减速箱课程设计

1、目录一选择电动机21.选择电机功率3二传动装置总传动比及其分配31.计算总传动比32.传动装置的运动和动力参数的计算3三齿轮设计41.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数42.按齿面接触疲劳强度计算43.按齿根弯曲疲劳强度计算64.几何尺寸计算8四齿轮设计（第二对）81.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数82.按齿面接触疲劳强度计算83.按齿根弯曲疲劳强度计算104.几何尺寸计算12五轴计算121.按扭转强度条件计算122. 选取联轴器133.选取轴承134.校核键135.选取轴承座13六低速轴的设计141、作用在大齿轮上的力142支反力F，弯矩M，总弯矩，扭矩T143按弯矩合成应力校核轴的强度

2、154、精确校核轴的疲劳强度15七轴承寿命计算171.求两轴受到的径向载荷172.求轴承当量动载荷173.验算轴承寿命18八键连接的校核181、低速轴与联轴器配合的键连接182、高速轴与电机配合的键连接183、低速轴与大齿轮配合的键连接184、中速轴与小齿轮配合的键连接195、中速轴与大齿轮配合的键连接196、高速轴与小齿轮配合的键连接19一选择电动机1.选择电机功率查表P11 2-4平带传动效率=0.95滚筒输出功率P=F1000=查表P11 2-4选取 圆柱齿轮1=0.96 齿式联轴器2=0.99 滚动轴承3=0.98 总=12×22×33=0.85n=0.65

3、5;1000×60300×=41.38r/min查表P7 2-2 减速箱传动比i总=840nd'=n×i1=331.041655.2查表P217 20-1 可见同步转速 750 r/min 1000 r/min 1500 r/min 3000 r/min 选取750 r/min的传动比小，电机型号Y160M1-8，满载转速720r/min二传动装置总传动比及其分配1.计算总传动比i=nmn=72041.38=17.4同轴式圆柱齿轮减速器i1=i2=i=17.4=4.172.传动装置的运动和动力参数的计算1）各轴转速n1=41.38r/minn2=41.38

4、×4.17=172.6r/minn3=172.6×4.17=720r/min2)各轴输入功率P0=Ped=3.3kwP1=P0÷32÷2=kwP2=P1÷32÷12=3.69kwP3=P2÷32÷2=3.88kw3)各轴输入转矩T1=9550P1n1=800.8NmT2=9550P2n2=204NmT3=9550P3n3=51.5Nm三齿轮设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1）按图所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角=20°2）带式传动为一般工作机器，参考表10-6，选7级精度材料选择，由表

5、10-1，小齿轮40Cr,齿面硬度280HBS，大齿轮45钢，齿面硬度240HBS4）选小齿轮齿轮数z1=24，大齿轮齿数z2=uz1=4.17×24=100.08取z2=1012.按齿面接触疲劳强度计算1）小齿轮分度圆直径d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZH)2确定公式中各参数值KHt=1.3根据前面计算T1=51.5Nm由表10-7选取齿宽系数d=1由P220图10-20查得区域系数ZH=2.433由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.9MPa1/2计算重合度系数Zt=arctantann/cos=arctantan20°/cos14°=20

6、.562°at1=arccosz1cost/z1+2han*cos=arccos24cos20.562°/24+2×1×cos14°=29.974°at2=arccosz2cost/z2+2han*cos=arccos101cos20.562°/101+2×1×cos14°=23.272°=z1tanat1-tant'+z2tana2-tant'2=24tan29.974°-tan20.562°+101tan23.272°-tan20.56

7、2°2=1.654=dz1tan=24tan14=1.905Z=4-31-+=4-1.65431-1.905+1.9051.654=0.666螺旋角系数ZZ=cos=cos14°=0.9852)试算小齿轮分度圆直径查表10-5ZE=189.8d1t32KHtT1du+1uZHZEZZH2=32×1.3×51.5×103110124+1101242.433×189.8×0.985×0.6665232=38.19（2）调整小齿轮分度圆直径圆周速度vv=d1tn160×1000=×38.19×

8、;72060×1000=1.414m/s齿宽bb=dd1t=1×38.19=38.19(3)计算实际载荷系数KH×查表10-2 使用系数KA=1根据v=1.447m/s 7级精度 由图10-8得 KV=1.05圆周力Ft1=2T1d1t=2×5.51×10438.19=2.886×103KAFt1b=2.886×10338.19=75.6N/mm<100N/mm查表10-3KH=1.4载荷系数查表10-4插值法，查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置KH=1.419载荷系数为KH=KAKVKHKH=2.086(4)按实

9、际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=38.19×32.0861.3=44.71相应的齿轮模数mn=d1cosz1=44.71×cos14°24=1.808mm3.按齿根弯曲疲劳强度计算（1）计算齿轮模数mnt32KFtT1YYcos2dz12YFaYsaF试选载荷系数KFt=1.3计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yb=arctantancost=arctantan14°cos20.562°=13.14°av=acosb2=1.654cos13.14°2=1.744Y=0.25+0.75av=0.68计算弯曲疲劳强

10、度的螺旋角系数YY=1-120°=1-1.90514120=0.778计算YFaYsaF由当量齿数zv1=z1cos3=24cos14°3=26.27 zv2=z2cos3=101cos14°3=110得齿形系数 YFa1=2.62 YFa2=2.15查图10-18应力修正系数 YSa1=1.6 YSa2=1.82YFa1Ysa1F1=2.62×1.6303.57=0.0138YFa2Ysa2F2=2.22×1.78238.86=0.0165YFaYsaF=YFa2Ysa2F2=0.0165(2)试算齿轮模数mnt32KFtT1YYcos2dz

11、12YFaYsaF=mnt32×1.3×5.15×104×0.68×0.778×cos14°22420.0165=1.241mm(3)调整齿轮模数1)计算前数据准备圆周速度vd1=mntZ1cos=1.241×24/cos14°=30.7mmv=d1tn160×1000=×30.7×72060×1000=1.157m/s齿宽bb=dd1t=1×30.7=30.7齿高h及宽高比b/hh=2han*+cn*mnt=2×1+0.25×1.24

12、1=2.792mmbh=30.72.792=112)计算实际载荷系数根据v=1.157m/s 7级精度 由图10-8得 KV=1.04由Ft1=2T1d1t=2×5.51×10430.7=3.4×103KAFt1b=3.4×10330.7=109.28N/mm>100N/mm查表10-3 得齿间载荷分配系数KF=1.2载荷系数查表10-4插值法，查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置KH=1.414载荷系数为KF=KAKVKFKF=1×1.04×1.2×1.414=1.7653)按实际载荷系数算得齿轮模数mn=mnt3

13、KFKFt=1.24131.7651.3=1.374mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取mn=1.5mm；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=44.71mm计算小齿轮的齿数。z1=d1cosmn=44.71cos14°/1.5=28.92取z1=29，则z2=uz1=4.17×29=122，z1，z2互为质数.4.几何尺寸计算(1)计算中心距a=z1+z2mn2cos=29+122×1.52cos14°=116.717mm考虑模数从1

14、.374mm增大圆整至1.5mm，为此将中心距减小为115mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arccosZ1+Z2mn2a=arccos29+122×1.52×116.717=14°(3)计算小，大齿轮的分度圆直径d1=z1mncos=29×1.5cos14°=44.83mmd2=z2mncos=122×1.5cos14°=188.6mm(4)计算齿轮宽度b=dd1=1×44.83取b2=45mm b1=50mm四齿轮设计（第二对）1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1）按图所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动

15、，压力角=20°2）带式传动为一般工作机器，参考表10-6，选7级精度3）材料选择，由表10-1，小齿轮40Cr,齿面硬度280HBS，大齿轮45钢，齿面硬度240HBS4）选小齿轮齿轮数z1=24，大齿轮齿数z2=uz1=4.17×24=100.08取z2=1012.按齿面接触疲劳强度计算1）小齿轮分度圆直径d1t32KHtT2du+1u(ZHZEZH)2确定公式中各参数值KHt=1.3根据前面计算T2=204Nm由表10-7选取齿宽系数d=1由P220图10-20查得区域系数ZH=2.433由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.9MPa1/2计算重合度系数Zt

16、=arctantann/cos=arctantan20°/cos14°=20.562°at1=arccosz1cost/z1+2han*cos=arccos24cos20.562°/24+2×1×cos14°=29.974°at2=arccosz2cost/z2+2han*cos=arccos101cos20.562°/101+2×1×cos14°=23.272°=z1tanat1-tant'+z2tana2-tant'2=24tan29.974&#

17、176;-tan20.562°+101tan23.272°-tan20.562°2=1.654=dz1tan=24tan14=1.905Z=4-31-+=4-1.65431-1.905+1.9051.654=0.666螺旋角系数ZZ=cos=cos14°=0.9852)试算小齿轮分度圆直径查表10-5ZE=189.8d1t32KHtT2du+1uZHZEZZH2=32×1.3×204×103110124+1101242.433×189.8×0.985×0.6665232=60.425（2）调整小

18、齿轮分度圆直径圆周速度vv=d1tn160×1000=×60.425×172.660×1000=0.5m/s齿宽bb=dd1t=1×60.425=60.425(3)计算实际载荷系数KH×查表10-2 使用系数KA=1根据v=4.245m/s 7级精度 由图10-8得 KV=1.13圆周力Ft1=2T2d1t=2×204×10360.425=6.752×103NKAFt1b=1×6.752×10360.425=111.7N/mm>100N/mm查表10-3KH=1.2载荷系数查表1

19、0-4插值法，查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置KH=1.419载荷系数为KH=KAKVKHKH=1×1.419×1.2×1.13=1.924(4)按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=60.425×31.9241.3=68.86mm相应的齿轮模数mn=d1cosz1=68.86×cos14°24=2.784mm3.按齿根弯曲疲劳强度计算（1）计算齿轮模数mnt32KFtT1YYcos2dz12YFaYsaF试选载荷系数KFt=1.3计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yb=arctantancost=arctantan

20、14°cos20.562°=13.14°av=acosb2=1.654cos13.14°2=1.744Y=0.25+0.75av=0.68计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY=1-120°=1-1.90514120=0.778计算YFaYsaF由当量齿数zv1=z1cos3=24cos14°3=26.27 zv2=z2cos3=101cos14°3=110得齿形系数 YFa1=2.62 YFa2=2.15查图10-18应力修正系数 YSa1=1.6 YSa2=1.82YFa1Ysa1F1=2.62×1.6303.57=

21、0.0138YFa2Ysa2F2=2.22×1.78238.86=0.0165YFaYsaF=YFa2Ysa2F2=0.0165(2)试算齿轮模数mnt32KFtT1YYcos2dz12YFaYsaF=mnt32×1.3×204×103×0.68×0.778×cos14°22420.0165=1.963mm(3)调整齿轮模数1)计算前数据准备圆周速度vd1=mntZ1cos=1.963×24/cos14°=48.554mmv=d1tn160×1000=×48.554×

22、;172.660×1000=0.439m/s齿宽bb=dd1t=1×60.425=60.425齿高h及宽高比b/hh=2han*+cn*mnt=2×1+0.25×1.963=4.417mmbh=48.5544.417=112)计算实际载荷系数根据v=1.157m/s 7级精度 由图10-8得 KV=0.4由Ft1=2T1d1t=2×204×10348.554=8.4×103NKAFt1b=8.4×10348.554=173.07N/mm>100N/mm查表10-3 得齿间载荷分配系数KF=1.2载荷系数查表1

23、0-4插值法查得KH=1.414结合b/h=11，查图10-13得KF=1.35载荷系数为KF=KAKVKFKF=1×1.04×1.2×1.35=0.64823)按实际载荷系数算得齿轮模数mn=mnt3KFKFt=1.96330.6481.3=1.556mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取mn=2mm；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=68.86mm计算小齿轮的齿数。z1=d1cosmn=68.86cos14°/2=33.41取z1

24、=34，则z2=uz1=4.17×34=143，z1，z2互为质数.4.几何尺寸计算(1)计算中心距a=z1+z2mn2cos=34+143×22cos14°=182.42mm考虑模数从1.556mm增大圆整至2mm，为此将中心距减小为180mm校核前面一对齿轮Z1=45 Z2=188(2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arccosZ1+Z2mn2a=arccos34+143×22×180=10.5°(3)计算小，大齿轮的分度圆直径d1=z1mncos=34×2cos10.5°=69.2mmd2=z2mncos=14

25、3×2cos10.5°=290.9mm(4)计算齿轮宽度b=dd1=1×69.2取b2=70mm b1=75mm五轴计算1.按扭转强度条件计算查机械设计P366 表15-3轴的材料为45Crt=45A0=395500000.2t=102d1A03P1n1=10233.88720=17.88mmd2A03P2n2=10233.69172.6=33.3mmd3A03P3n3=10233.4741.38=44.65m2. 选取联轴器查机械设计课程设计P174 选取联轴器型号GYS2-Y型 孔径d=20mm，轴孔长度L=52mmGY6-J1型 孔径d=38mm，轴孔长度L

26、=60mm3.选取轴承查机械设计课程设计P153-154 深沟球轴承 选取轴承型号6004 d=20mm D=42MM B=12mm6005 d=25mm D=47MM B=12mm6007 d=35mm D=62MM B=14mm6009 d=45mm D=75MM B=16mm轴间选取0.1d4.校核键查机械设计P106 表6-15.选取轴承座查机械设计课程设计P25a=180mmdf=0.036a+12=180×0.036+12=18.48mmd1=0.75×df=13.86mmd2=0.5×df=9.24mm查机械设计课程设计P91表9-96005 d=2

27、5mm D=47MM B=12mmd3=6d0=6+1=7D0=D+2.5d3=47+15=62D2=D0+2.5d3=77e=1.2d3=7.2e1eD4=D-1015=47-10=37六低速轴的设计1、作用在大齿轮上的力 圆周力Ft=2T3d2=800.8×103Nmm286mm=2800N 径向力Fr=Fttanncos=2800×tan20°cos10.5°=1036N轴向力Fa=Frtan=tan10.5°×1036=192N第六段轴中点到齿轮中点距离L1=47.75mm轴承中点到齿轮中点的距离L2=72.5mm齿轮中点到轴

28、承中点的距离L3=101mm2支反力F，弯矩M，总弯矩，扭矩TFNH1+FNH2=FtFNH1L2=FNH2L3FNH1+FNH2=2800NFNH172.5=FNH2101FNH1=1630NFNH2=1170NMH=FNH1L1=77832.5NmmMH=FaD2=192×290.9=27456Nmm FNV1+FNV2=FrFNV1L2-FNV2L3=MaFNV1+FNV2=1036NFNV172.5-FNV2101=27456NFNV1=761.3NFNV2=274.7NMV1=72.5FNV1=55194NmmMV2=-101FNV2=-27744.7NmmM1=MH2+M

29、V12=95416.5NmmM2=MH2+MV22=82629.7Nmm查机械设计P358表15-140Cr-1=70MPa3按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核是，通常只取校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据所求数据，以及轴单向旋转，扭转应力为脉动循环变应力，取ca=M12+T32W=800.8×103×0.62+95416.520.1×72.53=12.85<-14、精确校核轴的疲劳强度抗弯截面系数W=0.1d3=0.1×72.53=38107.8mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2×72.53=76215.6mm3截面

30、4左侧的弯矩 M=M1×72.5-35.572.5=48695Nmm截面4上的扭矩 T3=800.8×103截面上的弯曲应力 b=MW=1.28MPa截面上的扭转切应力T=T3WT=10.5MPa查机械设计P358表15-1轴材料为40Cr，调质处理抗拉强度极限=735MPa弯曲疲劳极限=355MPa扭转疲劳极限=200MPa 截面上由于轴肩而形成的的理论应力集中系数rd=550=0.1Dd=5045=1.1查机械设计40附表3-2=1.56=1.59查机械设计P41附图3-1轴的材料敏性系数 q=0.82q=0.85有效应力集中系数K=1+qq-1=1.459K=1+qq

31、-1=1.5查机械设计P42附图3-2尺寸系数 查机械设计P43附图3-3扭转尺寸系数 查机械设计P44附图3-4轴按磨削加工，表面质量系数 轴未经表面强化处理 综合系数 40Cr的特性系数取 取安全系数故可知其安全截面4左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面4左侧的弯矩 截面4上的扭矩 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力过盈配合处的（机械设计P43附表3-8）取轴按磨削加工，表面质量系数 （机械设计P44附图4-4）综合系数 安全系数故可知其安全七轴承寿命计算1.求两轴受到的径向载荷Fr1V=Fre×72.5-Fae×286272.5+101=274.7NFr2V=Fr-

32、Fr1V=761.3NFr1H=72.572.5+101Ft=1170NFr2H=Fte-Fr1H=1630NFr1=Fr1H2+Fr1V2=274.72+11702=1202NFr2=Fr2H2+Fr2V2=761.32+16302=1799N2.求轴承当量动载荷查机械设计课程设计P154 深沟球轴承 6009 C0=14.8KNFa=192NFaC0=19214.8=0.013FaFr1=1921202=0.16<eFa2Fr2=1921799=0.11<0.22查机械设计P317 表13-5 对轴承1 X=1 Y=0对轴承2 X=1 Y=0P1=Fd=1803NP2=Fa=2698.5N3.验算轴承寿命理论寿命 Ln=2×8&#