减速箱分析与计算

1、我的设计任务为：工作拉力F：1800N；运输带工作速度v=1.3m/s；运输带滚筒直径D=300mm注：本实验平台的参数化箱体零件适用于端盖直径均不大于130mm，两盖中心距不大于170mm的减速箱，如超出此范围需手动改模型。按照以下提示确定减速箱各零件参数：一、选择电动机1、选择电动机类型圆周速度v:v=1.3m/s工作机的功率pw:FXV1800X1.3而厂=2.34KW.叶1000电动机所需工作功率为:234CL833=281KW工作机的转速为:60X1000V口=nXD60X1000X1.3=82.8r.minJLX002、确定电动机功率,确定电动机转速.经查表按推荐的传动比合理范围，

2、V带传动的传动比i=24,一级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=36,贝V总传动比合理范围为i=624，电动机转速的可选范围为2and=iaXn=(6X24)X82.8=500-1987r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132M1-6的三相异步电动机，额定功率为4KW,满载转速nm=960r/min,同步转速1000r/min。电动机主要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸HLXHDAXBKDXEFXG132mm515X315216X17812mm38X8010X33、计算传动装置的总传动比和分配各级

3、传动比1）总传动比：由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为:i=n/n=960/82.8=11.6am（2）分配传动装置传动比:i=i0Xia0式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=4，则减速器传动比为：i=i/i=11.6/4=2.9a0三、计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速：输入轴：nI=nm/i0=960/4=240r/min输出轴：nII=nI/i=240/2.9=82.76r/min工作机轴：片=nII=82.76r/min(2) 各轴输入功率:输入轴：P=PdXm=2.81X0.96=2.7KW输出

4、轴：PII=PIXM3=2.7X0.98X0.97=2.57KW工作机轴：Pm=PIIXid=2.57X0.98X0.99=2.49KW则各轴的输出功率：输入轴：PI'=PIX0.98=2.65KW输出轴：PII'=PIIX0.98=2.52KW工作机轴：PIII'=PIIIX0.98=2.44KW(3) 各轴输入转矩:输入轴：T=TdXi0Xq电动机轴的输出转矩:Pf-i201Tq=9550X=9550X希=27.96Nmum所以：输入轴：TI=TdXi0Xm=27.96X4X0.96=107.37Nm输出轴：TII=TXiX比Xq3=107.37X2.9X0.98X

5、0.97=296.0Nm工作机轴：tn=耳1Xn2Xn4=296.0X0.98X0.99=287.2Nm输出转矩为：输入轴：TI'=TIX0.98=105.2Nm输出轴：TII'=TIIX0.98=290.1Nm工作机轴：TIII'=TIIIX0.98=281.5Nm参数轴名电动机轴I轴II轴工作轴转速n(r/min)96024082.7682.76功率P(kw)2.812.72.572.49转矩T(N.m)27.96107.37296.0287.2传动比i42.91效率n0.9610.9520.97四、V带传动设计1. 确定计算功率Pcaca由表查得工作情况系数KA=

6、1.2，故P=KP=1.2X2.81kW=3.372kWcaAd2. 选择V带的带型根据P、n由图选用A型。cam3. 确定带轮的基准直径dd并验算带速v1）初选小带轮的基准直径d。由表，取小带轮的基准直径d=112mm。d1d12）验算带速v。按课本公式验算带的速度ndd1nmnX112X96060X1000=60X1000m/s=5.63m/s因为5m/s<v<30m/s,故带速合适。3）计算大带轮的基准直径。根据课本公式，计算大带轮的基准直径d=id=4X112=448mmd20d1根据课本查表，取标准值为dd2=450mm。4确定V带的中心距a和基准长度Ldd1）根据课本公

7、式，初定中心距a0=500mm。2）由课本公式计算带所需的基准长度Tcn小i、（dd2-dd1）24a0Ld02a0+Rdd1+dd2）+n(450-112)2=2X500+X(112+450)+宀1939mm24X500由表选带的基准长度Ld=2000mm。d3)按课本公式计算实际中心距a0。aa0+(Ld-Ld0)/2=500+(2000-1939)/2mm530mm按课本公式，中心距变化范围为500590mm。5. 验算小带轮上的包角a】%180°-(dd2-ddi)X57.3°/a=180°-(450-112)X57.3°/530143.5

8、76;>120°6. 计算带的根数z1) 计算单根V带的额定功率Pr。由d加=112mm和n=960r/min,查表得P=1.16kW。d1m0根据n=960r/min,i0=4和A型带，查表得AP0=0.11kW。m00查表得K=0.9，查表得Kt=1.03，于是aLPr=(P0+AP0)KaKL=(1.16+0.11)X0.9X1.03kW=1.18kW2) 计算V带的根数zz=Pca/Pr=3.372/1.18=2.86car取3根。7. 计算单根V带的初拉力F0由表查得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以(2.5-K)P'a丿ca门F0=500+qv

9、2Kazv+0.105x5.632N=162.4N500x(2,5-094030.9X4X5.638. 计算压轴力FPFp=2zF0sin©i/2)=2X3X162.4Xsin(143.5/2)=925.39N9. 主要设计结论带型A型根数3根小带轮基准直径112mm大带轮基准直径450mmdd1dd2V带中心距a530mm带基准长度Ld2000mm小带轮包角a1143.5°带速5.63m/s单根V带初拉力162.4N压轴力Fp925.39、F0五、齿轮设计1、大小齿轮齿数2、模数、中心距、螺旋角、分度圆直径以及齿宽等1. 选精度等级、材料及齿数(1)选择小齿轮材料为40C

10、r(调质)，齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢(调质)，齿面硬度为240HBS。(2)一般工作机器,选用8级精度。(3) 选小齿轮齿数z1=28,大齿轮齿数z2=28X2.9=81.2，取z2=82。(4) 初选螺旋角B=14°。(5) 压力角a=20°。2. 按齿面接触疲劳强度设计1) 由式试算小齿轮分度圆直径,即d1）确定公式中的各参数值。 试选载荷系数KHt=1.6。 计算小齿轮传递的转矩T1=128.33N/m 选取齿宽系数屮d=1。 由图查取区域系数ZH=2.44。 查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa"2。 计算接触疲劳强度用重合度系数

11、Z。£端面压力角：at=arctan(tanan/cosB)=arctan(tan20°/cos14°)=20.561°a=arccoszcosa/(z+2h*cosB)at11t1an=arccos28Xcos20.561°/(28+2X1Xcos14°)=28.89°aat2=arccosz2cosat/(z2+2han*cosP)=arccos82Xcos20.561°/(82+2X1Xcos14°)=23.844端面重合度：sa=z1(tanaat1-tanat)+z2(tanaat2-tanat

12、)/2n=28X(tan28.89°-tan20.561°)+127X(tan23.844°-tan20.561°)/2n=2.14轴向重合度：Sp=屮dz1tanp/n=1X28Xtan(14°)/n=2.222重合度系数：3上严(122R)篡=0.53由式可得螺旋角系数Zp=Jcos0=；cosl4=0.985计算接触疲劳许用应力查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为aHlim1=600MPa、血述=550MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1=60nkth=60X240X1X10X300X2X8=6.91X108大齿轮应力循环

13、次数：N2=60nkth=N1/u=6.91X108/4.57=1.51X108查取接触疲劳寿命系数:Khn1=0.89、KHN2=0.92o取失效概率为1%,安全系数S=l,得：KHN1°Hlim1叫1°.89X600=534MPaKHN2°Hlim2Mb°.92X550=506MPa取aH1利弗2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即oH=叫2=506MPa2）试算小齿轮分度圆直径d1t_扭XL6X1煦33X10002月T244X189呂X0.53X0.9血卫_/12.9506>=50.143mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷

14、系数前的数据准备圆周速度vjlX50.143X24060X100060X1000=0.63m.;，s-齿宽bb=Fit=1X50.143=50.143mm2）计算实际载荷系数KH 由表查得使用系数KA=1.25o 根据v=0.63m/s、8级精度，由图查得动载系数=1.05。 齿轮的圆周力F=2T/d=2X1000X107.37/50.143=4282.55Nt111tKF/b=1.25X4282.55/50.143=106.76N/mm>100N/mmAt1查表得齿间载荷分配系数Kh=1.4。Ha 由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，K=1.346。HP则载荷系数为：

15、K=KKKK=1.25X1.05X1.4X1.346=2.473HAVHaHP3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径=50.143X=57.98mm及相应的齿轮模数mn=dCosB/Z=57.98Xcosl4°/28=2.01mm模数取为标准值m=2mm。3. 几何尺寸计算1）计算中心距(zl+z2)nm(28+82)X2_a=2C0U3=2XcoS14=11337mn中心距圆整为a=114mm。2）按圆整后的中心距修正螺旋角(zl+z2)nm(28+82)X2P=arccos=hfcco2X11415.22即：p=15.22°3）计算大、小齿轮的分度圆直径di=zlmnc

16、osP28X2cos15.22a58minz2mncosP127X2cos15.22170mm4）计算齿轮宽度b=6Xd=1X58=58mmd1取b2=58mm、b1=63mm。,螺旋角p=15.22°,5.主要设计结论齿数Z=28、z2=82,模数m=2mm,压力角a=20°中心距a=114mm,齿宽b1=63mm、b2=58mm。6.齿轮参数总结和计算代号名称计算公式高速级小齿轮高速级大齿轮模数m2mm2mm齿数z2882螺旋角B左15.22右15.22齿宽b63mm58mm分度圆直径d58mm170mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高hamX

17、ha2mm2mm齿根高hfmX(ha+c)2.5mm2.5mm全齿高hha+hf4.5mm4.5mm齿顶圆直径dad+2Xha62mm174mm齿根圆直径dfd-2Xhf53mm135mm六、箱体结构设计七、轴的初步设计1、I轴设计2、II轴设计1输入轴上的功率Pi、转速n1和转矩TP1=2.7KWn1=240r/minT1=107.37Nm2.求作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径为:di=58mm则:Fr=FtXfVdlEg"=3702.4N58lEIILiU=37024=1396-5NJcos15.22Fa=FttanJ3=3702.4Xtan15.22°=1007

18、.3N3.初步确定轴的最小直径:先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取A0=112，得输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%，故选取：d2=27mm4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足大带轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23=35mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=38mm。大带轮宽度B=63mm,为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取I?=61mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向

19、力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23=35mm,由轴承产品目录中选择单列圆锥滚子轴承30208,其尺寸为dXDXT=40X80X19.75mm,故d34=d78=403478mm,取挡油环的宽度为15,则l34=l78=19.75+15=34.75mm。3478轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得30208型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm,因此，取=47mm。45673）由于齿轮的直径较小,为了保证齿轮轮体的强度,应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56=B=63mm,d56=d1=57.807mm565614）根据轴承端盖便于装拆,保证轴承端盖的外端面

20、与大带轮右端面有一定距离,取l23=50mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离=16mm,考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,则l45=+s-15=16+8-15=9mm1=+s-15=16+8-15=9mm67至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）:根据30208轴承查手册得a=16.9mm带轮中点距左支点距离L1=(63/2+50+16.9)mm=98.4mm齿宽中点距左支点距离L2=（63/2+34.75+9-16.9）mm=58.4mm齿宽中点距右支点距离L3=（63/2+9+34.75-16.9）

21、mm=58.4mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FtL34439.9X58.4F=FNH1L2+L3=58.4+58.4=2220NFtL24439.9X58.4F=fnh2L2+L3=58.4+58.4=2220N垂直面支反力（见图d）：FrL3+Fadl/2-Fp（Ll+L2+L3）FNV1=L2+L3=-1157.5N1668.1X58.4+1136.8X57.807/2-1233.59X（98.4+58.4+58.4）58.4+58.4fFrL2-Fad1/2+FpL11668.1X58.4-1136.8X57.807/2+1233.59X98.4Fnv2=L2+L3=5

22、8.4+58.4=1592N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：M=FL=2220X58.4Nmm=129648NmmHNH12截面A处的垂直弯矩：M=FL=1233.59X98.4Nmm=121385NmmV0p1截面C处的垂直弯矩：M=FL=-1157.5X58.4Nmm=-67598NmmV1NV12MV2=FNV2L3=1592X58.4Nmm=92973Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：戸2M=Mh+Mv1=146212Nmm22M2=Mh+MV2=159539Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度

23、条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4）,取a=0.6,则有：Mca°ca=WMPa1462122+(0.6X128.33X1000)20.1X57.8073=8.6MPaWo1=60MPa1故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算w时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：7.2输出轴的设计1.求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩TP2=2.57KWn2=82.76r/minT2=296.0Nm2. 求作用在齿轮上的力已知大齿轮的分度圆直径为:则:d

24、2=270mm2心叭=碍钠270tananF=FX'-rtCOSpFa=Fttan=2192.6Xtan20°/cosl5.22°=827.05N=2192.6Xtan15.22°=596.54N3. 初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取:A0=112，于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12,为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT2，查表，考虑转矩变化小，故取Ka=1.5，则:T=KT=1.5X296.0=444NmcaA2按照计

25、算转矩T应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T4323-2002或ca手册，选用LT9型联轴器。半联轴器的孔径为50mm故取d12=50mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。4. 轴的结构设计图L5'6fL.12J.,L23L34丄L45L675. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23=57mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=60mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L略短一些，现取

26、112=82mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23=57mm,由轴承产品目录中选取单列圆锥滚子轴承30212，其尺寸为dXDXT=60mmX110mmX23.75mm，故d34=d=60mm,取挡油环的宽度为15,则1=23.75+15=38.75mm6767右端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得30212型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，取d=69mm。563）取安装齿轮处的轴段IV-V段的直径d45=65mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B=58mm,为了使挡油环端面

27、可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=56mm。4）根据轴承端盖便于装拆,保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离，取l23=50mm。5）取小齿轮端面距箱体内壁之距离=16mm,考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承的宽度T=23.75mm，贝VLa=T+s+A+2.5+2=23.75+8+16+2.5+2=52.25mm34l=s+A+2.5-15=8+16+2.5-15=11.5mm56至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6. 轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）:根据30212轴承查手册得a=22.3

28、mm齿宽中点距左支点距离L2=（58/2-2+52.25-22.3）mm=57mm齿宽中点距右支点距离L3=（58/2+11.5+38.75-22.3）mm=57mm2）计算轴的支反力：FtL34252.6X57F一FNH1L2+L3一57+57一2126.3N一2126.3N水平面支反力（见图b）：FtL24252.6X57F=一fnh2一L2+L3一57+57垂直面支反力（见图d）：FrL3+Fad2/2F一FNV1一L2+L31597.7X57+1088.9X262.194/2一2051.1NFad2/2-FrL2F一fnv2一L2+L357+571088.9X262.194/2-159

29、7.7X5757+57一453.4N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：M=FwL=2126.3X57Nmm=121199NmmHNH12截面C处的垂直弯矩：M=FL=2051.1X57Nmm=116913NmmV1NV12MV2=FNV2L3=453.4X57Nmm=25844Nmm作合成弯矩图（图f）。分别作水平面弯矩图(图c)和垂直面弯矩图(图e)。=168398Nmm=123924Nmm4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据

30、公式(14-4),取a=0.6,则有:Mca°ca=W;''1683982+(0.6X557.5X1000)20.1X653MPa=13.6MPaWo1=60MPa1故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算w时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下:FavFNVlLIl2L3FtFNHlMH匸aFaFHVlgFNH2P、FNV2FNV2FNVlJ=raFNHSMV2八、键、轴承、联轴器选择8.1输入轴键选择与校核校核大带轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：bXhXl=8mmX7mmX50mm,接触长度:T=50-8=42mm,则键联接所能传递的转矩为：T=0.25hTdoF=0.25X7X42X28X120/1000=247NmT三-，故键满足强度要求。8.2输出轴键选择与校核1）输出轴与大齿轮处键该处选用普通平键尺寸为：bXhXl=18mmX11mmX50mm,接触