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| haiyuan364 | 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  5Vvy:<.la +JQN=nTA
 课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计                                                         d0N7aacY
 $W0lz#s:
 专        业:机械设计制造及自动化(模具方向) O9>/WmLe
 9CL&tpqv
f
 目   录 "HYK~V
 z-,U(0 	.
 一    课程设计书                            2 aX	
?ON
 ul% q6=f)
 二    设计要求                              2 }Rt<^oya*
 s}HTxY;
 三    设计步骤                              2 }D|"$*
 Fir7z	 nRW
 1. 传动装置总体设计方案                        3 &_-~kU1K^
 2. 电动机的选择                                4 v=X\@27=	?
 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比          5 % l5J
 4. 计算传动装置的运动和动力参数                5 !A<?nz
Uv
 5. 设计V带和带轮                              6 EI f~>AI
 6. 齿轮的设计                                  8 dB1bf2'b#
 7. 滚动轴承和传动轴的设计                      19 P|64wq{B8
 8. 键联接设计                                  26 *.~M#M	9c
 9. 箱体结构的设计                              27 q=6M3OnS>
 10.润滑密封设计                                30 4lz9z>J.V
 11.联轴器设计                                  30 CP={|]>+S
 Li7/pUq>}!
 四    设计小结                              31 IXC:	Q
 五    参考资料                              32 US
Q{o
 w1iQ#.4K_
 一. 课程设计书 `|]juc
 设计课题: K@?S0KMK
 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 fHe3 :a5+W
 表一:  Z4rK$B
 题号 YgVZq\AV"
 i*F^;-q)
 参数    1     L%=u&9DmU
 运输带工作拉力(kN)    1.5     o	0fsM;K
 运输带工作速度(m/s)    1.1     OvQG%D}P=
 卷筒直径(mm)    200     /)v	X|qtIY
 RJSNniYr7
 二. 设计要求 JZai{0se
 1.减速器装配图一张(A1)。 7@06x+!
 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 `XI1,&Wp7
 3.设计说明书一份。 [dUW3}APV
 kkh#VGh"
 三. 设计步骤 FVHEb\Z
 1.  传动装置总体设计方案 t&-7AjS5
 2.  电动机的选择 SVeL	c
 3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比 _%.atW7
 4.  计算传动装置的运动和动力参数 hGzj}t
W8d
 5.  “V”带轮的材料和结构 CbwQ'c$}
 6.  齿轮的设计 edbzg#wy
 7.  滚动轴承和传动轴的设计 a	N_M
 8、校核轴的疲劳强度 V>z8*28S.
 9.  键联接设计 q?JP\_o:
 10.  箱体结构设计 *n}{)Ef
 11. 润滑密封设计 0~"{z>s '
 12. 联轴器设计 7eZ,;
x
 OCF=)#}qd
 1.传动装置总体设计方案: d)9=hp;,V
 `43E-'g
 1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 z,$^|'pP
 2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀, &(irri_
 要求轴有较大的刚度。 &Q	3!ty
 3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。 8BBuYY{
 其传动方案如下: y1@{(CDp"
 4fQ<A <2/
 图一:(传动装置总体设计图) T+Du/ERL
 [N.4i"
Cd
 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 rr9N(AoxW
 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 %nT!u!#
 传动装置的总效率 	ig jr=e
 η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; PWmFY'=
 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, P;][i| x
 η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, 8,=,'gFO
 为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 -PoW56
 ioz4kG!
 2.电动机的选择 CKy' 8I9
 +<&_1%5+
 电动机所需工作功率为: P=P/η=2300×1.1/0.835=3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n==105r/min, XeJn,=
 经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,单级圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~6, <U$x')W
 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-\ 1D;]
 9x23## s
 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@w/+
 h b_"E,	`F
 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 iTwb#Q=
 PsaKzAg?
 额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 ,F!zZNW9
 k`_sKr]9
 !%?O`+r
 方案    电动机型号    额定功率 ACc tyGd
 P ~5q1zr)E
 kw    电动机转速 WBK6Ug
 电动机重量 <Y:{>=
 N    参考价格 wQEsq<
 元    传动装置的传动比     
kc-=5l
 同步转速    满载转速            总传动比    V带传动    减速器     #p*D.We
 1    Y112M-4    4    1500    1440    470    230    16.15    2.3    7.02     |6v
$!wBi
 s'b	4Me
 中心高 ";yey ]
 外型尺寸 GRM6H|.
 L×(AC/2+AD)×HD        底脚安装尺寸A×B    地脚螺栓孔直径K    轴伸尺寸D×E        装键部位尺寸F×GD     m}hEi
 132        515× 345× 315    216 ×178        12    36× 80        10 ×41     lE'3U qK
 ~G,_4}#"pM
 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 0"}J!c<g
 Ra)wlIx
 (1)       总传动比 {bHUZen
 由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为=n/n=1440/105=13.7 f$	9O0,}%O
 (2)       分配传动装置传动比 >mJH@,F:
 =× =h0vdi%{
 式中分别为带传动和减速器的传动比。 G!dx)v
 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 GZH{"_$
 4.计算传动装置的运动和动力参数 hz:h>Hwy
 (1) 各轴转速 g&z8t;@
 ==1440/2.3=626.09r/min V^Y'!w\LGI
 ==626.09/5.96=105.05r/min /s*.:cdH
 (2) 各轴输入功率 z36wWdRa6
 =×=3.05×0.96=2.93kW ZP{<f~;
 =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW t.y-b`v
 则各轴的输出功率:   6S`0<Z;;/
 =×0.98=2.989kW )G#mC0?PV
 =×0.98=2.929kW ='	uePM")
 各轴输入转矩 *:bexD H
 =××  N·m vMd3#@
 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· 50_[n$tqE
 所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m >3ax	`8
 =×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m A:yHClmn
 输出转矩:=×0.98=43.77 N·m E75/EQ5p]p
 =×0.98=242.86N·m 0vETg'r
 运动和动力参数结果如下表 3xg9D.A
 轴名        功率P KW        转矩T Nm    转速r/min     n,U?]mr
 输入    输出    输入    输出         ]
# VHx
 电动机轴        3.03        20.23    1440     DA1?M' N
 1轴    2.93    2.989    44.66    43.77    626.09     sYjhQN=Y*
 2轴    2.71    2.929    247.82    242.86    105.05     w4(L@1
 2ah%,o
 5、“V”带轮的材料和结构 U0gZf5;*
 确定V带的截型 a`L:E'|B9
 工况系数     由表6-4                         KA=1.2 _%q~K	(::
 设计功率       Pd=KAP=1.2×4kw                  Pd=4.8 k&2=-qgVR
 V带截型      由图6-13                        B型 JIhEkY
 >H^#!eaqw
 确定V带轮的直径 (+c1 .h
 小带轮基准直径       由表6-13及6-3取        dd1=160mm q3AqU?f
 验算带速           V=960×160×3.14/60000=8.04m/s )adV`V%=>
 大带轮基准直径    dd2=dd1i=160×2.3=368mm  由表6-3取dd2=355mm AdVc1v&>
 l+[:Cni
 确定中心距及V带基准长度 ~wa6S?
 初定中心距  由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 ,DZvBS
 360<a<1030 ~:{05W
 要求结构紧凑,可初取中心距    a0=700mm /a'1W/^2
 ')U~a
 初定V带基准长度 XEQTT D<
 Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm Jy5sZ}t[
 baBBn%_V
 V带基准长度  由表6-2取  Ld=2240mm B*N1)J\5
 传动中心距   a=a0+(2240-2232)/2=708   a=708mm sxsb)a
 小带轮包角   a1=1800-57.30(335-160)/708=1640  _bGkJ=
 =e4 r=I
 确定V带的根数 ];Z6=9n
 单根V带的基本额定功率   由表6-5       P1=2.72kw d{"-iw)t
 额定功率增量              由表6-6      △P=0.3 #obRr#8
 包角修正系数             由表6-7        Ka=0.96 8LbwEKl
 带长修正系数             由表6-2       KL=1 ;eN
^'/4A
 %8,$ILN
 V    带根数      Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 Xx"<^FS[zC
 x2rAB5r6
 取Z=2 7Ml4u%?
 V带齿轮各设计参数附表 ?3=G'Ip5n
 e"ehH#i
 各传动比 HR}O:2'
 fes	s6=k
 V带        齿轮     |M7cB$y
 2.3        5.96     ]3rVULU"K-
 x;17}KV
 2. 各轴转速n O2?C *
 (r/min)        (r/min)     N-gYamlQ
 626.09        105.05     5J10S
 JVYH b 60Z
 3. 各轴输入功率 P }	o%^
Mu B
 (kw)        (kw)     Snx!^4+MF
 2.93       2.71     EU$.{C_O(
 q`VL	i
 4. 各轴输入转矩 T c2y,zq|H
 (kN·m)        (kN·m)     Ax;=Zh<DAv
 43.77        242.86     :OG	I|[
 c-sjYJXKM*
 5. 带轮主要参数 O`B,mgT(
 小轮直径(mm)    大轮直径(mm)         {_QdB;VwH
 中心距a(mm)    基准长度(mm)    V带型号     FQ]/c#J
 带的根数z     jN\u}!\O
 160        368        708        2232        B        2     TmsIyDcD~
 ;]u9o}[
2
 6.齿轮的设计 
%2?+:R5.
 U ? +_\
 (一)齿轮传动的设计计算 4J2^zx,H
 \84t\jKR
 齿轮材料,热处理及精度 #	]7Lieh[5
 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 FACw;/rW
 (1)       齿轮材料及热处理 XBQt:7[<
 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 _)M,p@!?=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 =dmr,WE
 ② 齿轮精度 c$O8Rhx
 按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 qqrjI.
 '<R>cN"
 2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 \$ytmtf5
 按齿面接触强度设计 e$#	*t
 4:`D3
 确定各参数的值: 54gr'qvr
 ①试选=1.6 IS2cU'
 选取区域系数 Z=2.433   ]~({;;3o-
 9R50,lsE
 则 EB~]6.1
 ②计算应力值环数 0l!#u`cCI
 N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) WYw#mSp
 =1.4425×10h gcJ!_KZK
 N= =4.45×10h  #(5.96为齿数比,即5.96=) mj~:MCC
 ③查得:K=0.93   K=0.96 c-a,__c?hx
 ④齿轮的疲劳强度极限 
`o[l%I\Q
 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: W>K^55'
 []==0.93×550=511.5   	I//=C6
 i"^> sk
 []==0.96×450=432          <ql,@*Y
 许用接触应力   =]Wi aF
 (}: s[cs
 ⑤查课本表3-5得: =189.8MP   *g/klK
 =1 XLNbV?
 T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 D(!^$9e9b
 =4.47×10N.m ~b f\fPm
 3.设计计算 |>.Q U3
 ①小齿轮的分度圆直径d [q<'ty
 ]Bhy=1
 =46.42 * {g3ia
 ②计算圆周速度 *FlPGBjJ
 1.52 wP!X)p\
 ③计算齿宽b和模数 oQ!M+sRmF
 计算齿宽b }9~^}99}
 b==46.42mm IhnBp 6p9
 计算摸数m (]|h6aI'}
 初选螺旋角=14 64s;EC
 = &m5zd$6
 ④计算齿宽与高之比 ([>ecS@eO
 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 ]lB	zp D
 =46.42/4.5 =10.32 B`*,L\LZ*
 ⑤计算纵向重合度 ']_2@<XW)
 =0.318=1.903 }3pM,.
 ⑥计算载荷系数K Q;M\fBQO}&
 使用系数=1 ZN[<=w&(cB
 根据,7级精度, 查课本得  I \:WD"
 动载系数K=1.07, Q;h.}N8W
 查课本K的计算公式: bO '\QtW9
 K= +0.23×10×b V	Z(/g"9
 =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 aeqz~z2~8s
 查课本得: K=1.35 "M I';6
 查课本得: K==1.2 9&6j uL
 故载荷系数: jc^QWK*q
 K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 1b,a3w(:1
 ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 #6`5-5Ks;
 d=d=50.64 .Y)[c.,j
 ⑧计算模数 [$N_YcN?
 = aSL`yuXu
 4. 齿根弯曲疲劳强度设计 	u-_r2U
 由弯曲强度的设计公式 5!-TLwl`j\
 ≥ 	qd`e:s*%
 v^|U?
 ⑴   确定公式内各计算数值 i\R0+O{
 ①   小齿轮传递的转矩=47.58kN·m 5]xuU.w'
 确定齿数z 7|rH9Bc{U
 因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 BZR{}Aj4pa
 传动比误差  i=u=z/ z=143.04/24=5.96 .~z'm$s1o
 Δi=0.032%5%,允许 @^{Hq6_`
 ②      计算当量齿数 rfXxg^
 z=z/cos=24/ cos14=26.27   Fq9YhR
 z=z/cos=144/ cos14=158 h  Yu6PWK
 ③       初选齿宽系数 8tY>%A~^z
 按对称布置,由表查得=1 0;Z|:\P\=
 ④       初选螺旋角 a#oROb-*~
 初定螺旋角 =14 |s8N
 ⑤       载荷系数K Y:*%	[\R
 K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 @f[-
 ⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y VoCg,gow
 查得: ,%!m%+K9a
 齿形系数Y=2.592  Y=2.211  0nc(2Bi
 应力校正系数Y=1.596  Y=1.774 18$d-[hX
 (g6e5Sgi>
 ⑦       重合度系数Y *F$@!ByV
 端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 i0M6;W1T
 =arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 O:BdZ5
b
 =14.07609 =OufafZb
 因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 	%:26v
 ⑧       螺旋角系数Y py6<QoGV
 轴向重合度 =1.675, 0kJ8H!~u
 Y=1-=0.82 .zb
 DJGafX^
 ⑨       计算大小齿轮的  .Ys
e/oEo
 安全系数由表查得S=1.25 P"c@V,.
 工作寿命两班制,8年,每年工作300天 kBP?_ O
 小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 lpT&v;$`
 大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 bH+NRNI]
 查课本得到弯曲疲劳强度极限                   /gAT@Vx
 小齿轮     大齿轮 9J:|"@)N
 dv+Gv7&2/
 查课本得弯曲疲劳寿命系数: " {<X!	^u>
 K=0.86        K=0.93   t
7Y*/v&P(
 av'DyNW\
 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 `2>p#`
 []= 9hr7+fW]t
 []= wx-\@{E
 Kp7DI0~
 ,ye}p1M
 大齿轮的数值大.选用. cb-IRGF
 <NZPLo	F
 ⑵   设计计算 ?}`-?JB1
 计算模数 ^%!{qAp}Z
 $yU
5WEX
 7U7!'xU
 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: $ :I{
 9L$OSy|
 z==24.57  取z=25 ^i@anbH
 _l{~O
 那么z=5.96×25=149           2l?^\9&
 97Dq;
 ②   几何尺寸计算 2G.y.#W
 计算中心距     a===147.2 -1Tr!I:1
 将中心距圆整为110 YCRE- 5!
 vom3C9o
 按圆整后的中心距修正螺旋角 )>2L(~W
 ]9_gbQ
 =arccos 6uD<E
 BP..p	^EPN
 因值改变不多,故参数,,等不必修正. ]x)!Kd2>
 Hn	>VPz+I
 计算大.小齿轮的分度圆直径 "U^m~N9k{
 rp\`uj*D
 d==42.4 +iQ@J+k
 _1[Wv?
 d==252.5 <M\&zHv
 YM`T"`f
 计算齿轮宽度 RP$u/x"b
 yF\yxdUX#
 B= @Ommd{0M
 ]Y?Y$>
 圆整的        z~2{`pET
 J2}poNmm
 大齿轮如上图: uxyj6(
 ~QSX	1w"
 c:7V..
 Hc\C0V<
 7.传动轴承和传动轴的设计 PVg<Ovi^d
 LEM%B??&5z
 1.  传动轴承的设计 'IY?=#xr'`
 *rTg>)
 ⑴.  求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 
MWme3u)D
 P1=2.93KW            n1=626.9r/min T1q27I
 T1=43.77kn.m "gy&eR>
 ⑵.  求作用在齿轮上的力 N!c	FUZ5]
 已知小齿轮的分度圆直径为 R*vQvO%)h
 d1=42.4 S'5 )K
 而  F= ^?RH<z
 F= F 1UK=	t
 ^mn!;nu
 F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N W`PJflr|
 i.'"`pn_
 T; tY7;<
 P@PF"{S
 ⑶.   初步确定轴的最小直径 rJGh3%
 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 <Q(E {c3"
 ^2}HF/
 !-tw
 Zb2pZhkW
 从动轴的设计  M?YNK]
 7SS#V
 求输出轴上的功率P2,转速n2,  T2, ef^GJTv&k
 P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M |l8=z*v<
 |  |