减速齿轮箱设计

1、一、传动装配的总体设计1.1 电机的选择11.2 求传动比21.3 计算各轴的转速、功率、转矩 2二、齿轮的设计2.1 原始数据32.2 齿轮的主要参数32.3 确定中心距42.4 齿轮弯曲强度的校核 52.5 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83.2 轴的结构设计83.3 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144.2 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155.2 键的校核15六、联轴器的选择6.1 联轴器的选择166.2 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

2、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178.2 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电动机功率的选择假设：Pw一工作机所需功率，kw;Pe 一电动机的额定功率，kW ；Pd 电动机所需功率，kw；电动机到工作机的总效率为n ,七、七、气、七分别为弹性连轴器、 闭式齿轮传动（齿轮精度为8级）、滚动轴承和共同的效率。则:PdFV10004800 2.51000Pe=Pw/轴承2齿轮叮联轴器叮= 12Kw卷筒查表可得：n.承=0.9

3、9、 =0.97、 n联轴黯=0.98、 n卷筒=0.96 轴承凶轮联轴命卷同所以： =言承止轸:轴器 卷筒= 0.99 *0.97 * 0.99 2 * 0.96 = 0.89 车田承 四轮联轴指卷同pd = pe = pw . = 1 2 / 0.8 91 Kw4 81.1.3电动机转速的选择以及型号的确定方案号电动机型 号额定功率(kw)同步转速(r/min )满载转速(r/min )总传动比1Y180L-61510009704.26辅助计算:= 227.48 r / min60 1000 v _ 60 1000 2.5二 D3.14 210i1nmnw970227.48= 4.26因为

4、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60 1000 v 60 10002.5227 48/ -w 二 D3.14210.nm970i = = i 齿=4.26nw227.481.3计算各轴的转速n、功率p、转矩T1.3.1各轴的转速U = nm - 970 r / m in n2 =匕=22,48 r /min1.3.2各轴的输入功率pi =Pd i =13.480.99 =13.35 Kwp2 = p1 2 3 =13.350.98 0.99 = 12.95 K

5、w1.3.3各轴的输入转矩p113.35= 131.44 N ，mT1 = 95501 =9550n1970p212.95T2 =9550- = 9550 = 543.66 N，mn2227.482齿轮的设计2.1原始数据材料牌号热处理方法强度极限a B / M pa屈服极限<rC / M pa硬度H BS45正火560200169217调质580220229286其中小齿轮45号钢调质，大齿轮45号钢正火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。H lim 77了 HPZ N ZW

6、S°H lim式中：§H lim 一试验齿轮的接触疲劳强度极限应力；Sh lim 接触强度的最小安全系数，取Sh lim =1.5；Z N 接触疲劳强度计算的寿命系数，取Zn=1.02;zw 一工作硬化系数，取Zw =1。由教材图5 29查得：小齿轮Uh lim 1 =580 M pa ；大齿轮"m 2 =560 M pa。H P1所以:H lim 1S °H lim3801.02 1 =258.4 M pa1.5_H lim 2 77H P 2 =Z N Z WSh lim5751.02 1 = 391.0 M pa1.5式中： z 一重合度系数，对丁

7、斜齿轮传动Zz =0.750.88 ,取z& =0.80;K 一载荷系数，一般近视取 k=1.31.7，因是斜齿轮传动，故 k取小K =1.5；d-齿宽系数，对丁软尺面（350hbs ）,齿轮相对丁轴承一 甲一甲对称布置时，d=0.81.4,取 d =1;U 一齿数比，对于斜齿轮u壬56,取u=5。所以:d1 - 754/20.85=7543258.4 /1Y3 2 58毛 50.9、5 )2.3确定中心距d1 d2 mv Z1 Z 2 mn Z 1 Z 2a=222 cos :式中：Z1小齿轮的齿数；Z2一大齿轮的齿数；'一齿轮的螺旋角;mn 一斜齿轮的模数。对丁软尺面的闭式

8、传动，在满足齿轮弯曲强度下，选取Zi =36, WJ Z2 =iZ1 =5X 25 =125 ;螺旋角P , 一般情况下在8七15°,当制造精度较高或对振动、 噪音有要求的齿轮，可取 E =10 ° 20。，或者更大值。本设计为一 般要求，所以初选=16斜齿轮的模数mn = =59 = 1.59，由渐开Z136线圆柱齿轮第一系歹0,取mn =2mn Z1 Z2236154所以：a= : = = 197.65 mm2 cos ：2 cos16取中心距a=200 mm,mn Z1 Z22.225 125cos - = = = 0.9752a2 140-''

9、9;所以P =18°11 41 ,符合其条件1020。2.4齿轮弯曲疲劳强度的校核F l i Y S T,。F p = Y Y XSf m i n式中：Yst 一试验齿轮的应力修正系数，取 Yst =2;b F l i广试验齿轮的齿根的弯曲强度极限应力，Flim 1 = 220 Mpa、bFlim 2 = 200 M pa ;SFm i厂弯曲强度的最小安全系数，取 SFmin =1.3；Yn 一弯曲疲劳强度寿命系数，取 Yn =1 ；23YX 一弯曲疲劳强度的计算尺寸系数，取 Yx=1.所以:y、-F lim 1 ' ST、FP 1 =YN YXS匚F min22021 1

10、= 580 M1.3paFP 2"im2YSTYn YxSFmin20021 1 = 307.691.3M pa乂因为2000 KT12 bm n ZiYfsYY：2000 KT12 YfsY ! _ Fp bmn Z1式中：Yfs 一外齿轮的符合齿形系数；一螺旋角系数。（其他字符的意义同前。）36Z vl =3 _- 42cos -154Zv2 = =180cos -由教材图 5 25可得：Yfsi = 4.03、Yfs2 =3.941.88 - 3.2ZiZ2刀b2ddi ='bd=75.80 cos(18 1i 41 )bi=b2 (5 - 10) = 84由教材图5-

11、40可得，螺旋角系数丫我=0.58 。2000 KT1所以：'Fl =YFS1Y :bmn Zi2 0 0 01 . 51 3 1.4 42 4.038 423 60.587Mp 0。FPi2000 KT22bmn Z2YFS2Y ：22 0 0 01 . 55 4 3.6 63.9 4 0.5 87I9 ps6 1 二 FP 2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,mnZ12 36小齿轮： d1 = =:= 75.80 mmcos I ： cos(18 11 41 ),mnZ22 154大齿轮： d2 = =；= 324.21 mmcos ：

12、cos(18 11 41 )2.5.2齿轮宽度一、一一，甲，按强度计算要求，取齿宽系数d=1,则齿轮的宽度为b2 = d d1 = 76 mm圆整后小齿轮的宽度为b=84mm ,大齿轮的宽度为 b2 =76 mm2.5.3齿轮的圆周速度r: d1n160 10003.1475.8970=3伊10 m / s (满足精度要60 1000求)2.5.4齿轮的相关参数如下表名称代号单位小齿轮大凶轮中心距amm200传动比i4.26模数mnmm2螺旋角p-cos(18 11 41 ) 19 *2736''变位系数X0齿数Z36154分度圆直 径dmm75.80324.21齿顶圆直 径d

13、 adamm79.80328.21齿根圆直 径d fmm70.80319.21齿宽bmm84763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，若最小直径段开丁键槽，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 "110 ,低速轴C2 =110 。同时要考虑电动机的外伸直径 d=38mm。P113.35所以 d1 = C1 3 1.05 =110"二 1.05 = 26.36 mmB12.95一d2=C2 31.05

14、= 110 31.05 = 42.32 mm n2 227.48结合电动机的外伸直径d=48mm ,初选LT8联轴器J 4 88 4GB5 8 4-38,所以初确正 d1 = d2 = 48 mm J 4 88 43.2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结合电动机的外伸直径d=48mm ,初选LT6联轴器J4 88 4GB5843 8 6J4 88 4所以取d1 = 48mm ；d 2 = 53 mm ；d 3 = 55 mm由此直径确定轴承，选择深沟球轴承6207 G B / T 276 -1994其具体尺寸如下表：基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定负

15、荷/kn极限转速r/mindDBsmindaminD a m axras maxCrC 0r脂油55100211.564911.543.229.260007500d4 = d6 = 64 ；d5 =小齿轮；d 7 = d 3 = 55m m 。3.2.1.2各轴端轴向尺寸的初定11 =82m m ;（联轴器的轴孔长度为 82mm）12 = 5 7 m m13 = 4 8 m m14 =1 2 m m% = 7 0 m m （小齿轮的宽度为 50mm）16 = 8 m m;17 = 2 1 m m3.2.2低速轴的结构设计3.2.2.1各轴段的径向尺寸的初定P13.35dC"-1 1.

16、05=110.3.： 1.05 = 26.36 mm结合电动机的外伸直径d=48mm ,初选LT8联轴器J4 88 4GB584J 8 6J4 88 4所以取d1 = 48mm ；d2 = d15 = 53 mm；由此直径确定轴承，选择深沟球轴承6211 GB /T276 -1994，其具体尺寸如下表：基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定负荷/kn极限转速r/mindDBsmindaminD a m axas maxCC 0r脂油55100211.5691011.547.832.856007000d 4 = 64m m ; d5 = 7 0 m m d6 =64 m md7 = d3 = 55

17、m m。3.2.2.2各轴段的轴向尺寸的确定li =82m m ；（联轴器的轴孔长度为82mm）12 = 5 7 m m13 = 4 8 m m14 = 7 i m m （大齿轮的宽度为46m）15 = 7 m m；16 = 8 m m;17 = 2 1 m m3.3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_,P2转矩：T2 = 9550 X 二=543.66 N mn2d2184.6圆周力：Ft2 =T2 / (二)= 543660 /()=3353.75 N22,tantan 20径 向力：F

18、r2 =扁 x = 3353.75 x=1285.05 Ncos ：0.9499轴 向力：Fa2 =Ft2 xtan E = 3353.75 x 0.3287 =1102.33 N3.3.1.2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Fra =Frb =Ft2 /2 = 3353.75 /2 = 1676.88 N RA RD3.3.2.2垂直面上支力Fra'=( 一Fa2 色 Fr2 52) /(522)2324.21= (-1102.33 1285.0552) / (52 2)2-798.62 Nd 2Frb = (Fa2 Fr2 5

19、2) /(522)2324.21= (1102.33 1285.0552) / (52 2)2Ft2Fa2Fr2525249.51Nm.82Nm115T2=543.66NmFrbFa2F r2103.97Nm129.18Nm115.16Nm384.64Nmfrb327.28Nm3.3.3画弯矩图3.3.3.1水平面上的弯矩33Me =62 Fra 10 一 = 62 1676.8810 一 = 103.97 Nm3.3.3.2垂直面上的弯矩Me'1 =62 Fra' 10 旦=62 (798.62)10 * = 49.51 Nm3 一cl?、M c 2 = ( 5 2 F r

20、a 1 P 唱一)23324.213= 62(-798.62)10 一 208.26 10 一 =129.18 Nm23.3.3.3合成弯矩M e 1 = M e2M C； = ., (103.97) 2(-49.51) 2 = 115.16 NmM e 2 = , M e2M e 22 = (103.97) 2(129.18) 2 =165.82 Nm3.3.4画转矩图T2 = 543.66 Nm3.3.5画当量弯矩图因单向回转，视转矩为脉动转矩，a =Qb/3 0b ,已知bB=650 Mpa，查表 12-1 可得bb=54Mpa、b0b=93Mpa,:-=。旦b/db = 54/93 =

21、 0.58剖面C处的当量弯矩：M C2 = .；M C22(: T2)2 = (165.82) 2(0.58543.66) 2 =356.26 NmMc'1 = ；'；'Mc12(: T2)2 =M e 1 =115.16 Nm3.3.6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。一， ,已知 M e = M e 2 =356.26 Nm、Jb=54MpaM M 356.26;二= =3 =13.59 M pa - 1 九=54M paW 0.1d0.1 x( 64)一3.3.6.2剖面D虽仅受弯矩，但其直径最小，

22、则该剖面为危险面。MD = (: T2)2 = ： T2 = 0.58 543.66 = 315.32 NmM d M d 76.135 e = = =3 = 28.51 M pa ，. 1 b = 54 M paW 0.1d0.1 x( 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d1 =48, d2 =48选用轴承，初选深沟球轴承 6207 G B /T 276 -1994 6208 G B / T 276 1994 ,4.2滚动轴承的校核由丁低速轴的转矩大丁高速轴，同时低速轴和高速轴的直径相差很小, 所以只需校核高速轴的深沟球轴承。Fa由

23、前面的计算可得Fr1 = '；Fra2Fra'2 = ：；(1676.88) 2 - (798.62) 2 =816.07 NFR2 =、'：Frb2Frb'2 = ：(1676.88) 2(2083.53) 2 = 2090.28 N轴向力：Fa =Fa2 = 1102.33 N转速：n = 227.48 r / m in4.2.1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Fai = Fa，则P2 = fp(XFB 合 +YFa2),由教材表 14-12 可得，fp =1.2 ,查有 关轴承手册可得6307轴承C0,=25x103N 。轴 2 :

24、Fai /Co=1102.33 / 25 x 10 3 = 0.0441,查 表可得e = 0 . 2,可计算出 Fa1 / Fr1 = 0.303 A e ,可得 X = 0.56, Y =1.8P fp (XF b+YFa) =1.2 X (0.56 X 2674.51 + 1.8 K1102.33) = 4178.30 N轴 1： P = fpFR2 =1.2 X1857.34 = 2228.81 N因P2 A R,故仅计算轴承2的寿命即可4.2.2求轴承寿命已知 球轴承谷=3、Cr= 33.5 X103 N贝ULhi1060n60 227.4810333.5103)=37760.79h

25、4178.30按单班制计算每天工作8小时，一年工作365天，则L 丫 = 37760.79 =12.9年(满足年限要求)8 3658 3655键连接的选择与计算5.1键连接的选择选择普通平键,轴代号公称直径必mm公称尺寸b 乂 h(mm mm)长度L(mm)深度(mm114 X74GB/T1096-2003445014X 9745.0218 X64GB/T1096-2003586518X 11645.05.2键连接的校核有教材表6-2可得键连接时的挤压应力crp = 100 M pa ,由丁低速轴的转矩大丁高速轴，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18 X64

26、T1096-2003齿轮轴段的直径d =64 mm ； 键的长度 l =L _b =64 _18 =46mm ; 键的接触高度 k =0.5 h =0.5 11 =5.5 mm ;键转动的转矩T2 =543.66 Nm 33m2T2 102 543.6610贝U ： p = = = 74.9 M pa p =100 M pa _kld5.5 46 64-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。J 48 84 G B 5843 -86 J 48 846.2联轴器的校核因为低速轴所受的转矩较大，只校核低

27、速轴T2 = 606.75 Nm ,考虑到转矩变化很小取Ka =1.3。所以 丁弘=K aT2 =1.3 x 543.6 6= 7 0 6.7 58Ta = 25N）m （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润滑方式的选择当V A 23m/s时，采用油润滑； 润滑方式有两种：一当v Y 2m/s时，米用指润滑. dn13.1475.8970v1 = = = 3.85 2m/s60 100060 1000二 dn23.14324.21227.48,V2 = = 3.852 m/s60 100060 1000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

28、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箱体的结构尺寸减速器铸造箱体的结构尺寸表名称符号结构尺寸（mm齿轮减速器箱座（体）壁厚68箱盖壁厚&8箱座、箱盖、箱底座凸缘的厚度b,bi, b2b =1.5& =12, 0 =1.5 & =12, b2 =2.5 6 =2020箱座、箱盖的肋厚m, mim = 8, m =8轴承旁凸台的高度和半径h,R iH由结构要求来确定轴承座的外径D2凸缘式：140D2=D+5 d3=125地脚螺钉直径与数目d f单击减速 器a200nd f16通孔直径df20沉头座宜径Do45底座凸缘直径Ci min,25C 2 min,23连接螺 栓轴承旁连接螺栓直径did = 0.75 d f =12箱座、箱盖连接螺栓 直径d2d2 =0.5df =8，螺栓的问距 1 =180连接螺栓直径d14通孔直径, d15.5沉头座直径D30凸缘尺寸Ci min,22C2min,18定位销直径dd3 = 0.8 d2 =6.4轴承盖螺钉直径d3d3 =0.5 df =8视空盖螺钉直径d4d4 = 0.5d f = 6.4吊环螺钊宜径d5有减速器的重量来确定箱体外壁至轴承座断面的距离I111 =C1 +C2 +8 =48大凶轮顶圆与相体内壁的距离A10齿轮断面与箱体内壁的距离W10备注：1、a值代