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1、1一、 机械设计课程设计任务书专业班级 A0531 姓名 学号 39课题名称 一级斜齿圆柱齿轮减速器一、原始数据已知条件 推力 F/kN 推头速度 V/(m/min) 丝杆导程(mm)数据 18 1.56 12二、 1.工作条件：两班制，间歇工作，单向运转，载荷平稳，室外工作，有较大粉尘；2.使用寿命：20 年（每年 300 工作日） ；3.检修间隔期：三年一次大修，两年一次中修，一年一次小修；4.动力来源：电力，三相交流，电压 380220 V5.推头速度允许误差；5；6.一般机械厂制造，小批量生产。7.丝杆效率 j=0.4（包括丝杆与轴承） 。三、基本要求1.方案简图 12 张；，主要机械
2、部件装配图（A1 或 A0 号图纸）1 张；2.零件工作图 2 张；3.设计计算说明书一份。2二、机构运动简图3三、运动学与动力学计算一、 选择电机3.1.1 选择电动机3.1.1.1 选择电动机的类型按工作要求和条件选取 Y 系列全封闭鼠笼型三相异步电动机。. 计算电机所需功率 ： 查手册第 3 页表 1-7：dP带传动效率：0.961每对轴承传动效率：0.992圆柱齿轮的传动效率：0.963联轴器的传动效率：0.994丝杆的传动效率：0.45说明：a电机至工作机之间的传动装置的总效率：a= . 2. . .1345式中 1， 2， 3， 4 ， 5分别为带传动，齿轮传动的轴承，齿轮传动，联
3、轴器，丝杆与轴承的效率。电动机输出功率： kwawPdP工作机所需的功率： kFVw10所以 kwaFVdP10 a=0.960.9920.960.990.4=0.36KWW468.1065.8kwPd3.43.1.1.2 确定电动机转速4丝杆的转速 n=v/S,其中 v 为推头速度，S 为丝杆（梯形螺纹）导程，对单线丝杆 S=P（螺距）所以丝杆的转速：n=v/S1.560.012130r/min 根据机械设计手册中取 V 带传动比 i1=2-4，齿轮的传动比 i2=3-5 则合理总传动比的范围为 i=6-20 故电动机转速的可选范围为:N=(6-20)*n=（6-20）*130=780-26
4、00r/min符合这个范围内的电动机的同步转速有 1000r/min 和 1500r/min,二种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置的情况来确定最后的转速，为降低电动机的重量和成本，可以选择同步转速 1500r/min。因此选定电动机型号为 Y90L-4，所选电动机的额定功率 Ped =1.5kw,满载转速 nm =1400r/min。符合这一范围的转速有： 1000、1500根据电动机所需功率和转速查手册第 155 页表 12-1 有 4 种适用的电动机型号，因此有 4 种传动比方案如下：方案 电动机型号 额定功率 同步转速r/min额定转速r/min1 Y100L-6 1.5KW 100
5、0 9402 Y90L-4 1.5KW 1500 1400综合考虑电动机和传动装置的尺寸和带传动、减速器的传动比，可见第 2 种方案比较合适，因此选用电动机型号为 Y90L-4，其主要参数如下：5额定功率kW满载转速同步转速A D E F G H L AB1.5 1400 1500 140 24 50 8 20 90 335 1803.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比：总传动比： 7.1034丝电总 ni分配传动比：取 i 带 =3 则 i 齿 =10.77/3=3.593.3 计算传动装置的运动和动力参数：将传动装置各轴由高速到低速依次定为 1 轴、2 轴、3 轴、4 轴依次为电机与轴
6、 1，轴 1 与轴 2，轴 2 与丝杆之间的传动效率。01234,1.各轴转速： min/67.43101 rn带电 i/13059.2i齿带 电2 各轴输入功率： kwp kwkwd 16.90.69.03.1162.0.21321 3.各轴输入转矩： mNit mNitndd .43859.06.905.387. 1876.296.0387.14.950 22311321 带带带 电运动和动力参数结果如下表：功率 功率 P KW 转矩 T Nm 转速 r/min6轴 输入 输出 输入 输出电动机轴 1.3 8.87 14001 轴 1.25 1.24 25.55 24.45 466.672
7、 轴 1.19 1.18 87.16 83.02 1303 轴 1.16 1.15 85.43 80.42 130四、传动零件的设计计算六 设计 V 带和带轮：1.设计 V 带确定 V 带型号查课本 P156 表 8-7 得：Ka=1.1 则 kwpkpdac 43.1.根据 , =1400r/min,由课本 157 图 8-11，选择 Z 型 V 带，由表 8-6kwpca43.10n和表 8-8,取小带轮的基准直径 =90mm。1d查表 8-8 取 =280mm。mdi279122验算带速： 带速在 5-30 范围内，合适。smndv /59.610649.3106取 V 带基准长度 和中
8、心距 a：dL初步选取中心距 a： mad5,537.)(5. 0210 取由课本第 158 页式（8-22）得： 查课本第 146 页表 8-adaLd 16495184.3524)()(2 201210 2 取 =1600mm。由课本第 158 页式 8-23 计算实际中心距： d。mLad508207中心距的变化范围 484mm-556mm验算小带轮包角 ：由课本第 158 页式 8-25 得： 。ooo 90153.718012ad求 V 带根数 Z：计算单根 v 带的额定功率 Pr由 d1=90mm 和 n=1400r/min 查课本 152 页表 8-4a 利用内插值法得 Po=0
9、.348KW 根据 n=1400r/min，i=3 和 z 型带，查表 8-4b 得 Po=0.03KW查表 8-5 得 K=0.944，表 8-2 得 Kl=1.14，Pr=（Po+Po）*K*K l=（0.348+0.03）*0.944*1.14=0.41kw计算 v 带的根数 z49.31.0rcapz取 Z=4 根。求作用在带轮轴上的压力 ：查课本 149 页表 8-3 得 q=0.06kg/m，故由课本QF第 158 页式 8-27 得单根 V 带的初拉力： NqvzkpFca 4759.6059.64.031255.20 22 作用在轴上压力： ZFC 3.72sin0七 齿轮的设
10、计：1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数：1) 按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动2) 设计为通用减速器,选用 7 级精度3) 材料选择: 小齿轮选用 钢调质，齿面硬度为 250HBS。大齿轮选用 钢45 45正火，齿面硬度为 220HBS。二者材料硬度差为 30HBS84) 由于传动过程中粉尘较多选用闭式传动,故选用小齿轮齿数为 =24,大齿轮1Z齿数 ,取16.82459.32Z872Z5) 选取螺旋角。初选螺旋角 o46) 按齿面接触强度设计按公式 3221 11 HETKt Zuddt (1) 确定公式内的各计算数值 试选 =1.6tK由课本 217 页图 10-30 选取区域系数 =2
11、.433HZ由 215 页图 10-26 查得 =0.78, =0.90,则1268.121(2) 计算小齿轮的传递的转矩 mNnPT .1058.267.4059105.9 41 由表 10-7 选取齿宽系数 d由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 MPaZE8.19由图 10-21c、d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；MPaH501lim大齿轮的接触疲劳强度极限 H402lim由式 10-13 计算应力循环次数 91 16.8)38(14060 hjLnN9922.5.38由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 0.89； 0.921HNK2HN计算接触疲劳许用应力取失效概率为
12、 1，安全系数 S=1，由式 10-12 得SKHNlim1MPa5.4890.9SKHN2lim2MPa8.409.0许用接触应力aaHH 15.4728.405.921 计算小齿轮分度圆直径 td1 m5.401.47893259.68.023 24 计算圆周速度 smndvt /9.01607.45.3160计算齿宽 b 及模数 nt98.106.354/ 69.342. 4.1cos.cos5.11hbmbnttnt。计算纵向重合度 = 9.14tan2138.0tan18.0.zd计算载荷系数 K已知使用系数 =1,根据 v=0.99m/s,7 级精度,由图 10-8 查得动载系数
13、;Ak 1.vk由表 10-4 查得 由图 10-13 查得 1.275309.1H Fk由表 10-3 查得 2Fk故载荷系数 k= 73.109.HVA按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 mkdt 57.416.35.4031计算模数 nm10mn 68.124cos57.1cos13.按齿根弯曲强度设计 321cosFSadn YzYkT(1)计算载荷系数 68.1275.FvAkk(2)根据纵向重合度 ,查得螺旋角影响系数9. 8.0Y(3)计算当量齿数 24.951cos87.63321zvv(4)查取齿形系数由表 10-5 查得 2.592 2.1851FaY2FaY(5)查取
14、应力校正系数由表 10-5 查得 1.596 1.7851Sa2Sa(6)由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ,查得大齿轮的弯MPaFE3801曲疲劳强度极限 MPFE302(7)由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 0.83 0.861FNk2FNk(8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4, MPaSKFENF 71.204.138609.5.2211 (9)计算大小齿轮的 并加以比较FSaY1101836.29.51FSaY24.7.82FSa大齿轮的数值较大(10)设计计算 mm42.109.24158.634对比计算结果,由于接触疲劳强度计算的模数大于齿根
15、弯曲疲劳计算的模数，取,已满足弯曲强度.为了满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得分度5n圆直径 来计算应有的齿数.md7419725.3,2.64cos5.cos11 uzz则取 4.几何尺寸计算(1)计算中心距 mmzan9685.914cos2.7cos2)(1将 中 心 距 圆 整 为 (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 ., 36.14925.7arcos2arcos1故 参 数 不 必 修 正值 改 变 不 多因 ozn(3)计算大小齿轮的分度圆直径 mn15036.4cos972.21(4)计算齿轮宽度12mdb8.41.1圆整后取 B5;02(5)大齿轮的尺寸名称 符号 计算公式齿顶高 ah= =1.5ahm*齿根高 f =1.9cf齿全高 h h= + =3.4af顶隙 c =0.4mc*分度圆直径 d d
