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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 !@I}mQ ~ R8-^RvG 课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 @ct+7v~ X 6lH|R 专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) Uw/l>\ 0Rz(|jlbS 目 录
0G <hn8> c=[q(|+O! 一 课程设计书 2 yMc:n"-[ _TUt9} 二 设计要求 2 -h-oMqgu( 1|ZhPsD.}g 三 设计步骤 2 v8/6wy? ~P-*}q2J 1. 传动装置总体设计方案 3 ~:lKS;PRuK 2. 电动机的选择 4 H@l}[hkP 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 (X +s-4% 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 \OC6M` / 5. 设计V带和带轮 6 pi@Xkw 6. 齿轮的设计 8 JI|6B 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 S2C]?6cTq 8. 键联接设计 26 Jqr)V2Y 9. 箱体结构的设计 27 -$<O\5cAQ 10.润滑密封设计 30 9
L?;FY)_ 11.联轴器设计 30 aF8k/$u 64j|}wJ$ 四 设计小结 31 .5> 20\b2 五 参考资料 32 wP"q<W
g 6<Hu8$G| 一. 课程设计书 k_GP>b\"k 设计课题: la$%H<,7 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 DF1<JdO+ 表一: OQ4c#V? 题号 0nW F M R'o{?{e` 参数 1 XD-^w_ 运输带工作拉力(kN) 1.5 9l+{OA 运输带工作速度(m/s) 1.1 7ODaX.t-> 卷筒直径(mm) 200 uH\kQ9f 8
Op.eYe 二. 设计要求 h4fLl3%H 1.减速器装配图一张(A1)。 F9XT
lA 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 I<h=Cj[[ 3.设计说明书一份。 $v}<' Nm]%
} 三. 设计步骤 ~# 7wdP 1. 传动装置总体设计方案 vt]F U< 2. 电动机的选择 \
Aq;Q? 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 AxCI 0 4. 计算传动装置的运动和动力参数 3+YbA)i; 5. “V”带轮的材料和结构 :WXf.+IA 6. 齿轮的设计 dEp/dd~(& 7. 滚动轴承和传动轴的设计 $zkH|]
zZ 8、校核轴的疲劳强度 u/AT-er; 9. 键联接设计 ~U}Mv{y 10. 箱体结构设计 R[A5JQ$[ 11. 润滑密封设计 \gccQig1CJ 12. 联轴器设计 0jB X5 8&}~'4[b[$ 1.传动装置总体设计方案: 'pP-rdx *M~.3$NN 1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 m/USC'U% 2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀, CJNG) p 要求轴有较大的刚度。 e ^e$mtI 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。 9 Aivf+ 其传动方案如下: -G ?%QG`v d,'!.#e 图一:(传动装置总体设计图) H`<?<ak6'M C?H{CP 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 pbB2wt 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 _|n=cC4Qu 传动装置的总效率 v@T'7?s. η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; LXhaD[1Rb 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, Q5E:|)G η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, p$!@I 为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 %"7WXOv&z {y );vHf$ 2.电动机的选择 IUhp;iH *Wyl2op6 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, b%0BkS* 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, Hbr^vYs5 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。 b!~TAT&8 ~Q!~ eTw 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, e`DsP8-&v rycJyiw<- 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 5u pShtC {'(ej5,6 额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 =jIxI, J'7 y
u
2lXd' 方案 电动机型号 额定功率 mq`5w)S)\o P SL*DK. kw 电动机转速 0_V*B[V 电动机重量 7jezw'\=~ N 参考价格 m'.T2e.u 元 传动装置的传动比 Qg>L,ZO 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 92(~'5Qr 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 FuMq|S M'|)dM| 中心高 C5B=NAc 外型尺寸 LV=^jsQ5 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 >40
GP#Vz 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 /Hk07:"c s*{mT6s+T 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 x(yX0 ,P/7 c9|a$^I6 (1) 总传动比 )=(n/vckM 由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为=n/n=1440/105=13.7 [0{wA9g (2) 分配传动装置传动比 ;siJ~|6) =× ! [q}BU4 式中分别为带传动和减速器的传动比。 x#o?>5Qg? 为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取=2.3,则减速器传动比为==13.7/2.3=5.96 US]"4=Zm 4.计算传动装置的运动和动力参数 JB'qiuhab (1) 各轴转速 ?7rD42\8H ==1440/2.3=626.09r/min G*Ib^;$u ==626.09/5.96=105.05r/min YZ{jP?x (2) 各轴输入功率 vu>YH)N_h =×=3.05×0.96=2.93kW 1bDJ}M~]z =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW <!hpfTz* 则各轴的输出功率: `&G} =×0.98=2.989kW -}AE\qXs/ =×0.98=2.929kW +QQYPEx+ 各轴输入转矩 WxDb3l~ =×× N·m N7+#9S 5fv 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· G#g{3}dcK 所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m |Pj9ZG# =×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m n1JC?+ 输出转矩:=×0.98=43.77 N·m ][rTQt m =×0.98=242.86N·m afV
P-m4L 运动和动力参数结果如下表 "h`54}0 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min eTT^KqE>& 输入 输出 输入 输出 ->Q`'@'|P 电动机轴 3.03 20.23 1440 U!.~XT= 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 5@CpP-W# 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 v s w7| O'@m4@L 5、“V”带轮的材料和结构 qU}lGf!dVn 确定V带的截型 a5>)?m 工况系数 由表6-4 KA=1.2 `Q+i-y 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 qYDj*wqf V带截型 由图6-13 B型 B>ge,
}{ a$laRtId7 确定V带轮的直径 olHH9R9: 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm IMw
"eV 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s k>$FT` 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm #%:`p9p.S li1v 4 确定中心距及V带基准长度 QR|XV%$ 初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 2z[r@}3 360<a<1030 A-X 要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm $dr27tse&< (0X,Qwx 初定V带基准长度 e!.7no Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm ]VzqQ=U% uT'-B7N V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm ?,D>+:: 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm s+(l7xH$ 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 T-hU+(+hg Wk0>1 rlu 确定V带的根数 9"[!EKW 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw rsd2v9 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 t5I^1u6 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 _ .-o%6 带长修正系数 由表6-2 KL=1 HKq2Js XhQw+j~1. V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 v@F|O8t:s Fl8w7LcF7 取Z=2 }R7sj V带齿轮各设计参数附表 HGU?bJ~6o dM$N1DB{U+ 各传动比 ;"d?_{>7 \[@Q}k[ V带 齿轮 CsJ)Z%4_ 2.3 5.96 \f8P`oET~ vgU hN_rK 2. 各轴转速n J-@o@!o (r/min) (r/min) yS1b,cxz 626.09 105.05 ORV}j,Ym L?Kz
P.(t+ 3. 各轴输入功率 P |@T5$Xg]5 (kw) (kw) [[";1l 2.93 2.71 GI 0x>Z+ owfp^hla 4. 各轴输入转矩 T pDLu +}@ (kN·m) (kN·m) hj[+d%YZY" 43.77 242.86 vjOG?- _A@fP[C 5. 带轮主要参数 bLU^1S8Z 小轮直径(mm) 大轮直径(mm) .g6PrhzFbk 中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 3i@ "D 带的根数z 7yq7a[Ra 160 368 708 2232 B 2 wGov|[X m &0(% 6.齿轮的设计 iBGSBSeL& nG4Uk2> (一)齿轮传动的设计计算 0%GqCg vF*^xhh 齿轮材料,热处理及精度 .IW_DM- 考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 BR&Qw'O% (1) 齿轮材料及热处理 = )JVT$]w 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 fg>B 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 pmow[e ② 齿轮精度 |Ak =-. 按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 @);!x41f }skRlC 2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 6b#:H~ < 按齿面接触强度设计 F#!@}K8
X]&;8 确定各参数的值: H|rX$P ①试选=1.6 rm5T=fNJ 选取区域系数 Z=2.433 &viwo}ls0 t?du+: 则
Gh)sw72 ②计算应力值环数 B"?+5A7 N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) 5vUz =1.4425×10h 3$96+A^M * N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) P/C+L[X= ③查得:K=0.93 K=0.96 oPBg+Bh* ④齿轮的疲劳强度极限 ^.Ih,@N6 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: QKUBh-QFK []==0.93×550=511.5 |%2/I>o epGX. []==0.96×450=432 `\RX~ $^ 许用接触应力 6`s%%v /IrR,bvA ⑤查课本表3-5得: =189.8MP $$bTd3N+ =1 (A] m= T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 ]@ Sc} =4.47×10N.m 90y9~.v 3.设计计算 PcNfTB{ ①小齿轮的分度圆直径d |;U}'|6 n}9Msen =46.42 Zy!)8<Cgm' ②计算圆周速度 fbzKO^Ub 1.52 zT4ulXN ③计算齿宽b和模数 UgD'Bi 计算齿宽b .5KC'? b==46.42mm @
(u?=x; 计算摸数m Kl46CZs#8 初选螺旋角=14 4U! .UNi = <*r<+S ④计算齿宽与高之比 iw~V_y4 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 ${I@YSU =46.42/4.5 =10.32 &JXHDpd$a^ ⑤计算纵向重合度 C#**) =0.318=1.903 /n(bThDH ⑥计算载荷系数K Rbj+P;t& 使用系数=1 M::IE|h 根据,7级精度, 查课本得 JV?RgFy 动载系数K=1.07, fN"oa>X 查课本K的计算公式: }x#P<d( K= +0.23×10×b picP_1L =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 B0 oY]r6 查课本得: K=1.35 mBpsgm:g^ 查课本得: K==1.2 <Z_wDK/UR 故载荷系数: @)2V"FE4i K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 |B{$URu ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 Fzld0p9= d=d=50.64 evmEX <N ⑧计算模数 DKVt8/vq = ]}l+ !NV< 4. 齿根弯曲疲劳强度设计 9+is?Pj 由弯曲强度的设计公式 5#9Wd9LP ≥ ndCS<ojcBP @+CSY-g$ ⑴ 确定公式内各计算数值
|b-Zy~6 ① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m NKUI! [ 确定齿数z ^; V>}08 因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 0h@%q;g 传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 18/@:u{ Δi=0.032%5%,允许 76i
rb!- ② 计算当量齿数 im?XXsH' z=z/cos=24/ cos14=26.27 HsgTHe z=z/cos=144/ cos14=158 b%!`fn-; ③ 初选齿宽系数 (Y.$wMB 按对称布置,由表查得=1 j3[OY ④ 初选螺旋角 &!YH"{b 初定螺旋角 =14 'y M:WcN ⑤ 载荷系数K i{FC1tVeL_ K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 hTtp-e` ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y etK,zEd 查得: ep}/dBg 齿形系数Y=2.592 Y=2.211 LjQ1ar\ 应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 (z1%lZ}( ][5p.owJse ⑦ 重合度系数Y *1)NABp6D 端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 TnU$L3k =arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 7}1Kafs =14.07609
1707 因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 7fzyD ⑧ 螺旋角系数Y j5Wx*~@( 轴向重合度 =1.675, >scS wT Y=1-=0.82 [ 6o:v8&3 yzNX2u1 ⑨ 计算大小齿轮的 4%v+ark8 安全系数由表查得S=1.25 }.$B1%2 工作寿命两班制,8年,每年工作300天 OI}HvgV^! 小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 p vR& ~g 大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 KZ}4<{3 查课本得到弯曲疲劳强度极限 "!/_h > 小齿轮 大齿轮 UlN|Oy, l`%}
{3r9 查课本得弯曲疲劳寿命系数: >(6\ C K=0.86 K=0.93 Q|<?$.FN"8 b oOw
K? 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 0(g MR []= v8k^=A: []= QRHm|f9_C P_g0G#`4 ,0~
{nQ j] 大齿轮的数值大.选用. wG?kcfu XXwhs-:o ⑵ 设计计算 g5 |\G%dOt 计算模数 '/*c Yv45 I2lZ>3X{ P"~T*Qq-R 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: 8oH54bFp RMt vEa z==24.57 取z=25 }qdJ8K f EiEfu 那么z=5.96×25=149 !cq|g 446hr zW>@ ② 几何尺寸计算 .F3LA6se 计算中心距 a===147.2 <r`Jn49 将中心距圆整为110 842+KLS l<:E+lU 按圆整后的中心距修正螺旋角 RF2XJJ /aa;M*Qp =arccos W!B4<'Fjc v
4b`19} 因值改变不多,故参数,,等不必修正. HPdwx
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