课程设计任务书一级圆柱斜齿轮减速器的设计.docx

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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。

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）

1.50

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.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；

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：

nw=60×1000V/πd=121.2r/min

查表3-1（《机械设计课程设计》）机械传动效率:

η1：

带传动：

V带0.94

η2：

圆柱齿轮0.987级（稀油润滑）

η3：

滚动轴承0.98

η4：

联轴器浮动联轴器0.97~0.99,取0.99

ηw输送机滚筒：

0.96

η=η1*η2*η3*η3*η4*ηw

=0.94*0.98*0.98*0.98*0.99*0.96

=0.84

Pr=Pw/η=2.475/0.84=2.95Kw

又因为额定功率Ped≥Pr=2.95Kw

取Ped=3.0kw

常用传动比：

V带：

i0=2~4

圆柱齿轮：

i1=3~5

i=i1×i0=2~4×3~5=6~20取i=6~20

N=nw×i=（6~20）×121.2=727.2~2424r/min

取三相同步转速4级：

N=1500r/min

选Y100L2-4电动机Nm=1420r/min

型号

额定功率Ped

满载转速Nm

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；

Nm为电动机的满载转速；Nw为工作机输入的转速；

总传动比i=Nm/Nw=1420/121.2=11.7

取V带传动比：

i0=3

减速箱的传动比：

i减=i1/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）

n0=Nm=1420r/min

nI=n0/i0=1420/3=473r/min

nII=nI/i1=473/3.9=121.3r/min

2）各轴输入功率（kW）

P0=Ped=3.0kW

PI=P0×η1=3.0×0.94=2.82kW

PII=PI×η2×η3=2.82×0.98×0.98=2.71kW

PⅢ=PⅡ×η4=2.71×0.99=2.68kW

η1=ηv=0.95,η2=η齿=0.99，η3=η滚=0.98，η4=η联=0.99；

注意：

滚筒轴负载功率是指其输出功率，即：

Pw=PⅢ*ηw=2.68*0.99=2.66kW

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I0

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

3）各轴输入扭矩（N.m）

T0=9550×Ped/n0=20.18N.m

TⅠ=9550×PI/nⅠ=56.9N.m

TⅡ=9550×PⅡ/nⅡ=213.4N.m

TⅢ=9550×PⅢ/nⅢ=211.0N.m

nⅡ=nⅢ=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i0=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

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=90mm

2）验算带速V，按式（8-13）验算带的速度

V=πn0dd1/（60*1000）=3.14*90*1420/（60*1000）=6.69m/s

又5m/s

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=i0*dd1*0.99=3*90*0.99=267.3mm

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）

a0

2（dd2+dd1）

259mm

a0

740mm

取a0=500mm

2）由式（8-22）计算带所需的基准长度：

Ld0=2a0+π（dd2+dd1）/2+（dd2-dd1）×（dd2-dd1）/4a0

=2×500+3.14×370/2+190×190/（4×500）

=1598.95mm

查表8-2，选Ld=2000mm，带的修正系数KL=1.03

3）按式（8-23）计算实际中心距a及其变动范围

a≈a0+（Ld-Ld0）/2

=500+（2000-1598.95）/2

=700.5mm

amin=a-0.015Ld=670.5mm

amax=a+0.03Ld=760.5mm

所以中心距变化范围670.5~760.5mm

5．验算小带轮上的包角α1

α1≈180°-（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

N0=1420r/min，dd1=90mm

查表8-4a得，P0=1.32KW

查表8-4b得，△P0=0.17KW

查表8-5得，包角修正系数Ka=0.96

查表8-2得，KL=1.03于是

Pr=（P0+△P0）*Kα*KL=（1.32+0.17）*0.96*1.03=1.47KW

2）计算V带的根数z

z=Pca/Pr=3.3/1.47=2.24

取Z=3

8计算单根V带的最小初拉力F0查表得q=0.17kg/m,则

〔F0〕min=500〔

-1〕/（Z*v）+qv2=[500〔

-1〕/（3×6.69）+0.17×6.692]N≈47.57N

F0=1.3〔F0〕min=61.84N

9计算压轴力Fp：

Fp=2F0zsin（α1/2）=2×61.84×3sin82.2.N≈367.6N

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PⅠ=2.82KW，小齿轮转速nⅠ=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162~217HBS；大齿轮材料为45（调质），齿心部和齿面硬度为217~255HBS；

（4）选小齿轮齿数为Z1=20，大齿轮齿数为Z2=3.9*20=78取Z2=78；

5）选取螺旋角。

初选螺旋角β=15°

2.按齿面接触强度设计

由计算公式（10-21）进行计算，即

d1t≥

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εα1=0.765；εα2=0.87

εα=εα1+εα2=1.65

（4）计算小齿轮传递的转矩

T1=56900N.mm

（5）由表10-7选取齿宽系数φd=1

（6）由表10-6，查的材料的弹性影响系数ZE=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бHlim1=385Mpa，由图10-21c，按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限бHlim2=330Mpa

（8）计算应力循环次数

N1=60n1jLh=60×473×1×（1×10×300×8）=6.8×108

N2=N1／u=1.74×108

（9）由图10-19，查的接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=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

[бH]1=бHlim1*KHN1／S=385×0.95＝366Mpa

[бH]2=бHlim2*KHN2／S=330×0.92=304Mpa

[бH]=（[бH]1+[бH]2）／2=（366+304）／2=335Mpa

2）计算

（1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由公式得

d1t≥

=63.97mm

（2）计算圆周速度

V=πd1tn1／60000=π×50.84×473／60／1000=1.26m／s

（3）计算齿宽b及模数m

b=φdd1t=1×63.97=63.97mm

m=d1tcosβ／Z1=（63.97×cos15°）／20=3.20mm

h=2.25m=3.20×2.25=7.20mm

b／h=63.97／7.20=8.88

（4）计算纵向重合度εβ

εβ=0.318φdZ1tanβ=0.318×1×20×tan15

=1.704

（5）计算载荷系数K

KA=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KHβ=1.309；

由图10-13，查得KFβ=1.17;

由表10-3,查得KHα=KFα=1.2

K=KAKvKHαKHβ=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=d1t

=63.97×

=65.28mm

（7）m=d1tcosβ/Z1=65.28×cos150/20=3.15mm

3.按齿根弯曲疲劳强度设计

由式10-17，得

mn

确定计算参数

（1）计算载荷系数

K=KαKvKFαKFβ＝1×1.08×1.2×1.17＝1.52

（2）根据纵向重合度εβ=1.704，由图10-28,得螺旋线影响系数Yβ=0.875

（3）计算当量齿数

Zv1≈Z1／cos3β=20／cos315°=22.19

Zv2≈Z2／cos3β=78／cos315°=86.55

（4）查表10-5取齿形系数，应力校正系数

YFa1=2.80Ysa1=1.55YFa2=2.22Ysa2=1.77

（5）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE1=540Mpa;

由图10-20b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE2=380Mpa;

（6）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88KFN2=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

[бF]1=KFN1бFE1／S=0.88×540/1.4=339.43Mpa

[бF]2=KFN2бFE2／S=0.90×380／1.4=244.29Mpa

（9）计算YFaYsa1／[бF]并加以比较

YFa1*Ysa1/[бF]1=2.80×1.55/339.43=0.0128

YFa2*Ysa2/[бF]2=2.22×1.77／244.29=0.0161

大齿轮的数值大

4.设计计算

mn

=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d1=65.28mm来计算应有的齿数，于是由

Z1=d1cosβ／mn=65.28×cos15°／3.0=21.02

取Z1=21

Z2=uZ1=21×3.9=81.97取Z2=82

U=Z1/Z2=3.904误差范围内

4.几何尺寸计算

1）计算中心距

a=（Z1+Z2）mn／2cosβ=（21+82）×3／2／cos15°=159.95mm

圆整为160mm

2）按圆整后的中心距修正螺旋角β

β=arccos（Z1+Z2）mn／2a=arccos[（21+82）×3.0／2／160]=15.020

3）d1=Z1mn／cosβ=21×3／cos15.02o=65.24mm

d2=Z2mn／cosβ=82×3／cos15.02o=254.45mm

4）计算齿轮宽度

b=φdd1=1×65.24=65.24mm

圆整后取B2=70mm，B1=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

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

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

已知低速轴齿轮的分度圆直径为d=65.24mmFt=

6542.0N

1

2465.3N

Fa=Ft*tanβ=1755.4N

3）初步确定低速轴的最小直径

初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理。

根据课本表15—3，取

=30.98mm

又轴上有单个键槽，轴径增加百分之5，d=dminx（1+0.05）=32.53mm，取d=34mm为使dmin。

与联轴器孔径相适应，需同时选联轴器型号。

为补偿轴的可能位移，选择弹性柱销联轴器，其计算转矩Tca＝K

A·T2，查表，考虑工作转矩变化很小，故取KA＝1．3，则Tca＝KA·T2：

＝1．3x213.4N·m=277420N·mm按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查《机械设计实践与创新》表16.2标准GB/T5843—2003，选用YL9型凸缘联轴器，其公称转矩为400N·m，半联轴器的孔径为38mm，半联轴器的长度为82mm，与轴配合的毂孔长度为87mm。

4）轴的结构设计

I）为满足半联轴器的轴向定位要求，I-II段d1=34mm，比半联轴器长度短一点故L1=80mm，I—II轴段右端需制作出轴肩，故dII-III＝40mm。

II）初步选择滚动轴承。

根据dII-III＝40mm，因轴承同时承受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，根据轴承产品目录中初定轴承型号为30208，其尺寸为d×D×T=40mm×80mm×19.75mm，故d

-

=d

-

=40mm。

L

-

=19.75mm。

右段轴承采用轴肩定位轴肩查表GB／T297—1994知高为h=2mm，d

-

=47mm

III）取安装齿轮处的轴段IV-V直径略大于II-III段的直径故取dIV-V=42mm；齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。

已知齿轮轮毂的宽度为70mm,为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应当略小于轮毂宽度，故取lIV-V=68mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d=0.07×42mm=2.94mm,取h=4mm，此处轴环直径为50mm；轴环宽度b≧1.4h=5.6mm，取b=LV-VI=6mm.

IV）取轴承端盖的总宽度为20mm（有减速器及轴承端盖的结构设计而定）。

根据轴承端盖的装拆便于对轴添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器有端面间的距离为20mm，故取LII-III=35mm

V）取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm；考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，取距离箱体内壁一段距离s=8mm，已知滚动轴承宽度T=19.75mm，则

L

-

=T+s+a+（70-68）=（19.75+8+16+2）mm=45.75mm

L

-

=L+a+s-LV-VI=（35+16+8-6）mm=53mm

c轴上零件的周向定位。

齿轮、半联轴器与轴的周向固定均采用A型普通平键联接。

按dIV-V由表6-1查得平键截面bxh=12×8，键槽用键槽铣刀加工长为55mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故齿轮轮毂与轴的配合为

；同样，半联轴器与轴连接，选用平键为bxh=10x8，半联轴器与轴的配合为

。

滚动轴承与轴的轴向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.

确定轴上圆角和倒角尺寸。

参考表各轴肩处的圆角半径如图所示取轴端倒角为1x45°

（2）求轴上载荷

1）定跨距。

在确定轴承支点位置时，对于30308型圆锥滚子轴承，从轴承标准中查取a=17。

因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2+L3＝（45.75-19.75）+68+6+53+2.25=156mm

2）．作轴的计算简图并求轴的支反力。

根据轴的结构简图，作出轴的计算简图水平面的支反力垂直面的支反力

求支座反力：

水平面支反力：

垂直面支反力：

c作弯矩图及转矩图

水平面弯矩图如图所示

MH=RBHxL2=3271x35N·mm=130840N·mm

垂直面弯矩图如图所示

MV1=RBVxL2=560x35N·mm=19600N·mm；

MV2=RDVXl3=1475x45.75N·mm=67481N·mm

合成弯矩图如图所示

=132300N·mm；

=147217N·mm

转矩图如图所示T=213400N·mm

当量弯矩图如图所示

=863570N·mm；Me2=M2=866201N·mm

5）按弯扭合成应力校核轴的强度。

由轴的结构简图及当量弯矩图可知截面C处当量弯矩最大，是轴的危险截面。

进行校核时，通常只校核轴上承受最大当量弯矩的截面的强度，则

e=Me1/W=863570/0.1x713MPa≈20.54MPa

前面已查得[

－1]＝55MPa。

因此dc<[

－1]，故安全

（2）高速轴的结构设计

1）求输出轴上的功率P=2.82kw，转速n=473r/min，转矩T=56.9N.m

2）作用在齿轮上的力

已知低速级大齿轮的分度圆直径为d=254.45mm

Ft=

447N

.

168N

Fa=Fttanβ=119.9N

3）初步确定轴的最小直径

初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理。

根据课本表15—3，取

=19.94mm

因为轴上有两个键槽，轴颈增加10％-15％

所以dmin=（12％+1）*19.94=22.5mm

取电动机轴的直径为24mm，整体具有一定的协调性。

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为补偿轴的可能位移，选择弹性柱销联轴器，其计算转矩Tca＝KA·T，查表，考虑工作转矩变化很小，故取KA＝1．3，则Tca＝KA·T：

＝1．3x56.9N·m=73970N·mm按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查《机械设计实践与创新》表16.2标准GB/T5843—2003，选用YL6型凸缘联轴器，其公称转矩为100N·m，半联轴器的孔径为25mm，半联轴器的长度为62mm，与轴配合的毂孔长度为66mm。

5）轴的结构设计

I）为满足半联轴器的轴向定位要求，I-II段d1=25mm，比半联轴器长度短一点故L1=60mm，I—II轴段右端需制作出轴肩，故dII-III＝28mm。

II）初步选择滚动轴承。

根据dII-III＝28mm，因轴承同时承受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，根据轴承产品目录中初定轴承型号为30206，其尺寸为d

×D×T=30mm×62mm×17.25mm，故d

-

=d

-

=30mm。

L

-

=17.25mm。

右段轴承采用轴肩定位轴肩查表GB／T297—1994知高为h=1mm，d

-

=32mm

III）取安装齿轮处的轴段IV-V直径略大于II-III段的直径故取dIV-V=30mm；齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。

已知齿轮轮毂的宽度为75mm,为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应当略小于轮毂宽度，故取lIV-V=70mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d=0.07×30mm=2.1mm,取h=4mm，此处轴环直径为50mm；轴环宽度b≧1.4h=5.6mm，取b=LV-VI=6mm.

IV）取轴承端盖的总宽度为20mm（有减速器及轴承端盖的结构设计而定）。

根据轴承端盖的装拆便于对轴添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器有端面间的距离为20mm，故取LII-III=35mm

V）取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm；考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，取距离箱体内壁一段距离s=8mm，已知滚动轴承宽度T=17.25mm，则

L

-

=T+s+a+（75-70）=（17.25