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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 KJ05Zx~uma xq#]n^ 课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 a*e|>p DO PdE)m/ 专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) [jG uO% pB{ f-M:D 目 录 !*$'fn'bAA 1dXO3hot 一 课程设计书 2 UVvt&=+4 d,E/9y\e 二 设计要求 2 `cy"-CJS Sd/d [ 三 设计步骤 2 jAK`96+D~b ( kD?},Z 1. 传动装置总体设计方案 3 Iclan\q#y 2. 电动机的选择 4 YH:W] 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 xDAA`G 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 PhaQ3% 5. 设计V带和带轮 6 .(.G`aKnF 6. 齿轮的设计 8 zv3<i ( 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 kA->xjk 8. 键联接设计 26 ;Ef)7GE@\[ 9. 箱体结构的设计 27 ,YuWz$aF{ 10.润滑密封设计 30 WLA_YMlA 11.联轴器设计 30
=z7Ay @a{v>) 四 设计小结 31 MYW 4@# 五 参考资料 32 bB[*\ -$Z-hxs^ 一. 课程设计书 EJiF_ 设计课题: I n%yMH8 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 V3Rnr8 表一: Y)-)NLLG;n 题号 '3kL=( iH -x 参数 1 RM=+ZmA 运输带工作拉力(kN) 1.5 x[,wJzp\6 运输带工作速度(m/s) 1.1 SGT-B. 卷筒直径(mm) 200 2QQYXJ^ d%|#m) 二. 设计要求 [!|d[ 1.减速器装配图一张(A1)。 nCmrt*&} 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 k?*DBXJv 3.设计说明书一份。 LZ<(:S 5v03<m0`y 三. 设计步骤 L.~]qs|G/K 1. 传动装置总体设计方案 {;rpgc 2. 电动机的选择 Q $,kB<M 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 x#xO { 4. 计算传动装置的运动和动力参数 6P[O8 5. “V”带轮的材料和结构 "r(pK@h 6. 齿轮的设计 V,%5
hl'& 7. 滚动轴承和传动轴的设计 {?M*ZRO' 8、校核轴的疲劳强度 y8 u)Q 9. 键联接设计 IF21T 10. 箱体结构设计 Yoym5<xE 11. 润滑密封设计 ?z36mj"`o 12. 联轴器设计 6je%LHhL HK4`@jYQ 1.传动装置总体设计方案: +_K;Pj]x AZ@Zo' 1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 pt;Sk?-1 2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀, Z["nY&.sI 要求轴有较大的刚度。 LR?#H)$ 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。 vxfh1B& 其传动方案如下: lfG&V +S1 [~%;E[ky$ 图一:(传动装置总体设计图) _|#|mb4Fe
F nRxc 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 dD2e"OIX 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 {Ao^3vB 传动装置的总效率 ?At-
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; ,#FH8%Yf 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, u,k8i:JY η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, w%u[~T7OI 为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 M L_J<|,J F476"WF 2.电动机的选择 1;9E*= 5rSth.& 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_G7F[/K 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, QU;C*}0Zl 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。 fmyS#
6" ]$*_2V3VA$ 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, +f~3FXM *qOCo_=P8 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 n8ya$bc <p8y'KAlc 额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 `I<|*vW
u :Fk&2WsW: , |B\[0p 方案 电动机型号 额定功率 fxa^SV P Hs!CJ(0"y kw 电动机转速 `Hu;Gdj= 电动机重量 (G;*B<|A N 参考价格 spDRQ_qq 元 传动装置的传动比 a"N_zGf2$ 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 4s2ex{$+MA 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 id9T[^h ,4$J|^T& 中心高 ~hX'FV 外型尺寸 9e6{( 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 "61n?Z#,M[ 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 \'b-;exH L zy|<:K+$ 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 6g&nnA ,g.=vQm:? (1) 总传动比 @~HD<K 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 (]dZ+"O{ (2) 分配传动装置传动比 zYJxoC{ =× Fje%hcV 式中分别为带传动和减速器的传动比。 r4zS, J;, 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 nwVtfsb 4.计算传动装置的运动和动力参数 MeS$+9jV( (1) 各轴转速 $cCB%} ==1440/2.3=626.09r/min yh!vl&8M ==626.09/5.96=105.05r/min 14zzWzKx (2) 各轴输入功率 H N)QS5 =×=3.05×0.96=2.93kW ;I'["k% =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW lvffQ_t 则各轴的输出功率: s| oU$?eA =×0.98=2.989kW 7Kjq1zl; =×0.98=2.929kW aP gG+tu 各轴输入转矩 bp_@e0 =×× N·m }(6k7{,Gw, 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· g?sFmD 所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m i{0_}"B =×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m $T0[ 输出转矩:=×0.98=43.77 N·m vA `.8U 0S =×0.98=242.86N·m N<WFe5 运动和动力参数结果如下表 gd*?kXpt 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min QJ?!_2Ax 输入 输出 输入 输出 ,j<"~"]
= 电动机轴 3.03 20.23 1440 yFqC-t-i 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 Ckp=d 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 +f+yh0Dj FW,D\51pTP 5、“V”带轮的材料和结构 bHM
.&4G
确定V带的截型 %{"STbO #> 工况系数 由表6-4 KA=1.2 6h%(0=^ 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 hFv}JQJw< V带截型 由图6-13 B型 m~A/.t%= lB-7. 确定V带轮的直径 &9>d 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm "AVc^> 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s 2)YLs5>W% 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm b :00w[" mLSAi2Y 确定中心距及V带基准长度 3-5lO# 初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 QkbN2mFv% 360<a<1030 @UX`9]-P 要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm z7o59& cA kw5}P 初定V带基准长度 fz*6 B NJ Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm 2NM}u\%c/ o\N}?Z,Kk V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm K"61i:F 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm v.MWO]L 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 \kx9V|A' e9hQJ
1{)x 确定V带的根数 ]Az >W*Y 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw -|5&3HVz 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 3 0Z;}<)9 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 vEkz5$ 带长修正系数 由表6-2 KL=1 H{8\<E:V+} d
{4br V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 (iFhn*/
E $si2H8 取Z=2 -c
tZ9+LL V带齿轮各设计参数附表 !TcjB;q' =0Mmxd&o=M 各传动比 ?`xId;}J#7 ofJ@\xS V带 齿轮 ,aeFEsi 2.3 5.96 WG,{:|!E Yi:+,-Fso 2. 各轴转速n O;~1M3Ii (r/min) (r/min) B!Y;VdX 626.09 105.05 0(n/hJ b3ZPlLx6 3. 各轴输入功率 P 51A>eU| (kw) (kw) &^Io\ 2.93 2.71 *-7O|
'' Kxq~,g=t 4. 各轴输入转矩 T UU_k"D~ (kN·m) (kN·m) >. A{=? 43.77 242.86 |<E%hf Cpl\}Qn 5. 带轮主要参数 *k/_p^ 小轮直径(mm) 大轮直径(mm) ?Gb
18m 中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 #/aWGx_ 带的根数z 0R.@\?bhL 160 368 708 2232 B 2 ppxu\a TSOt$7- 6.齿轮的设计 Kxg09\5i 1t6UI4U!$ (一)齿轮传动的设计计算 P_9O8"W {x+jFj. 齿轮材料,热处理及精度 u+*CpKR} 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 3E#acnqn* (1) 齿轮材料及热处理 SpkD 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 GYBM]mW^ W 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 {_ocW@@ ② 齿轮精度 )|:|.`H 按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 >o@WT kF] TR#5V@e.m 2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 ]5^u^ 按齿面接触强度设计 RxqXGM`4 W>Zce="_gN 确定各参数的值: hHdC/mR
①试选=1.6 9 eP @} C6 选取区域系数 Z=2.433 +!X^E9ra C@K@TfK!M 则 @r#> -p ②计算应力值环数 s3q65%D N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) [;c#LJ/y =1.4425×10h IE3GM^7\ N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) 2rA`y8g(L ③查得:K=0.93 K=0.96 `A#r6+ ④齿轮的疲劳强度极限 ztf (.~ 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: vsc&$r3!5{ []==0.93×550=511.5 &cZD{Z u+hzCCwtR []==0.96×450=432 `74A'(u_ 许用接触应力 K2&pTA~OR ,#<"VU2 bC ⑤查课本表3-5得: =189.8MP <.Pr+g =1 1<lLE1fk T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 J|s4c`= =4.47×10N.m /QTGZb 3.设计计算 qUCiB} ①小齿轮的分度圆直径d <MY_{o8d pmfyvkLS =46.42 n*U1
M ②计算圆周速度 *8Gx_$t& 1.52 KVJiCdg- ③计算齿宽b和模数 r3#H]c 计算齿宽b 6zyozJA b==46.42mm HZR~r:_
i 计算摸数m 0LxA+ 初选螺旋角=14 2OEOb,` = qW),)i ④计算齿宽与高之比 --y.q~d 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 o <sX6a9e =46.42/4.5 =10.32 UA}k"uM ⑤计算纵向重合度 >pr{)bp G =0.318=1.903 W*gu*H^s~ ⑥计算载荷系数K "#(]{MY 使用系数=1 U1dz:OG> 根据,7级精度, 查课本得 FD[*mCGZ 动载系数K=1.07, !qT.D:!@zF 查课本K的计算公式: <Cm:4)~ K= +0.23×10×b G.1pg]P! =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 tFXG4+$D 查课本得: K=1.35 (1*?2u*j 查课本得: K==1.2 LDO@$jg 故载荷系数: DqbN=[!X~n K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 s\_
,aI ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 SxNs d=d=50.64 taw
#r ⑧计算模数 WC0@g5;1[ = J=5G< 4. 齿根弯曲疲劳强度设计 tvZpm@1 由弯曲强度的设计公式 $}N'm ≥ @:X~^K. p\~ lPXK ⑴ 确定公式内各计算数值 ^<7)w2ns ① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m $GPenQ~}, 确定齿数z uG~%/7Qt{ 因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 Xfk&{zO-j 传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 D:M0_4S Δi=0.032%5%,允许 =]E;wWC ② 计算当量齿数 mbU[fHyV z=z/cos=24/ cos14=26.27 R2-OT5Ej z=z/cos=144/ cos14=158 f?[IwA` ③ 初选齿宽系数 JuKj 按对称布置,由表查得=1 9["yL{IPe ④ 初选螺旋角 rQ
LNo, 初定螺旋角 =14 {])F%Q_#cD ⑤ 载荷系数K '
w!o!_T6 K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 ZoF\1C ^ ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y %
=br-c 查得: _z#zF[% 齿形系数Y=2.592 Y=2.211 AS'a'x>8>, 应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 ?&j[Rj0pH +3!um ⑦ 重合度系数Y Lr V)}1&5 端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 9co1+y=i{ =arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 M8Q-x-7 =14.07609 7?dB&m6W 因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 IX,/ZOZ| ⑧ 螺旋角系数Y o
*S"`_ 轴向重合度 =1.675, =AUR]&_B Y=1-=0.82 H@.j@l )W(?wv!, ⑨ 计算大小齿轮的
9Ld3 安全系数由表查得S=1.25 o'?Y0Wt 工作寿命两班制,8年,每年工作300天 -H#{[M8xX 小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 [}N?'foLb 大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 D9 OS,U/l 查课本得到弯曲疲劳强度极限 8yF15[' 小齿轮 大齿轮 X)$3sTj H*?U@>UU 查课本得弯曲疲劳寿命系数: HBXp#$dPc K=0.86 K=0.93 Yy@;U]R rc<^6HqD 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 :w_Zr5H] []= b,cA mZ []= /xWkP{ A\CtM` s0~a5Ti3 大齿轮的数值大.选用. k*\WzBTd ]3BTL7r ⑵ 设计计算 =hH>]$J[ 计算模数 ~
b!mKyrZ p3M)gH=N @(,k%84z 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: VrD?[&2pE ?54=TA|5`F z==24.57 取z=25 #KF:(2
No=Ig-It
那么z=5.96×25=149 \SHYwD}*Pr (`5No:?v< ② 几何尺寸计算 <N}UwB& 计算中心距 a===147.2 _r0oOp E 将中心距圆整为110
oJ ~ZzW lBqu}88q0 按圆整后的中心距修正螺旋角 oe_l:Y% ]|18tVXc =arccos 9a 9<I pXL_`=3Q 因值改变不多,故参数,,等不必修正. M >P-0IC z)xGZ*{= 计算大.小齿轮的分度圆直径 LbOjKM^- osyY+)G'sV d==42.4 A(X~pP&oF Zy,U'Dv d==252.5 b2u_1P\ }WS%nQA 计算齿轮宽度 o[q
Kf Ay;=1g)8+f B= AX}l~
sv 9-[g/qrF 圆整的 :A
$%5;-kO NX&mEz 大齿轮如上图: jo{[*]Oa 8.HqQ:?&2t cG1-.,r *X8<hYKZq 7.传动轴承和传动轴的设计 mwVH>3{j :]iV*zo_ 1. 传动轴承的设计 rD<G_%hP L$6{{Tw"2 ⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 KywDp 37^ P1=2.93KW n1=626.9r/min 0M(\xO T1=43.77kn.m b<};"H0a ⑵. 求作用在齿轮上的力 (.4mX
t 已知小齿轮的分度圆直径为 Ta`=c0 d1=42.4 pE@Q
(9`b{ 而 F= 9iGUE F= F A+w51Q gd^1c}UZX F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N |_/q0#" [R*UPa _Z z"` <iVn!P ⑶. 初步确定轴的最小直径 [}q6bXM* 先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 W}#eQ|oCV }md[hi J uq~$HXdc &+;z`A'|8 从动轴的设计 +F$c_
\> hZf0q 2 求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, wR
+C> P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M If>k~aL7I ⑵. 求作用在齿轮上的力 pE<dK.v6 已知大齿轮的分度圆直径为 @N,dA# d2=252.5 :td6Mywl 而 F= FB-?{78~ F= F `K37&b | |