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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 7}07Pit 7'UWRRsxUF 课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 %zQ2:iT5@= H%T3Pc 专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) uXNp!tY M6x;BjrV 目 录 u'Pn(A@1R }wL3mVz 一 课程设计书 2 h7RD`k:mF hDbHSZ 二 设计要求 2 ^Kum%<[i _w%s(dzk 三 设计步骤 2 |wJ),h8/ Tvrc%L(] 1. 传动装置总体设计方案 3 nOr"K;C 2. 电动机的选择 4 %w@ig~vD' 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 2dyxKK!\a 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 skSNzF7' 5. 设计V带和带轮 6 hhj
,rcsi 6. 齿轮的设计 8 :z124Zf 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 U%Ol^xl 8. 键联接设计 26 lmp
R>@o" 9. 箱体结构的设计 27 10TSc
j 10.润滑密封设计 30 4SBLu%=s% 11.联轴器设计 30 yEnKUo[ ^EUQ449<p 四 设计小结 31 lDH_ Y]bM 五 参考资料 32 wEv*1y4 DW4MA<UQ 一. 课程设计书 -KA4Inn]5 设计课题: `F@f?*s: 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 *IVD/9/ 表一: 6yi/YM 题号 {AtfK>D @US '{hO1p 参数 1 tUn&z?7bF 运输带工作拉力(kN) 1.5 v@]6<e$ 运输带工作速度(m/s) 1.1 uk1v7#p 卷筒直径(mm) 200 ^$6bs64FSm w7Pe 二. 设计要求 !zF4 G,W 1.减速器装配图一张(A1)。 5auL<Pq 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 ?|gGsm+ 3.设计说明书一份。 .v$ue` <w%Yq?^ 三. 设计步骤 E)RI!0Ra 1. 传动装置总体设计方案 Sk!v,gx 2. 电动机的选择 aB7d( 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 Zu)i+GeG 4. 计算传动装置的运动和动力参数 ?Of{c,2 . 5. “V”带轮的材料和结构 lxr@[VQ 6. 齿轮的设计 aJ% e'F[ 7. 滚动轴承和传动轴的设计 he_HVRpB 8、校核轴的疲劳强度 @m }rQT 9. 键联接设计 ysQEJm^|-u 10. 箱体结构设计 OME!W w 11. 润滑密封设计 ]5aux
>.n 12. 联轴器设计 ~mHXz LAOdH/*: 1.传动装置总体设计方案: /QM0.{Ypl HFpjNR 1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 %'$cH$%~J
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, g%Th_= qy 要求轴有较大的刚度。 mNGb}
lR 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。 l;.[W| 其传动方案如下: pqRO[XEp2 ]JGKL5~p 图一:(传动装置总体设计图) q{jk.:;' ,S7~=S 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 >MBn2(\B; 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 P6.) P|n7= 传动装置的总效率 6kgCS{MZ η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; '33Yl+h 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, n-L]YrDPK[ η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, z{7,.S
u 为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 7"h=MB_ UEx(~> 2.电动机的选择 tF{{cd
bdNY 7|j` 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, \=
)[ 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, ZlwcwoPib 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。 s8/ozaeo 9;m#>a@Y 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, /It.>1~2@ Sm~? zU[k/ 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 >@q2FSMf kM6
EZ`mj 额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 vQ9xG)) +c~O0U1 1+.y,}F6b 方案 电动机型号 额定功率 {VrAh*#h
P Wb*T kw 电动机转速 _KT]l./ 电动机重量 uv_P{%TK N 参考价格 }(f,~?CP] 元 传动装置的传动比 K!$\REs 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 PHE; 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 &~D.")Dz h}c6+@w&- 中心高 10QNV=yK7s 外型尺寸 `tUeT[ L×(AC/2+AD)×HD 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD =~(L JPo6 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 ijR*5#5h %te'J G< 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 Is#v6:#^ WZDokSR (1) 总传动比 %WXVfkD 由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为=n/n=1440/105=13.7 yx`r;|ds} (2) 分配传动装置传动比 k(w9vt0? =× Yg:74; . 式中分别为带传动和减速器的传动比。 BLYk
<m 为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取=2.3,则减速器传动比为==13.7/2.3=5.96 lD+y,"; 4.计算传动装置的运动和动力参数 ?8aWUgl (1) 各轴转速 6:7:NI l: ==1440/2.3=626.09r/min Vq;{+j( ==626.09/5.96=105.05r/min nd*!`P (2) 各轴输入功率 dBi3ZCAF =×=3.05×0.96=2.93kW O#89M% =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW _dRn0<#1(k 则各轴的输出功率: .k?hb]2N =×0.98=2.989kW ]#Z$jq{, =×0.98=2.929kW z|4@nqqX 各轴输入转矩 ybuSqFy`$ =×× N·m mc[_>[m 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· ^FpiQF 所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m 'yAoZ P\| =×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m ;7hX0AK 输出转矩:=×0.98=43.77 N·m l{7Dv1[Ss =×0.98=242.86N·m L-oPb) 运动和动力参数结果如下表 nms<6kfzL 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min SBB
bniK- 输入 输出 输入 输出 5qAE9G!c 电动机轴 3.03 20.23 1440 p<^/T,&I 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 &@.=)4Y 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 dA!fv`,6- 'E6gEJ 5、“V”带轮的材料和结构 myo~Qqt? 确定V带的截型 j]]ziz,E 工况系数 由表6-4 KA=1.2 &rtz&}ZB; 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8
Dg2#Gv0B V带截型 由图6-13 B型 -|iA!w#31 G^eFS; 确定V带轮的直径 CSg5i&A= 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm VL,?91qwe 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s ,-NLUS
"w 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm RSVN(-wIi) _xZb;PbFE 确定中心距及V带基准长度 sN \}Q#:8 初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 sp]y! zb"5 360<a<1030 ]NhWhJ: 要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm 68G] a N3 YdL1(|EdM 初定V带基准长度 ;>x1)|n5 Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm +sq,!6#G fw~%^* V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm QBT-J`Pz 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm ?+JxQlVDt- 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 wP *a>a o9SfWErZ 确定V带的根数 KV&_^xSoh| 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw [q|Q]O0 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 5~rY=0t 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 j*lWi0Z- 带长修正系数 由表6-2 KL=1 Spw=+z<<Ub JdNPfkOF V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 VH1c)FI ve/6-J!5Y. 取Z=2 tNNg[;0 V带齿轮各设计参数附表 yA )+- xg%]\# 各传动比 YyBq+6nq5 E$zq8-p| V带 齿轮 we).8%)' 2.3 5.96 )RKhEm%Vr2 J+*Y)k 2. 各轴转速n HC, 0"W (r/min) (r/min) ?ut juMdl 626.09 105.05 _A0avMD} Vy*Z"k 3. 各轴输入功率 P ;;J98G|1 (kw) (kw) ,rPyXS9Sa{ 2.93 2.71 Kpbber P\4o4MF@K 4. 各轴输入转矩 T R$,iDv.jI (kN·m) (kN·m) &7nfTc 43.77 242.86 F[giq1# (ZR"O8 5. 带轮主要参数 rnr8t] 小轮直径(mm) 大轮直径(mm) e<wj5:M| 中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 *LQY6=H 带的根数z |>V>6%>vK6 160 368 708 2232 B 2 ~(E8~)f) o5A_j?t 6.齿轮的设计 lNPbU ~k 9&FV=}MO (一)齿轮传动的设计计算 I*ni )Px xE[tD? M{ 齿轮材料,热处理及精度 {Ag}P0%' 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 ~ab_+% (1) 齿轮材料及热处理 oYM3$.{E ① 材料:高速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24 SJr: 高速级大齿轮选用钢正火,齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 -H;y_^2 ② 齿轮精度 zt%Fvn4/pF 按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 f__WnW5h 6?x{-Zj^? 2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 lR3^&d72? 按齿面接触强度设计 S.4YC>E uk/+
i`= 确定各参数的值: >mltE$| ①试选=1.6 <plR<iI. 选取区域系数 Z=2.433 =KD*+.'\/ (6^k;j 则 /pN2Jst ②计算应力值环数 zQ_[wM- N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) \+A<s,x =1.4425×10h . +?lID N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) hjT1SW\I ③查得:K=0.93 K=0.96 `3n*4Lz ④齿轮的疲劳强度极限 ]V("^.~$+C 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: <TuSU[] []==0.93×550=511.5 a][Z;g 1uQf} []==0.96×450=432 sYgnH:t X 许用接触应力 j06oAer 9 Q^Z}Y~. ⑤查课本表3-5得: =189.8MP qnRzs =1 >u2#<k]1& T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 `roSOX1f =4.47×10N.m []Ea0jYu 3.设计计算 8PS:yBkA| ①小齿轮的分度圆直径d ?R} oXSVT 9F4|T7? =46.42 Q7%#3ML ②计算圆周速度 g_X7@Dt 1.52 r8.v0b"1 ③计算齿宽b和模数 &Hxr3[+$ 计算齿宽b }(''|z#UE b==46.42mm (RS:_] 计算摸数m Tq8r
SZi 初选螺旋角=14 ?O?~|nI = z\5Nni/~6D ④计算齿宽与高之比 R<Tzt'z 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 c y$$} =46.42/4.5 =10.32 l$KcS&{w9 ⑤计算纵向重合度 `pUArqf =0.318=1.903 NBYE#Uih ⑥计算载荷系数K jwox?] f+ 使用系数=1 M3kE91 根据,7级精度, 查课本得 x6tY _lzJ 动载系数K=1.07, cf'Z#NfQ 查课本K的计算公式: d:''qgz` K= +0.23×10×b
n9Yk;D2 =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 sSK$ 查课本得: K=1.35 @=c='V] 查课本得: K==1.2 k:xV[9ev: 故载荷系数: O=/Tx2i; K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 B=Os?'2[ ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 }tPl?P'` d=d=50.64 ](D [T ⑧计算模数 Yw<:I& = {Se93o 4. 齿根弯曲疲劳强度设计 9Ba<'wk/>" 由弯曲强度的设计公式 Z}wAh|N- ≥ @Q!j7I \m!."~% ⑴ 确定公式内各计算数值 "/"k50% ① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m O7sn>uO 确定齿数z 2<|5zF 因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 `39U I7 传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 _HQa3wj Δi=0.032%5%,允许 ]Y?$[+Y ② 计算当量齿数 (I5ra_FVs z=z/cos=24/ cos14=26.27 5;l_-0= z=z/cos=144/ cos14=158 5UbVg ③ 初选齿宽系数 M~IiJ9{ 按对称布置,由表查得=1 `ijX9c ④ 初选螺旋角 6>Y}2fT}o3 初定螺旋角 =14 G`z48 ⑤ 载荷系数K Cu]X&l K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 g:g>;"B
O ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y 7d*<'k]{, 查得: S}/CzQ 齿形系数Y=2.592 Y=2.211 ?H`LrL/k 应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 wSK?mS6 ,3j*D+ ⑦ 重合度系数Y r%m2$vx# 端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 DxBt83e =arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 2,\uY}4 =14.07609 x@~V975Y 因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 iR-O6*PTC ⑧ 螺旋角系数Y l?q^j;{Dw 轴向重合度 =1.675, m[pzu2R Y=1-=0.82 (2(hl--'n i/L1KiCLx ⑨ 计算大小齿轮的 ^=ikxZyO 安全系数由表查得S=1.25 vIJdl2(^E 工作寿命两班制,8年,每年工作300天 |]Xw1.S.L 小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 lV?SvXe 大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 KlPH.R3MPO 查课本得到弯曲疲劳强度极限 L0Cf@~k 小齿轮 大齿轮 [Dhc9 U
uysG\ 查课本得弯曲疲劳寿命系数: rW^&8E[ K=0.86 K=0.93 m8?(.BJ% b}
*cw2 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 0[];c$r< []=
Du/s []= J}x5Ko@ -=RXhE_{ !ZVMx*1Cf 大齿轮的数值大.选用. }?JO[Q + %lPP1
R ⑵ 设计计算 sDiYm}W 计算模数 mKg~8q 3
X DX_c@U ,-b9:]{L 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: Rg6>6.fk* ?aCR>AY5X z==24.57 取z=25 A9#2.5 )mEF_ & 那么z=5.96×25=149 "hvw2lyp3 .28*vkH%C= ② 几何尺寸计算 'e*C^(6 计算中心距 a===147.2 b?$3jOtW 将中心距圆整为110 h^s}8y n'gfB]H[ 按圆整后的中心距修正螺旋角 efhwbn ,]d}pJ}PX` =arccos mF1oY[xa_ =Yfs=+O 因值改变不多,故参数,,等不必修正. K( p1+GHC k5($b{ 计算大.小齿轮的分度圆直径 Ort\J~O V)]&UbEL| d==42.4 4MIVlg9 WC4Il
C d==252.5 k@2gw]y" 82<L07fB 计算齿轮宽度 \ Q6Ip@? ':,LZ A8A B= z23KSPo '>6-ie^0 圆整的 IFgF5VG6g UY+~xzm 大齿轮如上图:
p.%$ OjCT%6hy; ?Cws25G U +]ab 7.传动轴承和传动轴的设计 H(AYtnvB UYPBKf]A9 1. 传动轴承的设计 (3-G< | |