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2009-01-12 21:46 |
单级斜齿轮减速箱设计说明书
机械设计基础课程设计任务书 7a4Z~r27/ x45F-w{ 课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 8y4t9V 5z.Y} 专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) KO))2GET 0,cU^HMA 目 录 %mS>v| w,1*dn 一 课程设计书 2 =+4om* ;Yt'$D*CP 二 设计要求 2 Q+IB&LdE %YG[?"P' 三 设计步骤 2 -^>7\]
] $F% 1. 传动装置总体设计方案 3 Xk :_aJ 2. 电动机的选择 4 G1SOvdq 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 5hDm[*83 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 <Ug1g0. 5. 设计V带和带轮 6 ^ b{~]I 6. 齿轮的设计 8 -c[fg+L9 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 m-9ChF:U 8. 键联接设计 26 Jb|dpu/e 9. 箱体结构的设计 27 5_rx$avm 10.润滑密封设计 30 !3ji]q;uF 11.联轴器设计 30 h\|T(597. 7Y
4! 四 设计小结 31 Upc_"mkI. 五 参考资料 32 W#L/|K!S p-6T,') 一. 课程设计书 g9F?j 设计课题: Dd:48sN:Jq 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 [n$6T 表一: "i\^GK= 题号 fHgvh&FU p%+'iDb 参数 1 we33GMxHl` 运输带工作拉力(kN) 1.5 4=l$wg~; 运输带工作速度(m/s) 1.1 mfk^t`w_ 卷筒直径(mm) 200 gAK"ShOhG= 5?>ES* 二. 设计要求 (J.U{N v 1.减速器装配图一张(A1)。 CH0Nkf 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 &iaS3x 3.设计说明书一份。 &Y2Dft_K D1wONss 三. 设计步骤 7J|nqr`>t 1. 传动装置总体设计方案 %vRCs] 2. 电动机的选择 YN7JJJ/~T 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 ~Vf
A 4. 计算传动装置的运动和动力参数 ufocj1IU 5. “V”带轮的材料和结构 O0sLcuT$ 6. 齿轮的设计 T:*l+<? 7. 滚动轴承和传动轴的设计 }(9ZME<( 8、校核轴的疲劳强度 ,3Aiz|v- 9. 键联接设计 2I_~]X53[ 10. 箱体结构设计 6P02= 11. 润滑密封设计 B|r' 12. 联轴器设计 #1p\\Av :c9 H2 1.传动装置总体设计方案: ^MvBW6#1 5a5)hmO RB 1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 `ix&j8E22w 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, QVkrhwp 要求轴有较大的刚度。 2u(G:cR 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。 vywpX^KPv 其传动方案如下: cT
nC ,hE989x<iI 图一:(传动装置总体设计图) "-Wb[*U; C40o_1g 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 c-ql 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 0CK3jdZ+X 传动装置的总效率 HbJ^L:/ η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; 0@Z}.k30 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, L.: 8qY η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, !1/F71l DX 为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 ?$VkMu$2k #g<6ISuf 2.电动机的选择 P7$/yBI U Qw<&N$ 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, ^95njE`>t` 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, eU8p;ajW!L 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。 P+DIo7VTX XJ7pX1nf 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, R1(3c*0f T@a|*.V 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 \;JZt[ S1U[{R?, 额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 mp
z3o\n q`UaJ_7 J|`.d46 方案 电动机型号 额定功率 Z}.ZTEB P S q{@4F}d kw 电动机转速 z, n[}Q#u 电动机重量 %^[D+1ULb N 参考价格 )W&{OMr 元 传动装置的传动比 "<LWz&e^^ 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器
m~uT8R#$ 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 K|I<kA~!H V)P8w#, 中心高 fElFyOo+ 外型尺寸 YLuf2ja}X 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*r^1PRc 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 gU1Pb]] {(I":rt# 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 !;0K=~(Y^ x_r*<?OZ (1) 总传动比 n]i#&[*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 [2E(3`-u (2) 分配传动装置传动比 h}kJ,n =× mhB2l/ 式中分别为带传动和减速器的传动比。 h J0U-m 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 SmIcqM 4.计算传动装置的运动和动力参数 AREjS$ (1) 各轴转速 <y?=;54a ==1440/2.3=626.09r/min @_1cY#! ==626.09/5.96=105.05r/min 5lM2nhlf'b (2) 各轴输入功率 Sa
kew =×=3.05×0.96=2.93kW jcb&h@T8kv =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW _,/~P) 则各轴的输出功率: _*MK" =×0.98=2.989kW !#=3>\np+X =×0.98=2.929kW *"OUwEl a 各轴输入转矩 n2EPx(~ =×× N·m !-%XrU8o3 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· 2_y]MXG+% 所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m p4
=/rkq =×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m )]s<Czm% 输出转矩:=×0.98=43.77 N·m D:/q<<| =×0.98=242.86N·m e[s}tjx 运动和动力参数结果如下表 /(.:l +[w[ 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min Eku9u 输入 输出 输入 输出 6|~^P!& 电动机轴 3.03 20.23 1440 5n{d jP 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 2`TV(U@ 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 6)7cw8^ L9lJ4s 5、“V”带轮的材料和结构 _{-[1-lN5_ 确定V带的截型 ;j7G$s9 工况系数 由表6-4 KA=1.2 dvU{U@:sz 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 |<5F08]v V带截型 由图6-13 B型 -J8Hsqf@ *3rs+0 确定V带轮的直径 O1S7t)ag 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm +vaA
P= 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s w jD<"p;P 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm Fx|`0LI+C *BdH
&U 确定中心距及V带基准长度 40pz <-B 初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 U3Z=X TB 360<a<1030 QS5t~rb 要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm -z0;4O (K] N2"B\ 初定V带基准长度 &JcatI Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm !ltq@8#_| T7^;!;i`X V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm f&mi nBU 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm 6-fv<Pn 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 owQ,op# bWAa:
r 确定V带的根数 (D) KU9B> 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw 5l
3PAG
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 f?51sr 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 L*tfYonq 带长修正系数 由表6-2 KL=1 U/^#nU., 3ie
k>'T V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 (u} /(Ux uVCH<6Cp 取Z=2 oV0T
V带齿轮各设计参数附表 ]i$0s BEvY&3%l 各传动比 dN)8r tVEe) QX V带 齿轮 jD6HCIjd' 2.3 5.96 OyF=G^w &hI!mo 2. 各轴转速n ds9'k. (r/min) (r/min) G<n75! 626.09 105.05 7I
XWv- 45sEhs[$ 3. 各轴输入功率 P >kK@tJn (kw) (kw) uC^)#Y\" 2.93 2.71 =g9n =spAn +w^,!gA& 4. 各轴输入转矩 T g"1V] (kN·m) (kN·m) G?'^"ae"Z 43.77 242.86 p eO@ZKmM 95z|}16UK 5. 带轮主要参数 Ee2P]4_d 小轮直径(mm) 大轮直径(mm) $t):r@L 中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 *VsVCUCz5* 带的根数z \ +%~7Bi]z 160 368 708 2232 B 2 Sk cK>i.[ @6>Q&GYqt 6.齿轮的设计 ['=O>YY t.28IHJ (一)齿轮传动的设计计算 /)sP, 2/ x?{UWh% 齿轮材料,热处理及精度 N7_eLhPt*8 考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 Lc{arhN (1) 齿轮材料及热处理 ["EXSptB ① 材料:高速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24 !HDb{f 高速级大齿轮选用钢正火,齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 ]u|v7}I4 ② 齿轮精度 U]sAYp^$ 按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 dgkS5Q$/ "=Br&FN{| 2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 4f[%Bb 按齿面接触强度设计 #uhUZq Ds">eNq 确定各参数的值: p@^G)x ①试选=1.6 XGx[Ny_A2 选取区域系数 Z=2.433 q,, (SBhU:^h 则 aV'bI ②计算应力值环数 <giBL L! N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) \~
D(ww =1.4425×10h ZZT #V%Q=u N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) N; g@lyo ③查得:K=0.93 K=0.96 xQu|D>kv87 ④齿轮的疲劳强度极限 W "'6M=* 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: 4b2d(x)0X []==0.93×550=511.5 N y'\Q"Y] ]y0Y ( []==0.96×450=432 ]c/E7|0Q 许用接触应力 YZg#H)w% +-!E%$ ⑤查课本表3-5得: =189.8MP Q1,sjLO-a =1 P1-eDHYw T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 HT;^u"a~ =4.47×10N.m qiNVaV\wr| 3.设计计算 L.HeBeO ①小齿轮的分度圆直径d ;,&cWz vgwpuRL5b =46.42 _%nz-I ②计算圆周速度 pE5v~~9Ikv 1.52 X;I9\Cp]! ③计算齿宽b和模数 $'J3
/C7 计算齿宽b \vA*dQ- b==46.42mm G !q[NRu 计算摸数m o:Fq|?/e 初选螺旋角=14 oW3"J6,S = $h#sb4ek ④计算齿宽与高之比 2d&F<J<sU 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 <Riz!(G =46.42/4.5 =10.32 [4z,hob ⑤计算纵向重合度 VfoWPyWD# =0.318=1.903 5;a*Xf%V ⑥计算载荷系数K #EPC]jFk 使用系数=1 g>lZs 根据,7级精度, 查课本得 @-$8)?`q 动载系数K=1.07, \9?[|m
z 查课本K的计算公式: 8dczC K= +0.23×10×b ;*(-8R/ =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 n7Ao.b%uk- 查课本得: K=1.35 >i/jqT/ 查课本得: K==1.2 kaBjA* 故载荷系数: B~]Kqp7yU K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 s)^/3a ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 j q+(2 d=d=50.64 yXJhOCa ⑧计算模数 DR#" 3 = 28MMH
Q 4. 齿根弯曲疲劳强度设计 TKDG+`TyZ 由弯曲强度的设计公式 98[uRywI ≥ cAWn*% ;ArwEzo( ⑴ 确定公式内各计算数值 Sc<dxY@w7- ① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m DH(<{ #u 确定齿数z 7({)ou x 因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 \v2!5z8| 传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 ) c@gRb~ Δi=0.032%5%,允许 0m@+ &X>w ② 计算当量齿数 1Bh"'9-!JT z=z/cos=24/ cos14=26.27 H/,KY/>i z=z/cos=144/ cos14=158 @v-^j ③ 初选齿宽系数 LmrdVSs_ 按对称布置,由表查得=1 '.A!IGsj ④ 初选螺旋角 ]J7qsMw 初定螺旋角 =14 SuE~Wb5& ⑤ 载荷系数K Hm-#Mpw K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 'Y?-."eKh ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y Oa[ 查得: |XyX%5p* 齿形系数Y=2.592 Y=2.211 FYAEM!dyy 应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 +H-=`+, egoR])2> ⑦ 重合度系数Y [txOh!sxD 端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 BA;r%?MRL =arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 ;n&95t1$ =14.07609 .LzA'q1+z 因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 :5YIoC ⑧ 螺旋角系数Y rOJ>lPs 轴向重合度 =1.675, }M07-qIX{ Y=1-=0.82 0seCQANd i<uU_g'M ⑨ 计算大小齿轮的 @6
he!wW 安全系数由表查得S=1.25 V?mP7 工作寿命两班制,8年,每年工作300天 4I4m4^ 小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 K@.5
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 ~ k*]Z8Z 查课本得到弯曲疲劳强度极限 .:S/x{~ 小齿轮 大齿轮 =
0 ~4k# Iiy5;:CX:q 查课本得弯曲疲劳寿命系数: 8ro`lX*F@2 K=0.86 K=0.93 j<AOC? N_Us6X 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 8hGyh# []= , ZsZzZ# []= }">r0v!3 F`D$bE;| Aztrq 大齿轮的数值大.选用. *>m[ZJd %= J;4x$BI ⑵ 设计计算 WjVBz 计算模数 Qz(D1>5I? mWviWHK bT:u|/I 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: (UkP AE @@Ib^sB% z==24.57 取z=25
*yZ6" jWdviS9&g 那么z=5.96×25=149 h.<f%&)F Tm%5:/<8 ② 几何尺寸计算 ?:R ]p2 ID 计算中心距 a===147.2 V,r~%p 将中心距圆整为110 E ,i^rA m . ,|C>^ 按圆整后的中心距修正螺旋角 wNa5qp
0 !j!w$ =arccos k+J3Kl09hM !
I:N< 因值改变不多,故参数,,等不必修正. c!IZLaVAr9 8^>qor.]M 计算大.小齿轮的分度圆直径 >pF* unC; ~HmH#"VP d==42.4 c_>Gl8J ed6@o4D/kf d==252.5 <K0epED _[HZ[ 9c! 计算齿轮宽度
KQr+VQdq> Z|t=t"6" B= \V-N~_-H WE\TUENac( 圆整的 3"x_Y nQc,^A)I 大齿轮如上图: zxn|]PbS ]y@A=nR rI>x'0Go* G'JHimP2j 7.传动轴承和传动轴的设计 @1*^ttC 9L>?N:%5 1. 传动轴承的设计 O=jLZ2os #
55>? ⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 %axr@o[ P1=2.93KW n1=626.9r/min <{#_;7h" T1=43.77kn.m
^.A*mMQ ⑵. 求作用在齿轮上的力 .lcp5D[( 已知小齿轮的分度圆直径为 Sp\TaUzg d1=42.4 q;68tEupR 而 F= 6l\5J6x F= F }y6|H,t9 W1REF9i){ F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N SA<\n+>q^ T<n`i~~ CzBYH 9'*7 (j; ⑶. 初步确定轴的最小直径 g}W`LIasv 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 E&8Nh J |S!RQ-CF <H^jbK v6 5C
j2ec 从动轴的设计 9VW/Af e* [wF})) 求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, :|bL2T@>[ P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M uZld9u ⑵. 求作用在齿轮上的力 `PARZ| 已知大齿轮的分度圆直径为 T
6D+@i d2=252.5 aBC5?V*e% 而 F= &. =8Q? F= F 5M>h[Q"R c4AJ`f.5 F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N PSJj$bt;<+ *tv& | |