减速齿轮箱设计计算

目 录一、传动装配的总体设计\l“_TOC_250001“电机的选择 1求传动比 2计算各轴的转速、功率、转矩 2二、齿轮的设计原始数据 3齿轮的主要参数 3确定中心距 4齿轮弯曲强度的校核 5齿轮的构造设计 7三、轴的设计计算轴的材料的选择和最小直径的初定 8\l“_TOC_250000“轴的构造设计 8轴的强度校核 10四、滚动轴承的选择与计算滚动轴承的选择 14滚动轴承的校核 14五、键连接的选择与计算键连接的选择 15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 167.2密封方式的选择 17八、箱体及附件的构造设计和选择箱体的构造尺寸 17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条件：项项目F〔N〕运输带速v〔m/s〕D(mm)参数48002.5210结构简图传动装配的总体设计电机的选择类型：Y系列三项异步电动机电动机功率的选择假设：p—工作机所需功率,kw;wp —电动机的额定功率,kw；ep—电动机所需功率kw；d电动机到工作机的总效率为 、

、、

分别为弹性连轴器、1 2 3 4闭式齿轮传动〔8级〕、滚动轴承和共同的效率。则：p w

FV 48002.512Kw1000 1000p pd e

p/w3 2 轴承齿轮联轴器卷筒查表可得：轴承

齿轮

联轴器

卷筒

0.96所以：3 2

0.99*0.97*0.992*0.960.89轴承齿轮联轴器卷筒p pd e

p /12/0.8913.48Kww电动机转速的选择以及型号确实定方案号1

号Y180L-6

额定功率 同步转速 满载转速 总传动比〔kw〕 〔r/min〕 〔r/min〕15 1000 970 4.26n 601000v

6010002.5227.48r/minw D 3.14210n 970i m 4.261 n 227.48w3-5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。求传动比n 601000v6010002.5227.48r/minw D 3.14210n 970mi n 970mi nw齿227.48计算各轴的转速n、功率p、转矩T各轴的转速nnmn n

970r/min227.48r/min各轴的输入功率pp13.480.9913.35Kw1 d 1p p13.350.980.9912.95Kw2 12 3各轴的输入转矩T95501

13.35pn19550970 131.44Nmpn1p 12.95T 9550 2 n

9550227.48543.66Nm2齿轮的设计原始数据强度极限强度极限屈服极限材料牌号热处理方法硬 度/Mpa/MpaHBSB C45正 火调 质560580200220169~217229~2864545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。 HlimZ ZHP S N WHlim式中：Hlim—试验齿轮的接触疲乏强度极限应力；SHlim接触强度的最小安全系数，取SHlim1.5；ZN接触疲乏强度计算的寿命系数，取ZN1.02；ZW工作硬化系数，取ZW。5—29查得：小齿轮Hlim1580Mpa；大齿轮Hlim2560Mpa。HP1

Hlim1Z ZS N

3801.021258.4Mpa1.5所以： Hlim

575HP2

Hlim2Z ZS N Hlim

1.021391.0Mpa1.5z 2KTu1d7543 1HPz

1 u udz式中： —重合度系数，对于斜齿轮传动 =0.75~0.88，取zK=0.80；Kk=1.3~1.7,因是斜齿轮传动，故k取小K=1.5；d—齿宽系数，对于软尺面〔<350HBS ，齿轮相对于轴承 对称布置时，d=0.8~1.4,取d=1；3z2KTu13z2KTu11HP1 udd

7543258.43258.40.8521.325.86510.95116.08mm确定中心距dda= 1 2

m v 1 2 m

mZZn 1 22 2Z1—小齿轮的齿数；Z2—大齿轮的齿数； —齿轮的螺旋角；

2cosnm —斜齿轮的模数。nZ1=36，则Z iZ2 1

525125；d螺旋角 ，一般状况下在8~15，当制造精度较高或对振动、噪音有要求的齿轮，可取 10~20，或者更大值。本设计为一般要求，所以初选 16d斜齿轮的模数m

1cos 59.72cos161.59n Z 361线圆柱齿轮第一系列，取m =2na=

mZn 1

Z 2361542 197.65mm2cos 2cos16a=200mm,cos

mZn 1

Z 2.2251252 0.975所以

2a 21401811”41””，符合其条件10~20。齿轮弯曲疲乏强度的校核m FliYmFP S

STYYN XY式中：

FminY—试验齿轮的应力修正系数，取ST

=2； 220Mpa、 200Mpa；Flim1 Flim2SFmi

S

=1.3；nNNY —弯曲疲乏强度寿命系数，取YnNN

=1；X Y —弯曲疲乏强度的计算尺寸系数，取X F

2202所以：

lim1STYYS N XFmin

1.3

11580Mpa又由于

FP2

YFlim2 STYYS N XFmin

200211307.69Mpa1.3 1Y YY

2000KT1F bm2Zn 1

FS

bm2Zn

FS FpY式中： FS—外齿轮的符合齿形系数；Y —〔〕36Zv1cos342154Z v2 cos3

1805—25YFS

4.03、Y1FS21

3.94

3.211cos1.88

1 Z2Z+Z1.76b mZ

236 d2 d 1

n dcos

75.80bb

(5~10)845—40可得，螺旋角系数Y

0.58。

2000KT1Y YF1 bm2Zn 1

FS120001.5131.44842236

4.030.5876.20Mpa

FP12000KT 2Y YF2 bm2Zn 2

220001.5543.66 7622154

3.940.5879.61Mpa

FP2综上所述，两齿轮符合强度条件。齿轮构造设计计算齿轮分度圆直径d

n

236 75.80mmmZ1 cos mZd

nZ2 2154 324.21mmm2 cos m齿轮宽度按强度计算要求，取齿宽系数d=1，则齿轮的宽度为b 2

d 76mmd 1圆整后小齿轮的宽度为b1

84mm，大齿轮的宽度为b 76mm2齿轮的圆周速度dnv 11

3.85 10m/满足精度要1 601000求〕

601000n螺旋角n螺旋角·齿数XZcos(1141””)1927”6036154名称代号小齿轮大齿轮中心距amm200传动比i4.26模数mmm2径径径齿宽dmm75.80324.21dda mm79.80328.21dfmm70.80319.21bmm8476轴的设计计算轴的材料选择和最小直径估算轴的材料选用45号钢，调质处理。高速轴和低速轴直径初算直径时，假设最小直径段开于键槽，应考虑键槽对轴强度的影d5%~7%，两个键槽时，d1

110C2

110。313.359703Pn313.359703Pn1111所以d C11

1.05110 1.0526.36mmd C2 2

1.05110

1.0542.32mmP3n2212.953227.48结合电动机的外伸直径d=48mm，初P3n2212.953227.4884

所以初确定dd

48mm84GB5843 8,6 184轴的构造设计高速轴的构造设计3Pn3Pn11313.35970d C1 1

1.05110

1.0526.36mm结合电动机的外伸直径d=48mm，初选LT6联轴器

GB5843 8684所以d1

48mm；d253mm；d 55mm3由此直径确定轴承，选择深沟球轴承6207GB/T2761994,其具体尺寸如下表：根本尺寸/mm/mm荷/knr/mindDB根本尺寸/mm/mm荷/knr/mindDB5510021rsmin1.5damin64Damax91rasCmaxrC0r29.2脂油1.543.2600075004 6d 小齿轮；5d d 55mm。7 3各轴端轴向尺寸的初定l82mm〔82mm〕1l 57m;2l 48mm;3l 12m；4l 70m〔50mm〕5l 8mm；6l 21mm。7低速轴的构造设计3Pn3Pn11313.35970d C1 1

1.05110 1.0526.36mm结合电动机的外伸直径d=48mm，初选LT8联轴器

GB5843 8684所以d1

48mm；d d2 1

553mm；d d 255mm；3 2由此直径确定轴承，选择深沟球轴承6211GB/T2761994,其具体尺寸如下表：根本尺寸/mm/mm荷/knr/min根本尺寸/mm/mm荷/knr/mindDB5510021rsmin1.5damin69Damax101rasCmaxrC0r32.8脂油1.547.8560070004d 70m；5d 64m；6d d 55mm。7 3各轴段的轴向尺寸确实定l82mm〔82mm〕1l 57m;2l 48m;3l 71m〔46m〕4l 7m5l 8mm；6l 21mm。7〔低速轴所受转矩大，且两轴的直径相差很小，只校核低速轴〕求齿轮上的作用力的大小和方向齿轮上作用力的大小转矩：T2

9550

P2543.66Nmn2d 184.6圆周力：Ft2

T/(2

2)543660/( )3353.75N2 2径向力：F

F

tann

3353.75tan201285.05Nr2轴向力：Fa2

t2 cos 0.9499Ftan3353.750.32871102.33Nt2齿轮上作用力的方向,方向如以下图所示：求轴承的支反力水平面上支力F FRA RB

F/23353.75/21676.88Nt2垂直面上支力dF ”(F

52)/(522)RA a2 2 r2(1102.33324.211285.0552)/(522)2798.62NdF ”(F

52)/(522)RB a2 2 r2=(1102.33324.211285.0552)/(522)22083.53Ft2Fa2F52 r2 52Ft2FFFRBRA103.97NmFa2Fr2F’ F’RA RB129.18Nm49.51Nm165.82Nm115.16NmT=543.66Nm2115.16Nm 384.64Nm 327.28Nm画弯矩图水平面上的弯矩M 62FC RA

103621676.88103103.97Nm垂直面上的弯矩M ” 62FC1 RA

”10362(798.62)10349.51NmdM ” (52FC2

”103F 2)a2 2[62(798.62)103208.26合成弯矩

324.212

103]129.18NmM2M2MC”2C1(103.97)2(49.51)2(103.97)2(103.97)2(129.18)2

115.16NmM2M2M”2C C2C2画转矩图

165.82NmT 543.66Nm2画当量弯矩图因单向回转，视转矩为脉动转矩，

]1b

/[]0b

650Mpa，查表12-1可得[B

]1b

54Mpa[]0b

93Mpa，

]1b

0b

54/930.58C处的当量弯矩：M ” C2M ” C1

M 2(T)M 2(T)2C2 2(165.82)2(0.58543.66)2M 2(T)2C1 2C1

356.26Nm推断危急剖面并验算强度CMe则

M ”C2

356.26Nm[

]1b

54MpaM e Me M

356.26

13.59Mpa

]54Mpae W 0.13 1〔4

1b剖面D虽仅受弯矩，但其直径最小，则该剖面为危急面。(T)22M (T)22D 2

0.58543.66315.32NmM DMD M

76.135

28.51Mpa

]54Mpae W 0.13 1

1b所以轴的强度足够。滚动轴承的选择与计算滚动轴承的选择低速轴和高速轴的轴承段的直径d=48,d=48 选用轴承初选深1 2沟球轴承6207GB/T27619946208GB/T2761994,滚动轴承的校核所以只需校核高速轴的深沟球轴承。FAFR2FFR2R1由前面的计算可得F 2F F 2F ”2RA RA(1676.88)2(798.62)2R1F 2F 2F ”2RB RBR2

816.07N(1676.88)2(1676.88)2(2083.53)2轴向力：F FA a2

1102.33Nn227.48r/min求当量动载荷22FA1

FAp f2 p

(XF

YFA2

，14-12fp

1.2，查有关轴承手册可得6307轴承C 25103N。0r轴2：F /CA1 0r

1102.33/25103

0.0441 e0.24，可计算出F /FA1 R1

0.303 e，X0.56,Y1.8Pf2 p

(XF

YFA

)1.2(0.562674.511.81102.33)4178.30N1：P1

fFp

1.21857.342228.81N因P P，故仅计算轴承2的寿命即可2 1求轴承寿命球轴承=3、Cr106 C

33.5103N则106 33.5103L 2h1 60n P2

〔 60227.48 4178.30

37760.79h8365天，则LL L

37760.79

12.9年〔满足年限要求〕Y 8365 8365键连接的选择与计算键连接的选择选择一般平键，轴轴代号公称直公称尺寸径〔mm〕bh(mmmm)11474GB/T1096-20031864GB/T1096-200344~5014×9长度L(mm)74深度〔mm〕5.0258~6518×11645.0键连接的校核6-2p100Mpa，由于低速只需校核短键，所以只需校核键1864T1096-2003齿轮轴段的直径d64mm；键的长度lLb641846mm；键的接触高度k0.5h0.5115.5mm；键转动的转矩T2

543.66Nm则：

2T1032

2543.66103

74.9Mpa

100Mpap kld 5.54664 p所以键连接符合强度要求联轴器的选择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。J4884J4884

GB584386联轴器的校核由于低速轴所受的转矩较大，只校核低速轴T2

606.75Nm，考虑到转KA

1.3。

KT

1.3543.66706.758T

25Nm〔联轴器符合其aac A2a强度要求〕润滑方式、润滑油牌号及密封方式的选择润滑方式的选择当润滑方式有两种：当

2~3m/s时，承受油润滑；2m/s时，承受指润滑.dnv 1

3.1475.8970

3.852m/s1 601000 601000dnv

3.14324.21227.483.852m/s2 601000 601000所以小齿轮大齿轮均承受油润滑。密封方式的选择一般选用接触式密封，半粗羊毛毡垫圈。箱体及附件的构造设计和选择箱体的构造尺寸名称符号名称符号箱座〔体〕壁厚齿轮减速器8箱盖壁厚18箱座、箱盖、箱底座凸缘的厚度b,b,b1 2b1.512,b1.512,b2.5=201 1 2箱座、箱盖的肋厚m,m120m8,m=81轴承旁凸台的高度和半径h,R1H由构造要求来确定轴承座的外径D2凸缘式：140D=D+5d=1252 3d直径与数目fn器a~200df16钉通孔直径d‘f20沉头座直径D045C1min,25底座凸缘直径C2min,23轴承旁连接螺栓直径轴承旁连接螺栓直径d1d0.75d 121 f箱座、箱盖连接螺栓直径