
四 设计小结 31 ,<;l"v(
五 参考资料 32 JO&;bT<
f*|8n$%
一. 课程设计书 kH>vD =q>
设计课题: F;d%@E_Bc
设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V %67G]?EXB
表一: 'FPcAW^8
题号 D% v:PYf
=A0"0D{\
参数 1 uGuc._}=
运输带工作拉力(kN) 1.5 :>tF_6
运输带工作速度(m/s) 1.1
8(vC jL
卷筒直径(mm) 200 1BMV=_
AMh37Xo
二. 设计要求 d$"G1u~%
1.减速器装配图一张(A1)。 ;I!+lx3[
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 ="5k\1W1M
3.设计说明书一份。 3D?IG\3
nu469
三. 设计步骤 XI%RneuDr:
1. 传动装置总体设计方案 r%g
<hT 8
2. 电动机的选择 m{:" 1]
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 KA|&Q<<{@
4. 计算传动装置的运动和动力参数 ~4MtDf
5. “V”带轮的材料和结构 (B>yaM#5
6. 齿轮的设计 $n=W2WJ6f
7. 滚动轴承和传动轴的设计 Vr&el
8、校核轴的疲劳强度 h"VpQhi
9. 键联接设计 T =eT^?v
10. 箱体结构设计 S 0R8'Y
11. 润滑密封设计 Eonq'Re$
12. 联轴器设计 /32Ta
c*S#UD+
1.传动装置总体设计方案: 4)z3X\u|Z2
jsk:fh0~M
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 4 o3)*
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, {&\J)oZ
要求轴有较大的刚度。 uD.
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。 BpQ;w,sefq
其传动方案如下: =,&u_>Dp
$\0cJCQ3
图一:(传动装置总体设计图) o
:.~X
"?oo\op
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 ;eS;AHZ
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 |Q5H9<*
传动装置的总效率 XsAY4WTS
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; ?Ia4H
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, X0^zw^2W
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, ;el]LnV!O
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 iyA*JCD
~hS .\h
2.电动机的选择 w"fCI13
[=XZza.z
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, u~#%P&3_W
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, pj!k|F9
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。 gzl%5`DB w
S[-.tvI;Q
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, &M0o&C-1/
Q;XXgX#l
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 2"T8^r|U
S9OxI$6Y
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 qJ\X~5{
,DE(5iDS
@;||peU
方案 电动机型号 额定功率 rDpe_varA
P fdd~e52f
kw 电动机转速 l0gH(28K
电动机重量 <2n'}&F
N 参考价格 9U!JK3d
元 传动装置的传动比 p])D)FsMB
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 5?^]1P_
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 u=(H#o<#
6o$Z0mG
中心高 Zkw J.SuU
外型尺寸 9 1BY]N
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 "\NF
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 Xyb8u})p'
cYsR0#
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 lTn;3'
)$MS
0[?
(1) 总传动比 x2Ha&
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为=n/n=1440/105=13.7 Sq?,C&LsA
(2) 分配传动装置传动比 [fd~nD#.
=× wUbmzP.
式中分别为带传动和减速器的传动比。 1oB$MQoc
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 )8:n}w
4.计算传动装置的运动和动力参数 !$xzAX,
(1) 各轴转速 ZQ@3P7T
==1440/2.3=626.09r/min Q?Wr7
==626.09/5.96=105.05r/min P~&O4['<
(2) 各轴输入功率 Gj6<s./
=×=3.05×0.96=2.93kW mG
X\wta
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW 8a7YHUL<3i
则各轴的输出功率: ',DeP>'%>
=×0.98=2.989kW F/)f,sZF
=×0.98=2.929kW FSv1X
各轴输入转矩 !
&y
=×× N·m t/ A:k
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· QI.t&sCh5
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m m{VL\ g)
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m &Y{F?
c^
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m }Bd_:#.mw
=×0.98=242.86N·m `Rrr>vj
运动和动力参数结果如下表 W^w d
([
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min S45'j(S=
输入 输出 输入 输出 /({P1ti:C
电动机轴 3.03 20.23 1440 #uB[&GG}W
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 R;%^j=Q
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 5qGGu.$Ihi
=<Hy"4+?.
5、“V”带轮的材料和结构 se!g4XEWD
确定V带的截型 "X`Qe!zk4
工况系数 由表6-4 KA=1.2 cY{I:MA+h@
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 ;jF%bE3
V带截型 由图6-13 B型 <8$Md4r
R3cg2H
确定V带轮的直径 (s&ORoVGn
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm >;m{{nj
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s {Wh BoD
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm 2,+d|1(4o
3zbXAR*
确定中心距及V带基准长度 TWtC-wI;
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 bZu$0IG
360<a<1030 Ny]lvgu9X
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm 6`1k
^
;>5,
初定V带基准长度 SGQDro=l
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm &u("|O)w$
lz-
iCZ
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm _nP)uU$
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm `6UtxJSx
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640
C[R`Ml
ve6x/ PD
确定V带的根数 E3bwyK!s
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw mLQUcYfR
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 h+5@I%WX
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 }Iip+URG
带长修正系数 由表6-2 KL=1 UP R/XQ
@\!ww/QT
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 +3)[>{~1Z
CGkI\E
取Z=2 eJW[ ] !
V带齿轮各设计参数附表 *N`;I@Q"[
~+=E"9Oo
各传动比 *CzCUu:%t
C>NQ-w^
V带 齿轮 0_Lm#fE U
2.3 5.96 -nOq \RYV
q#jEv- j.
2. 各轴转速n
">cqt>2 A
(r/min) (r/min) QTfu: m{
626.09 105.05 Tn /Ut}]O
}DbE4"^K7
3. 各轴输入功率 P y)tYSTJK
(kw) (kw) 9N^+IZ@l
2.93 2.71 VE*j*U
j
uS&LG#a
4. 各轴输入转矩 T &lq^dFP&Su
(kN·m) (kN·m) LfHzT<)|
43.77 242.86 A*R n<{U
]{Z8
5. 带轮主要参数 qrpb[)Ll
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) 5=Suj*s{D#
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 z(rK^RT
带的根数z >IBTBh_ka
160 368 708 2232 B 2 F(;jM(
l1|~
6.齿轮的设计 #cO+ <1
3T?f5+@I
(一)齿轮传动的设计计算 j3{HkcjJG
)d:K:YXt
齿轮材料,热处理及精度 TOrMXcn!/
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 _F^$aZt?e
(1) 齿轮材料及热处理 Ox|TMSb^
① 材料:高速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24 Li]k7w?H
高速级大齿轮选用钢正火,齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 6< >SHw
② 齿轮精度 ^&-a/'D$,
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 >J@egIKzP
@+:4J_N
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 %<AS?Ry
按齿面接触强度设计 hF.6}28U1
r^Y~mq
确定各参数的值: JtFiFaCxY
①试选=1.6 @C=M
UT-!
选取区域系数 Z=2.433 XGhwrI ^
VGB-h'
则 .&PzkqWZ
②计算应力值环数 kZv*rWAm
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) UGCox-W"
=1.4425×10h sl^n6N
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) m:3J!1
③查得:K=0.93 K=0.96 J.W Ho
c
④齿轮的疲劳强度极限 drIK(u\_
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: +sRP<as
[]==0.93×550=511.5 F"[3c6yF
8%-%AWF]
[]==0.96×450=432 e3g_At\
许用接触应力 >C# kqxfg
O|7yP30?M
⑤查课本表3-5得: =189.8MP ,T{oy:rB
=1 JhJLqb@q
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 S>#R_H<(
=4.47×10N.m }[v~&
3.设计计算 `iQqhx
①小齿轮的分度圆直径d SM<d
: u-.T.zZl
=46.42 B2(,~^39
②计算圆周速度 sf)W~Lx5a
1.52 "H?QqrKx
③计算齿宽b和模数 (u9Zk~)F
计算齿宽b d;44;*D
b==46.42mm uREu2T2
计算摸数m <m]wi7
初选螺旋角=14 Vo >Xp
= Uouq>N
④计算齿宽与高之比 ESv:1o`?n
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 /WYh[XKe
=46.42/4.5 =10.32 ZF'HM@cfo
⑤计算纵向重合度 Q6x%
=0.318=1.903 $H;+}VQ
⑥计算载荷系数K >)3VbO
使用系数=1 ]
D6|o5
根据,7级精度, 查课本得 2yxi= XWZ
动载系数K=1.07, *Ru2:}?MpS
查课本K的计算公式: c{4R*|^
K= +0.23×10×b "lrA%~3%[P
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 PUCx]5
查课本得: K=1.35 tl^m=(ZQ
查课本得: K==1.2 >{t+4 p4k.
故载荷系数: IT&i,`cJ~F
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 LwQH6 !;[
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 x5F@ad9
d=d=50.64 jyQVSQs
⑧计算模数 m8AAp1=
= 4U{m7[
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 K'Spbn!nC
由弯曲强度的设计公式 &h(g$-l?[
≥ 50Ad,mn<
LS6ry,D"7
⑴ 确定公式内各计算数值 JO}?.4B
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m +>#e=nH
确定齿数z jCQho-1QN
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 *~;8N|4<
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 3+9
U1:1[.
Δi=0.032%5%,允许 ERC<Dd0
② 计算当量齿数 s.rT]
z=z/cos=24/ cos14=26.27 fnOIv#
z=z/cos=144/ cos14=158 <T4(H[9B
③ 初选齿宽系数 afUTAP@
按对称布置,由表查得=1 G#lg|# -#
④ 初选螺旋角 }p*?1N
初定螺旋角 =14 @woC8X
⑤ 载荷系数K +* D4(
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 MD4\QNUa)*
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y @\PpA9ebg%
查得: !tBeuemN%
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 4>k
I^
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 JY@X2'>v/
BKZ v9
⑦ 重合度系数Y w_3xKnMT\
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 <jFSj=cIL
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 "mtp0
=14.07609 7E\gxQ(vU
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 )S Q('vwg
⑧ 螺旋角系数Y pYh!]0n
轴向重合度 =1.675, m}pL`:e!
Y=1-=0.82 Mj'lASI
?l9=$'
⑨ 计算大小齿轮的 @/(@/*+"
安全系数由表查得S=1.25 {MxnIg7'
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 i@6wO?Tv
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 9A+M|;O
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 =qX*]
查课本得到弯曲疲劳强度极限 ymkR!
小齿轮 大齿轮 I.9o`Q[8&
$}4K`Iu
查课本得弯曲疲劳寿命系数: bg1un@%!l
K=0.86 K=0.93 cAibB&`~
Mciq-c)
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 PI63RH8e
[]= 5qiI.)
[]= SB1[jcJ
m>YWxa
iokPmV
大齿轮的数值大.选用. 9`INC~h
n.Vtc-yZU
⑵ 设计计算 a[ i>;0
计算模数 !;+U_j'Pg
y1u9B;Fd
B52H(sm
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: DM'qNgB7
5 H *>
z==24.57 取z=25 3SFg#
:A#+=O0\z
那么z=5.96×25=149 Qg> 0G%cXU
xx0k$Dqt2I
② 几何尺寸计算 cUs L6y
计算中心距 a===147.2 RM#fX^)=
将中心距圆整为110 Uz
$ @(C
C
Oa.xyp
按圆整后的中心距修正螺旋角 Z8fJ{uOIL
1ys( v
=arccos _k|g@"
Efvq?cG&
因值改变不多,故参数,,等不必修正. hb<k]-'!
ig$jKou
F
计算大.小齿轮的分度圆直径 C d|W#.6
yl]UUBcQ
d==42.4 !%wdn33"
`I{ tZ$iD
d==252.5 8H_l[/
?$16A+
计算齿轮宽度 Ph
Ttx(!
)^";BVY
B= Ysl9f1>%
i7(~>6@|
圆整的 hMWo\qM
wB2}uk7
大齿轮如上图: c(E,&{+E
vs\|rLa
UFIjW[h
zu C5@jy.x
7.传动轴承和传动轴的设计 PK}vh%
N;g$)zCV1
1. 传动轴承的设计 9 R
?lyltAxs'
⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 ^ `je
P1=2.93KW n1=626.9r/min I5Q~T5Ar
T1=43.77kn.m ZBC@xM&-
⑵. 求作用在齿轮上的力 ([tG y
已知小齿轮的分度圆直径为 E$R_rX4x
d1=42.4 Wxc^_iqA1
而 F= A'`P2Am
F= F {Y^c*Iqn
fRFYJFc n
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N q}e]*]dJZ
cP J7E
,$ mLL
^9s"FdB]24
⑶. 初步确定轴的最小直径 :cb[M5c
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 W}?s^
9j2\y=<&
t%:G|n Sz
`;e^2
从动轴的设计 Q<C@KBiVE
g*28L[Q~
求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, x~nQm]@`h
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M c<>y!^g
⑵. 求作用在齿轮上的力 h)P]gT0f/
已知大齿轮的分度圆直径为 C-r."L
d2=252.5 @| P3
而 F= 4[Z1r~t\L
F= F xp(mB7;:
%~G0[fG
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N uZ-`fcCjD
^h`!f vyH
Y6+k9$h
_En]@xK3&
⑶. 初步确定轴的最小直径 gn364U a
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 `P#8(GU
s
8Jj6V
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 lR,G;
查表,选取 GgT=t)}wu
uO6c3|Zjs
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 \ x:_*`fU
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 )S#j.8P'B
yTP[,bM
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 2=Jmi?k
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。 9W$mDw6f
6OMb`A@/2
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. JTjzT2`A.
^fG`DjA)
D B 轴承代号 cK/PQsMP
45 85 19 58.8 73.2 7209AC |HNQ|r_5S
45 85 19 60.5 70.2 7209B [9w, WJL
50 80 16 59.2 70.9 7010C zz[g{[SN
50 80 16 59.2 70.9 7010AC G[vUOEU~O
xcsFODx~
Ja^7$WY
'T6B_9GQ8
IruyE(;HS
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 q#.rYzl0
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, xh=FkY&d
③ 取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm. dE+CIjW5
6vMDm0sv
④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. >t2]Ssi(
⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16, ,HQ1C8
高速齿轮轮毂长L=50,则 h 3eGq:!9
e =0l<Rj
L=16+16+16+8+8=64 S83]O!w0
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. 6JUav."`~
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5. 求轴上的载荷 fmatc#G
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, ^)(G(=-Rf
查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. ~+7a d$
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