减速齿轮箱设计.docx
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减速齿轮箱设计
一、传动装配的总体设计
1.1电机的选择(1
1.2求传动比(2
1.3计算各轴的转速、功率、转矩(2
二、齿轮的设计
2.1原始数据(3
2.2齿轮的主要参数(3
2.3确定中心距(4
2.4齿轮弯曲强度的校核(5
2.5齿轮的结构设计(7
三、轴的设计计算
3.1轴的材料的选择和最小直径的初定(8
3.2轴的结构设计(8
3.3轴的强度校核(10
四、滚动轴承的选择与计算
4.1滚动轴承的选择(14
4.2滚动轴承的校核(14
五、键连接的选择与计算
5.1键连接的选择(15
5.2键的校核(15
六、联轴器的选择
6.1联轴器的选择(16
6.2联轴器的校核(16
七、润滑方式、润滑油型号及密封方式的选择
7.1润滑方式的选择(16
7.2密封方式的选择(17
八、箱体及附件的结构设计和选择
8.1箱体的结构尺寸(17
8.2附件的选择(18
九、设计小结(19
十、参考资料(20
机械设计课程设计计算说明书
已知条件:
1传动装配的总体设计
1.1电机的选择
1.1.1类型:
Y系列三项异步电动机
1.1.2电动机功率的选择
p—工作机所需功率,kw;
假设:
w
p—电动机的额定功率,kw;
e
p—电动机所需功率,kw;
d
电动机到工作机的总效率为η,1234
ηηηη
、、、分别为弹性连轴器、闭式齿轮传动(齿轮精度为8级、滚动轴承和共同的效率。
则:
48002.5121000
1000
wFVpKw⨯=
=
=
/dewpppη==
3
2ηηηηη=卷筒
轴承齿轮联轴器查表可得:
0.990.970.980.96η
ηηη====卷筒轴承
齿轮联轴器、、、
所以:
3220.99*0.97*0.99*0.960.89ηηηηη===轴承齿轮联轴器卷筒
/12/0.89
13.48
ewdpppKwη====1.1.3电动机转速的选择以及型号的确定
16010006010002.5227.48/min
3.14210
9704.26
227.48
wmw
v
nrD
ninπ⨯⨯⨯⨯==
=⨯=
=
=
因为本设计为单级斜齿圆柱齿轮减速器的设计,总传动比应在3-5左
右,所以应按方案二选择电动机。
查表可得:
外伸轴长度80mm,直径38mm,额定功率和满载转速见上表。
1.2求传动比
6010006010002.5227.48/min3.14210
wv
nrD
π⨯⨯⨯⨯=
=
=⨯
9704.26227.48
mw
niin=
==
=齿
1.3计算各轴的转速n、功率p、转矩T
1.3.1各轴的转速
12970/min227.48/min
mwnnrnnr====
1.3.2各轴的输入功率
11212313.480.9913.3513.350.980.9912.95dppKw
ppKw
ηηη==⨯===⨯⨯=
1.3.3各轴的输入转矩
111
13.359550
9550131.44970
pTNmn==⨯
=∙
222
12.959550
9550543.66227.48
pTNmn==⨯
=∙
2齿轮的设计
2.1原始数据
2.2齿轮的主要参数
由上述硬度可知,该齿轮传动为闭式软尺面传动,软尺面硬度<350HBS,所以齿轮的相关参数按接触强度设计,弯曲强度校核。
limHσ式中:
—试验齿轮的接触疲劳强度极限应力;
limHS—lim1.5HS=接触强度的最小安全系数,取;
N
Z—1.02NZ=接触疲劳强度计算的寿命系数,取;
WZ—1WZ=工作硬化系数,取。
由教材图5—29查得:
小齿轮lim1580HMpaσ=;
大齿轮lim2560HMpaσ=。
lim
lim
HHPNW
HZZSσσ=
所以:
lim1
1lim
lim2
2lim
3801.021258.41.55751.021391.01.5
HNWHPHHNWHPHZZMpa
SZZMpa
Sσσσσ=
=⨯⨯==
=
⨯⨯=
1d≥式中:
zε
—重合度系数,对于斜齿轮传动
zε
=0.75~0.88,取
zε
=0.80;
K
—载荷系数,一般近视取k=1.3~1.7,因是斜齿轮传动,故
k取小
K=1.5;
dψ—齿宽系数,对于软尺面(<350HBS,齿轮相对于轴承
对称布置时,
d
ψ
=0.8~1.4,取
d
ψ
=1;
u—齿数比,对于斜齿轮5~65uu≤=,取。
所以:
1
754d≥⨯
1
754=⨯
16.08mm
=2.3确定中心距
(
(12
12
12
a=
2
2
2cosvnmZZ
mZZddβ
+++=
=
式中:
1Z—小齿轮的齿数;
2Z—大齿轮的齿数;β—齿轮的螺旋角;
nm—斜齿轮的模数。
对于软尺面的闭式传动,在满足齿轮弯曲强度下,选取1Z=36,则21525125ZiZ==⨯=;
螺旋角β,一般情况下在8~15︒︒,当制造精度较高或对振动、噪音有要求的齿轮,可取10~20β︒︒=,或者更大值。
本设计为一般要求,所以初选16β︒=
斜齿轮的模数11
cos59.72cos161.5936
ndmZβ︒
⨯=
==,
由渐开线圆柱齿轮第一系列,取nm=2
所以:
((12236154a=
197.652cos2cos16
nmZZmmβ
︒
+⨯+=
=⨯
取中心距a=200mm,
(
(
122.225125cos0.97522140
nmZZa
β+⨯+=
=
=⨯
所以'
''
181141β=︒,符合其条件10~20︒︒。
2.4齿轮弯曲疲劳强度的校核
lim
m
in
FST
FPN
X
FYYYSσσ=
式中:
STY—试验齿轮的应力修正系数,取ST
Y=2;
l
im
Fσ—试验齿轮的齿根的弯曲强度极限应力,
lim1lim2220200FFMpaMpaσσ==、;
minFS—弯曲强度的最小安全系数,取minFS=1.3;
NY—弯曲疲劳强度寿命系数,取N
Y=1;
X
Y—弯曲疲劳强度的计算尺寸系数,取XY=1.
所以:
lim11min
lim22min
2202115801.3200211307.691.3
FST
FPNXFFST
FPNXFYYYMpa
SYYYMpa
Sσσσσ⨯=
=⨯⨯=⨯=
=
⨯⨯=
又因为
112
2
1
1
20002000FFSFSFpnnKTKTYYYYYbmZbmZεβεβσσ=
=
≤
式中:
FSY—外齿轮的符合齿形系数;
Yεβ
—螺旋角系数。
(其他字符的意义同前。
13
233642
cos154180
cosvvZZββ
=
==
=
由教材图5—25可得:
14.03FSY=、23.94FSY=
12111.883.2cosZZαεβ⎡⎤⎛⎫=-+⎢⎥⎪⎝⎭⎣
⎦
+
1.76=
121'
''
12236175.80
coscos(181141
(5~1084
ndd
mZbdbbψψβ
⨯===⨯
=︒=+=
由教材图5—40可得,螺旋角系数0.58Yεβ=。
所以:
1112
1
2000FFSnKTYYbmZεβσ=
12
2000
1.5
131.44
4.030.58
76.2084236
FPMpaσ⨯⨯=
⨯⨯=<⨯⨯
22222
2
2000FFSnKTYYbmZεβσ=
22
2000
1.5
543.66
3.940.58
79.61762154
FPMpaσ⨯⨯=
⨯⨯=<⨯⨯
综上所述,两齿轮符合强度条件。
2.5齿轮结构设计
2.5.1计算齿轮分度圆直径
小齿轮:
11'
''
23675.80coscos(181141
nmZdβ
⨯=
=
=︒mm
大齿轮:
22'''
2154
324.21coscos(181141
nmZdβ
⨯=
=
=︒mm
2.5.2齿轮宽度
按强度计算要求,取齿宽系数
d
ψ
=1,则齿轮的宽度为
2176dbdmmψ==
圆整后小齿轮的宽度为184bmm=,大齿轮的宽度为
276bmm
=
2.5.3齿轮的圆周速度
11
13.1475.8970
3.8510/601000
601000
dnvmsπ⨯⨯==
=⨯⨯(满足精度要
求
2.5.4齿轮的相关参数如下表
3轴的设计计算
3.1轴的材料选择和最小直径估算
3.1.1轴的材料选用45号钢,调质处理。
3.1.2高速轴和低速轴直径
初算直径时,若最小直径段开于键槽,应考虑键槽对轴强度的影
响,当该段截面上有一个键槽时,d增加5%~7%,两个键槽时,d增加10%~15%,有教材表12-2,高速轴1110C=,低速轴2110C=。
同时要考虑电动机的外伸直径d=38mm。
所以11.051101.0526.36dCmm
==⨯
=
221.051101.0542.32dCmm==⨯
=
结合电动机的外伸直径d=48mm,初选LT8联轴器
4884
5843
864884
JGBJ⨯-⨯,所以初确定
1248ddmm==3.2轴的结构设计
3.2.1高速轴的结构设计
3.2.1.1各轴段径向尺寸的初定
11.051101.0526.36dCmm==⨯
=
结合电动机的外伸直径d=48mm,初选LT6联轴器
4884
584386
4884
JGBJ⨯-
⨯所以取148dmm=;
253dmm=;
355dmm=
由此直径确定轴承,选择深沟球轴承6207/2761994GBT-,其具体尺寸如下表:
4664d
d==;
5d=小齿轮;7355mmdd==。
3.2.1.2各轴端轴向尺寸的初定
182mml=;(联轴器的轴孔长度为82mm257mml=;
348mml=;
412mml=;
570mml=;(小齿轮的宽度为50mm
68mml=;721mml=。
3.2.2低速轴的结构设计
3.2.2.1各轴段的径向尺寸的初定
11.051101.0526.36dCmm==⨯
=
结合电动机的外伸直径d=48mm,初选LT8联轴器
4884
584386
4884
JGBJ⨯-
⨯所以取148dmm=;
21553ddmm=+=;
32255
ddmm
=+=;
由此直径确定轴承,选择深沟球轴承6211/2761994
GBT-,其具体尺寸如下表:
464mm
d=;
570mm
d=;
664mm
d=;
7355mm
dd
==。
3.2.2.2各轴段的轴向尺寸的确定
182mm
l=;(联轴器的轴孔长度为82mm
257mm
l=;
348mm
l=;
471mm
l=;(大齿轮的宽度为46m
57mm
l=;
68mm
l=;
721mm
l=。
3.3轴的强度校核(低速轴所受转矩大,且两轴的直径相差
很小,只校核低速轴
3.3.1求齿轮上的作用力的大小和方向
3.3.1.1齿轮上作用力的大小
222229550543.66n184.6/(543660/(
3353.752
2
tantan20
3353.751285.05cos0.9499
tan3353.750.32871102.33nPTNmdTN
N
N
αβ
β︒
=⨯
=====⨯
=⨯
==⨯=⨯=t2r2t2a2t2转矩:
圆周力:
F径向力:
FF轴向力:
FF
3.3.1.2齿轮上作用力的方向,方向如下图所示:
3.3.2求轴承的支反力
3.3.2.1水平面上支力
/23353.75/21676.88RARBFFN====t2F3.3.2.2垂直面上支力
'
2(52/(5222
RAdF=-⨯
+⨯⨯a2r2FF
324.21(1102.331285.0552/(5222
=-⨯+⨯⨯
798.62N=-
'
2(52/(5222
RBdF=⨯
+⨯⨯a2r2FF
=324.21(1102.331285.0552/(5222
⨯+⨯⨯
2083.53N=
3.3.3画弯矩图
3.3.3.1水平面上的弯矩
336210621676.8810103.97CRAMFNm--=⨯⨯=⨯⨯=3.3.3.2垂直面上的弯矩
''331621062(798.621049.51CRAMFNm--=⨯⨯=⨯-⨯=-
''
3
22
(5210
2
C
RA
dMF
-=⨯⨯+⨯
a2F
3
3
324.21[62(798.6210
208.2610]129.182
Nm--=⨯-⨯+⨯
⨯=
3.3.3.3合成弯矩
1
2
115.16165.82CC
MNmMNm
====
=
=
3.3.4画转矩图
2543.66TNm=
3.3.5画当量弯矩图
因单向回转,视转矩为脉动转矩,10[]/[]bbασσ-=,已知
650BMpaσ=,查表12-1可得10[]54[]93pabbMpaMσσ-==、
10[]/[]54/930.58bbασσ-===
剖面C处的当量弯矩:
'2'
11
356.26115.16C
CC
MNm
MMNm
=
=
====
3.3.6判断危险剖面并验算强度
3.3.6.1剖面C当量弯矩最大,而且直径与相邻段相差不大,故剖
面C为危险面。
已知'
21356.26[]54eCbMMNmMpaσ-===、
则
e13
356.2613.59[]540.1d
0.1eebMMMpaMpaW
σσ-=
=
=
==⨯3
(64
3.3.6.2剖面D虽仅受弯矩,但其直径最小,则该剖面为危险面。
2e130.58543.66315.3276.13528.51[]540.1d
0.1DD
DbMTNmMMMpaMpa
W
ασσ-=
==⨯==
==
==⨯3
(64
所以轴的强度足够。
4滚动轴承的选择与计算
4.1滚动轴承的选择
低速轴和高速轴的轴承段的直径1d=48,2d=48选用轴承,初选深沟球轴承6207/2761994GBT-6208/2761994GBT-,
4.2滚动轴承的校核
由于低速轴的转矩大于高速轴,同时低速轴和高速轴的直径相差很小,
由前面的计算可得
12816.072090.28RRFNFN
====
=
=
轴向力:
1102.33AFN==a2F转速:
n227.48/minr=
4.2.1求当量动载荷
由上图可知轴2未受轴向载荷,轴2受轴向载荷1AAFF=,则
22(pABpfXFYF=+合,由教材表14-12可得,1.2pf=,查有
关轴承手册可得3063072510rCN=⨯轴承。
轴2:
3
10/1102.33/25100.0441ArFC=⨯=,查表可得
0.24e=,可计算出11/0.303ARFFe=,
可得0.56,1.8XY==
2(1.2(0.562674.511.81102.334178.30pABPfXFYFN
=+=⨯⨯+⨯=合
轴1:
121.21857.342228.81pRPfFN==⨯=
21PP因,故仅计算轴承2的寿命即可
4.2.2求轴承寿命
333.510rCNε=⨯已知球轴承=3、则6
6
2
h1210
10
37760.79h60n60227.48L⨯=
==⨯3
3
3
C33.510
((P4178.30
按单班制计算每天工作8小时,一年工作365天,则
h1Y37760.79L12.98365
8365
L=
==⨯⨯年
(满足年限要求
5键连接的选择与计算
5.1键连接的选择
5.2键连接的校核
有教材表6-2可得键连接时的挤压应力p100Mpaσ⎡⎤=⎣⎦,由于低速
轴的转矩大于高速轴,而两者的直径相差很小,且对同一个轴来说,
只需校核短键,所以只需校核键1864⨯T1096-2003齿轮轴段的直径64dmm=;
键的长度641846lLbmm=-=-=;
键的接触高度0.50.5115.5khmm==⨯=;键转动的转矩2543.66TNm=则:
3
3
2pp2102543.661074.91005.54664
TMpaMpakld
σσ⨯⨯⨯⎡⎤=
=
==≤⎣⎦⨯⨯
所以键连接符合强度要求
6联轴器的选择
6.1联轴器的选择
结合电动机的外伸直径d=48mm,高速轴和低速轴的最小直径,初选
LT8联轴器。
48845843864884
JGBJ⨯-⨯
6.2联轴器的校核
因为低速轴所受的转矩较大,只校核低速轴2606.75TNm=,考虑到转矩变化很小取1.3AK=。
所以21.3543.66706.758250acAaTKTTNm==⨯==
(联轴器符合其
强度要求
7润滑方式、润滑油牌号及密封方式的选择
7.1润滑方式的选择
润滑方式有两种:
νν当2~3m/s时,采用油润滑;
当2m/s时,采用指润滑.
1
2
3.1475.8970
3.852601000
6010003.14324.21227.48
3.852601000
601000
dndnππ⨯⨯===>⨯⨯⨯⨯=
=
=>⨯⨯12vm/s
vm/s
所以小齿轮大齿轮均采用油润滑。
7.2密封方式的选择
一般选用接触式密封,半粗羊毛毡垫圈。
8箱体及附件的结构设计和选择8.1箱体的结构尺寸
2、∆与减速器的级数有关,对于单级减速器,取∆=1;
3、0.025~0.030,软尺面取0.025,硬尺面0.030
4、当算出的δ和
δ小于8mm时,取8mm。
1
8.2箱体附件的选择
8.2.1窥视孔及窥视盖的选择
查表14-4,因为是单级150
a≤,则窥视孔及窥视盖的相关尺寸如下
8.2.2油标指示装置的选择
选择游标尺12(12,其具体尺寸如下表(mm
8.2.3通气器的选择
选择M20×1.5,其具体尺寸如下表(mm
8.2.4起吊装置的选择
减速器的重量为0.3KN,选用单螺钉起吊(最大起重为1.6KN,具
8.2.5螺塞和封油垫的选择
(以上所选的附件的具体图示在相应的教材上,画图时应结合教材画图。
9设计小结
匆匆的一周时间内夹杂着考试,我们结束了紧张的机械设计课程设计,设计就意味着实践,要求思考,从中我们得到了一次能力上的提升,因为使用AutoCAD做的图,也使我对这个软件有了更深的了解。
因为时间原因,艰巨的任务要求我们必须有坚定的信念,合理的支配时间,自主的设计。
同时,也是一次对以前知识的一次良好复习机会,通过查阅质料,我们切身感受到设计过程要严谨细致。
总之,通过这一周的实践,增强了自己应对问题的能力,加深了对设计理念的了解,系统的学习和复习了机械相关的知识。
从中受益匪浅,同时通过自己的努力最后完成了设计,打心底是痛快的,激动的。
10参考资料
1.唐增宝、何永然、刘安俊主编。
机械设计课程设计。
华中科技大学出版
社
2.黄华梁,彭文生主编。
机械设计基础。
高等教育出版
3.邓文英主编。
金属工艺学。
高等教育出版社
4.董怀武主编。
机械工程图学,武汉理工大学出版社
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