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课程设计任务书一级圆柱斜齿轮减速器的设计 第一章课程设计任务书 一级圆柱斜齿轮减速器的设计 1.设计题目 用于带式运输机的一级圆柱斜齿轮减速器。传动装置简图如下图所示。 带式运输机数据见数据表格。 (2)工作条件 单班制工作，空载启动，单向、连续运转，两班制工作。运输带速度允许速度误差为±5%。 (3)使用期限 工作期限为十年，检修期间隔为三年。 (4)生产批量及加工条件 小批量生产。 2.设计任务 1)选择电动机型号； 2)确定带传动的主要参数及尺寸； 3)设计减速器； 4)选择联轴器。 3.具体作业 1)减速器装配图一张； 2)零件工作图二张（大齿轮，输出轴）； 3)设计说明书一份。 4.数据表 工作条件： (1)单班制工作，空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微振动。运输带速度允许速度误差为±5%。 (2)使用期限 工作期限为十年，检修期间隔为三年。 (3)生产批量及加工条件 (4) 小批量生产。 原始数据： 运输机工作拉力F/N 1300 运输带工作速度V （m/s ） 1.5 卷筒直径（mm ） 250 第二章 设计要求 1.选择电动机型号； 2.确定带传动的主要参数及尺寸； 3.设计减速器； 运输带工作拉力F/N 1100 1150 1200 1250 1300 1350 1450 1500 1500 1600 运输带工作速度v/(m/s) 1.5 1.60 1.7 1.5 1.55 1.60 1.55 1.65 1.70 1.80 运输带滚筒直径D/mm 250 260 270 240 250 260 250 260 280 300 4.选择联轴器。 第三章. 设计步骤 1. 传动系统总体设计案 1）传动装置由三相交流电动机、一级减速器、工作机组成。2）齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。 3）电动机转速较高，传动功率大，将带轮设置在高速级。传动装置简图： 2. 电动机的选择 电动机所需工作功率为： P=F*V/1000=1300*1.55/1000=2.475kw 执行机构的曲柄转速为：n w =60×1000V/d=121.2r/min 查表3-1（机械设计课程设计）机械传动效率: 1：带传动： V带 0.94 2：圆柱齿轮 0.98 7级（稀油润滑） 3：滚动轴承 0.98 4：联轴器浮动联轴器 0.970.99,取0.99 w输送机滚筒： 0.96 =1*2*3*3*4*w =0.94*0.98*0.98*0.98*0.99*0.96 =0.84 P r = P w / =2.475/0.84=2.95Kw 又因为额定功率P ed P r =2.95 Kw 取P ed =3.0kw 常用传动比： V带：i =24 圆柱齿轮：i 1 =35 i=i 1×i =24×35=620 取i=620 N=n w ×i=（620）×121.2=727.2 2424r/min 取三相同步转速4级：N=1500r/min 选Y100L2-4电动机 N m =1420r/min 型号额定功率 Ped 满载转速N m 启动转矩最大转矩中心高H Y100L2-4 3.0KW 1420r/min 2.2. 2.2 100mm 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 总传动比i=Nm/Nw=iv×i减=i0×i1 i0为带传动传动比；i1为齿轮传动比； N m 为电动机的满载转速；N w 为工作机输入的转速； 总传动比i=N m /N w =1420/121.2=11.7 取V带传动比：i0=3 减速箱的传动比：i 减=i 1 / i0=11.7/3= 3.9 4. 计算传动装置的运动和动力参数1）各轴转速(r/min) n 0=N m =1420 r/min n I =n /i =1420/3=473r/min n II = n I /i 1 =473/3.9=121.3r/min 2）各轴输入功率（kW）P =Ped=3.0 kW P I =P × 1 =3.0×0.94=2.82 kW P II =P I × 2 × 3 =2.82×0.98×0.98=2.71kW P = P × 4 =2.71×0.99=2.68kW 1=v=0.95, 2=齿=0.99，3=滚=0.98，4=联=0.99；注意：滚筒轴负载功率是指其输出功率，即： Pw=P * w =2.68*0.99=2.66kW 3）各轴输入扭矩（N.m ） T 0=9550×Ped/n 0=20.18 N.m T =9550×P I /n =56.9N.m T =9550×P /n =213.4 N.m T =9550×P /n = 211.0N.m n =n =121.3r/min 运动和动力参数结果如下表 5.设计V 带和带轮 电动机功率P=3.0KW ，转速n=1420r/min 传动比i 0=3 1 确定计算功率Pca 由机械设计课本表8-7查工作情况系数KA=1.1 Pca=KA ×P=1.1×3.0KW=3.3KW 2.选择V 带的带型 编号 理论转速（r/min ） 输入功率（kw ） 输入转矩(N ·m) 传动比 效率 电机轴I 0 1420 3.0 20.18 3 0.94 高速轴I 473 2.82 56.9 3.9 0.98 低速轴II 118.3 2.71 213.4 滚筒轴III 118.3 2.68 211.0 0.99 联轴器 1 0.99 根据Pca，Nm=1420r/min查图8-11，选A带 确定带轮的基准直径dd和验算带速V 1）初选小带轮的基准直径dd1由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=90 mm 2）验算带速V，按式（8-13）验算带的速度 V=n dd1/(60*1000)=3.14*90*1420/(60*1000)=6.69m/s 又5 m/s <V<25 m/s 故带速合适 3计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2 dd2=i * dd1*0.99=3*90*0.99=267.3 mm 根据表8-8圆整为280mm 此时带传动实际传动比i0= dd2/ dd1=3.11 4.确定V带的中心距a和基准长度Ld 1)0.7（dd2+dd1）a 2（dd2+dd1） 259mma0740mm 取a =500mm 2)由式（8-22）计算带所需的基准长度： L d0=2a +（dd2+dd1）/2+（dd2-dd1）×（dd2-dd1）/4a =2×500+3.14×370/2+190×190/（4×500） =1598.95mm 查表8-2，选L d =2000mm，带的修正系数K L =1.03 3）按式（8-23）计算实际中心距a及其变动范围 aa 0+（L d -L d0 ）/2 =500+（2000-1598.95）/2 =700.5mm a min =a-0.015L d =670.5mm a max =a+0.03L d =760.5mm 所以中心距变化范围 670.5760.5 mm 5验算小带轮上的包角 1 1180°-（dd2-dd1）×57.3°/a =180°-(280-90)×57.3°/700.5 =164.4°90° 满足要求 7计算带的根数Z 1)计算单根V带的额定功率Pr N =1420r/min ，dd1=90mm 查表8-4a得，P =1.32KW 查表8-4b得，P =0.17 KW 查表8-5得，包角修正系数Ka=0.96 查表8-2得，K L =1.03于是 P r =（P +P ）*K *K L=（1.32+0.17）*0.96*1.03=1.47 KW 2)计算V带的根数z z=P ca /P r =3.3/1.47=2.24 取Z=3 8计算单根V带的最小初拉力F 查表得q=0.17kg/m,则 F 0 min =500 Ka 5.2 -1/（Z*v）+qv2=500 96 .0 5.2 -1/（3×6.69） +0.17×6.692N47.57N F 0=1.3F min =61.84N 9计算压轴力F p ： F p = 2 F zsin （ 1 /2）=2 × 61.84 × 3sin 82.2.N367.6N 10带轮结构设计 带轮使用的是标准件，材料为铸铁HT150的孔板式，小轮的直径是90mm，大轮的直径是280mm。 6.齿轮设计 齿轮传动的设计计算 输入功率P =2.82 KW，小齿轮转速n =473r/min 齿数比u=3.9，工作寿 命10年（每年工作300天），两班制 1.选定高速级齿轮的类型，精度等级，材料 (1)选用直齿圆柱斜齿轮； (2)由于工作平稳，速度不高，选用7级精度； (3)材料选择：由表10-1选择小齿轮材料为45钢（正常化）齿心部和齿面硬度为162217HBS；大齿轮材料为45（调质），齿心部和齿面硬度为217255HBS； (4)选小齿轮齿数为Z 1=20，大齿轮齿数为Z 2 =3.9*20=78取Z 2 =78； 5）选取螺旋角。初选螺旋角=15°2.按齿面接触强度设计 由计算公式（10-21）进行计算，即 d 1t 12 3 21 () H E d a H KtT u Z Z u ? + 1）确定公式内的各计算数值： （1）试选Kt=1.6 （2）由图10-30，选取区域系数ZH =2.425 （3）由图10-26，查的 1= 0.765；2=0.87 =1+2=1.65 （4）计算小齿轮传递的转矩 T 1 =56900N.mm (5) 由表10-7选取齿宽系数d=1 (6) 由表10-6，查的材料的弹性影响系数Z E =189.8Mpa1/2 （7）由图10-21d，按齿面硬度查的大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 =385 Mpa ，由图10-21c，按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极 限 Hlim2 =330Mpa （8）计算应力循环次数 N1=60n 1jL h =60×473×1×（1×10×300×8）=6.8×108 N2=N1u=1.74×108 (9)由图10-19，查的接触疲劳寿命系数K HN1=0.95，K HN2 =0.92 (10)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12），得 H 1 = Hlim1 *K HN1 S=385×0.95366Mpa H 2 = Hlim2 *K HN2 S=330×0.92=304Mpa H = （ H 1 + H 2 ）2=（366+304）2=335Mpa 2）计算 （1）试算小齿轮分度圆直径d 1t ，由公式得 d 1t 12 3 21() H E d a H KtT u Z Z u ?+=63.97mm （2）计算圆周速度 V=d 1t n160000=×50.84×473601000=1.26m s （3）计算齿宽b 及模数m b= d d 1t =1×63.97=63.97mm m=d 1t cos Z 1=（63.97×cos15°）20=3.20 mm h=2.25m=3.20×2.25=7.20mm b h=63.977.20=8.88 （4）计算纵向重合度 =0.318d Z 1tan =0.318×1×20×tan15=1.704 （5）计算载荷系数K K A =1，根据V=1.26m/s ，7级精度，由图10-8，查的动载荷系数Kv=1.08； 由表10-4，查得K H =1.309； 由图10-13，查得K F =1.17; 由表10-3,查得K H =K F =1.2 K=K A K v K H K H =1×1.08×1.2×1.309=1.70 (6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a ）得 d=d 1t 3 Kt K =63.97 ×36 .170 .1=65.28mm (7)m=d 1t cos /Z 1=65.28×cos150/20=3.15 mm 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 由式10-17，得 m n 3 21 )(cos 221F Sa F a Y Y Z Y KT d 确定计算参数 （1） 计算载荷系数 K=K KvK FK F1×1.08×1.2×1.171.52 （2）根据纵向重合度 =1.704，由图10-28,得螺旋线影响系数Y=0.875 （3）计算当量齿数 Z v1Z 1 cos3=20cos3 15°=22.19 Z v2Z 2 cos3=78cos3 15°=86.55 （4）查表10-5取齿形系数，应力校正系数 Y Fa1=2.80 Y sa1 =1.55 Y Fa2 =2.22 Y sa2 =1.77 (5)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 =540Mpa; 由图10-20b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2 =380 Mpa; （6）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K FN1=0.88 K FN2 =0.90 （7）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 F 1= K FN1 FE1 S=0.88×540/1.4=339.43Mpa F 2= K FN2 FE2 S=0.90×3801.4=244.29Mpa （9）计算Y Fa Y sa1 F 并加以比较 Y Fa 1*Y sa1 / F 1 =2.80×1.55/339.43=0.0128 Y Fa 2*Y sa2 / F 2 =2.22×1.77244.29=0.0161 大齿轮的数值大4.设计计算 m n 3 65 .1 20 20 1 0161 .0 15 cos 15 cos 875 .0 56900 52 .1 2 ? ? ? ? ? ? ? ? ? =1.51mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=3.0mm，已可以满足弯曲疲劳强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1 =65.28mm 来计算应有的齿数，于是由 Z 1=d 1 cosmn=65.28×cos15°3.0=21.02 取Z1=21 Z 2=uZ 1 =21×3.9=81.97 取Z 2 =82 U=Z 1/Z 2 =3.904误差范围内 4.几何尺寸计算 1） 计算中心距 a=(Z 1+Z 2) m n 2cos =(21+82)×32cos15°=159.95mm 圆整为160 mm 2)按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos(Z 1+Z 2) mn 2a=arccos(21+82)×3.02160=15.020 3) d 1=Z 1 mn cos =21×3cos15.02o =65.24 mm d 2=Z 2 mn cos =82×3cos15.02o =254.45mm 4)计算齿轮宽度 b= d d 1=1×65.24=65.24 mm 圆整后取B 2=70mm ， B 1=75mm 7.轴的设计计算 (1)低速轴的结构设计： a 拟定轴上零件的装配方案 在比较分析结果下，选用机械设计图15-22a 所示的装配方案 b 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1） 输出轴上的功率P=2.71kw ，转速n=121.3r/min ，转矩T=213.4N.m 2) 作用在齿轮上的力 齿轮序号 齿数z 法向模数 Mn/mm 端面模 数 Mt/mm 齿宽 b/mm 螺旋角 齿向 分度圆直径 d/mm 1 21 3 3.106 75 15.02° 右旋 65.24 2 82 3 3.106 70 15.02° 左旋 254.45