机械设计基础课程设计任务书 $0Y`>3
-zK>{)Z=q
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 W2{w<<\$3}
I0
t#{i
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) Jh+;+"
hDXTC_^s
目 录 t24`*'
dS1HA>c)O
一 课程设计书 2 ILuQ.VhBVN
0AM_D >fH
二 设计要求 2 e'mF1al
Xqf\}p n
三 设计步骤 2 ;+75"=[YT
S?v/diK ]J
1. 传动装置总体设计方案 3 9a_P 9s3w
2. 电动机的选择 4 y[McdlH m
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 SK}jhm"y
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 h2Q'5G
5. 设计V带和带轮 6 A"*=K;u/|m
6. 齿轮的设计 8 FG${w.e<
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 YdD; Qx#O
8. 键联接设计 26 ?0~g1"Y-*K
9. 箱体结构的设计 27 Le#srr
10.润滑密封设计 30 QFnuu-82"
11.联轴器设计 30 A f`Kg-c_(
~W@dF~r
四 设计小结 31 b`e_}^,c
五 参考资料 32 J`g5Qn@S
21!X[)r
一. 课程设计书 u(zgKoF9A
设计课题: :'DX
M{
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 5 3pW:`
表一: hk
!=ZE3
题号 APl]EV"l
T#*,ME7|m
参数 1 S$b)X"h
运输带工作拉力(kN) 1.5 :^(y~q?
运输带工作速度(m/s) 1.1 !w7/G
卷筒直径(mm) 200 YI0l&'7
%Za}q]?
二. 设计要求 [60y.qE
1.减速器装配图一张(A1)。 :uYZ1O
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 ~2*LWH*@
3.设计说明书一份。 10Eun }
1tbA-+
三. 设计步骤 jNxTy UU
1. 传动装置总体设计方案 ?EUg B\
2. 电动机的选择 \zU<o~gs
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 0=,Nz
4. 计算传动装置的运动和动力参数 `GE8?UO-
5. “V”带轮的材料和结构 pnu?=.O
6. 齿轮的设计 \(LD<-a
7. 滚动轴承和传动轴的设计 |}{gE=]
8、校核轴的疲劳强度 X!g;;DB\
9. 键联接设计 =?|$}vDO[
10. 箱体结构设计 {5VJprTbv
11. 润滑密封设计 aUL7]'q}
12. 联轴器设计 Fepsa;\sU
Ep-bx&w+
1.传动装置总体设计方案: &Sb)a
1{/Cr K/o
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 [%^0L~:
2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀, yoGG[l2k>s
要求轴有较大的刚度。 'LoWp} f9
3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。 2lfEJw($
其传动方案如下: f5//?ek
~AWn 1vFc
图一:(传动装置总体设计图) #i~P])%gNP
H%vgPQ8
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 N!.o`4 "z
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 h,y_^cf
传动装置的总效率 ,|O6<u9
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; UD14q~ (1Z
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, :YLs]JI<
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, EkV#i
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 <f
(z\pi1
Dlz0*eHD
2.电动机的选择 ;8=Bee4
}\m.~$|[
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, ku/vV+&O
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, 7/M[T\c
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。 H3 !9H
oM1C/=8
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, ?Xpk"N7
nKd'5f1
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 t[;-gi,,
6 _V1s1F
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 pj7al;
F,as>X#
3\]j4*i!
方案 电动机型号 额定功率 !d 4DTo
P >'#vC]@
kw 电动机转速 .|CoueH
电动机重量 'uzHI@i
N 参考价格 ,2U
元 传动装置的传动比 C/
VHzV%q
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 jHob{3
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 VI|2vV6?
3rMi:*?
中心高 .5>]DZn6
外型尺寸 >KQ/ c
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 ]w,|WZm
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 oNYFbZw
4h?@D_{k
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 P_H2[d&/>D
'b" 7Lzp2
(1) 总传动比 _s<BXj
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 } PL{i
(2) 分配传动装置传动比 pm9sI4S
=× G,+3(C
式中分别为带传动和减速器的传动比。 ~233{vh$=>
为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取=2.3,则减速器传动比为==13.7/2.3=5.96 Wm}T=L`
4.计算传动装置的运动和动力参数 J@i9)D_
(1) 各轴转速 @:Ft+*2
==1440/2.3=626.09r/min g`Q!5WK*
==626.09/5.96=105.05r/min i"+TKo-
(2) 各轴输入功率 f fI=Bt]t
=×=3.05×0.96=2.93kW a".iVf6y
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW S&&QU#
则各轴的输出功率: E:B<_
=×0.98=2.989kW Rxr?T-
=×0.98=2.929kW BbCW3!(
各轴输入转矩 N_FjEZpX
=×× N·m M@G\b^ "
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· z[vu-f9
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m '
Qlj"U
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m x1Z'_Qw
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m s^.tj41Gx}
=×0.98=242.86N·m ;*+H&
运动和动力参数结果如下表 4\ElMb[]
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min j%ZBAk)}
输入 输出 输入 输出 ~$//4kES
电动机轴 3.03 20.23 1440 ang~_Ec.
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 ` PeC,bp
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 a-nn[j
BW3Q03SW6
5、“V”带轮的材料和结构 LOG>x!
确定V带的截型 5-H"{29
工况系数 由表6-4 KA=1.2 h3GUFiZ.
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 eHIcfp@&
V带截型 由图6-13 B型 I (k(p\l%
;;C2t&(
确定V带轮的直径 B\aVE|~PB
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm ?|Z~mE
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s cdGBo4
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm {,(iL8,^
q<^MC/]
确定中心距及V带基准长度 6f
t6;*,
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 .!+7|us8l\
360<a<1030 k}qCkm27
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm o!&+ _BKw
0`v-pL0|
初定V带基准长度 t.\Pn4
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm +!:=Mm
+M#}(hK
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm &sYxe:H
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm 6]?W&r|0I
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 cf^ i!X0
)J+A2>
确定V带的根数 W|E %
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw J,=ZUh@M
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 iweT@P`
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 gLFTnMO
带长修正系数 由表6-2 KL=1 s +qodb+
8\C][ y
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 8^_e>q*W
/?b{*<TK
取Z=2 0%q H=do6
V带齿轮各设计参数附表 ]O~$|Wk
darbL_1
各传动比 BG.sHI{
=:6B`,~C
V带 齿轮 Eht8~"fj
2.3 5.96 '{.8tT?tJ
C(z'oi:f
2. 各轴转速n ;R<V-gab
(r/min) (r/min) Bu?Qyz2O
626.09 105.05 to1r
88X
s%>8y\MaK
3. 各轴输入功率 P gNDMJ^`
(kw) (kw) =FiO{Aw`N
2.93 2.71 ;i/? fw[h
W:9l"'
4. 各轴输入转矩 T 3J/l>1[
(kN·m) (kN·m) \[)SK`cwd
43.77 242.86 Y%|dM/a`
bC) <K/Q9
5. 带轮主要参数 %""h:1/S
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) 4}UJBb?
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 .!i`YT*jF
带的根数z >,_0Mem2Rr
160 368 708 2232 B 2 >LH}A6dUC
f|F=)tJO
6.齿轮的设计 =*zde0T?l
8Z"f"
(一)齿轮传动的设计计算 xD~r Q$6sI
O,vC:av
齿轮材料,热处理及精度 hsYE&Np_Q
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 _Y}cK|3
(1) 齿轮材料及热处理 TiG?r$6v%
① 材料:高速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24 M`@AS L:u
高速级大齿轮选用钢正火,齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 0@y`iZ]
1S
② 齿轮精度 ~_F;>N~
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 NpKyrXDJv
EwuRIe;D
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸
ylS6D
按齿面接触强度设计 Q"c/]Sk)
]:']
确定各参数的值: 2+C:Em0yI
①试选=1.6 L<B)BEE.
选取区域系数 Z=2.433 dxH\H?NO
.5s^a.e'O
则 /(u? k%Q
②计算应力值环数 C~"UOFX
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) V\e1NS
=1.4425×10h &5z9C=]e
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) cu'( Hj
③查得:K=0.93 K=0.96 iWFtb)3B
④齿轮的疲劳强度极限 {cO8q
}L
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: '$'a .q1q9
[]==0.93×550=511.5 yJ ljCu)f
lFSvHs5
[]==0.96×450=432 _'X
许用接触应力 y65lbl%Zn
E`hR(UL
?
⑤查课本表3-5得: =189.8MP ?E}gm>
=1 YK$[)x\S
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 qbCU&G|)
=4.47×10N.m #a2Z.a<V
3.设计计算 h| `R[
①小齿轮的分度圆直径d [u^ fy<jdp
l]Xbd{
=46.42 =n_z `I
②计算圆周速度 x*=m'IM[
1.52 JP5en
③计算齿宽b和模数 $/5\Hg1
计算齿宽b v0=v1G*rvJ
b==46.42mm yHlQKI
计算摸数m i_l{#*t
初选螺旋角=14 :F#^Q%-IS
= I&gd"F _v}
④计算齿宽与高之比 G51-CLM,
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 E?bv<L,"
=46.42/4.5 =10.32 C&%NO;Ole
⑤计算纵向重合度 |cp_V
=0.318=1.903 &5bIM>)v
⑥计算载荷系数K iQT0%WaHl
使用系数=1 yGrnzB6|
根据,7级精度, 查课本得 "L1LL
iS
动载系数K=1.07, 5K682+^5
查课本K的计算公式: BA@M>j6d
K= +0.23×10×b 4GeN<9~YS
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 7ncR2-{g
查课本得: K=1.35 4K dYiuz0`
查课本得: K==1.2 in,0(I&I
故载荷系数: NjA[(8\:
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 A:2CP&*
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 YWD gRb
d=d=50.64 5L~lF8
⑧计算模数 (: kn)
= ggkz
fg &
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 L;L_$hu)
由弯曲强度的设计公式 )Y'g;
≥ 4g}r+!T
<SOG?Lh~
⑴ 确定公式内各计算数值 I|K!hQ"m
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m ?"<m {,yQI
确定齿数z !g}@xwWax
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 bi+g=cS
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 %6^nb'l'C
Δi=0.032%5%,允许 lcy+2)+
② 计算当量齿数 #f_'&m
z=z/cos=24/ cos14=26.27 "oFi+']*
z=z/cos=144/ cos14=158 s|c}9/Xe)
③ 初选齿宽系数 =2DK?]K;
按对称布置,由表查得=1 c93 Ok |
④ 初选螺旋角 !wfUD2K1
初定螺旋角 =14 uTPAf^|
⑤ 载荷系数K _s5FYb#
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 $UK m[:7
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y 7r)]9_[(
查得: /L@o.[H
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 3XQe? 2:<
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 -e_TJA
fkX86
⑦ 重合度系数Y ht>/7.p]
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 m-;8O /
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 ,O-_Pv
=14.07609 _/cX!/"
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 Q*1'k%7
⑧ 螺旋角系数Y M.Tp)ig\#
轴向重合度 =1.675, iQG]v[$
Y=1-=0.82 u ysTyzx
#Z
`Tk)u/
⑨ 计算大小齿轮的 f?eq-/U R
安全系数由表查得S=1.25 #Yp&yi
}
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 O0`ofFN
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 1|ddG010
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 HrFbUK@@
查课本得到弯曲疲劳强度极限 3&{6+ A
小齿轮 大齿轮 tSoF!@6
@"/H
er
查课本得弯曲疲劳寿命系数: {%^4%Eco
K=0.86 K=0.93 !Icznou\
$^czqA-&
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 J&JZYuuf
[]= pr4y*!|Y$
[]= 4^nHq 4_
Iw(
wT_
(V'w5&f(L
大齿轮的数值大.选用. .'38^
yI07E "9
⑵ 设计计算 `U\l: ~]e
计算模数 F6Q%<p a
TqV^\C?
H]wP\m)
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: +_S0
j;D$qd'J
z==24.57 取z=25 (.YSs
<
]+Mdy
那么z=5.96×25=149 C0Fd<