机械设计课程设计-减速箱

⑤齿向载荷分配系数、由<[1]P195表(10-3)>根据，7级精度，软齿面传动，得则=1×1.1×1.4×1.482=2.282（6）按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径由<[1]P204式(10-10a)>得，(3)按齿根弯曲强度设计由<[1]P216式(10-17)>1.确定计算参数（1）计算载荷系数（2）螺旋角影响系数<由[1]P217图10-28>根据纵向重合系数，得0.88（3）弯曲疲劳系数由<[1]P206图(10-18)>得（4）疲劳强度极限弯曲疲劳强度极限<[1]P209图(10-20c)>弯曲疲劳强度极限<[1]P209图(10-20c)>（5）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4由<[1]P205式(10-12)>得（6）计算当量齿数；；（7）查取齿型系数α应力校正系数α由<[1]P201表(10-5)>计算得（8）计算大小齿轮的并加以比较经比较<所以大齿轮的数值大，故取0.01635。2计算（4）分析对比计算结果对比计算结果，取=2已可满足齿根弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的来计算应有的、。取29；考虑到高速级已把传动比放大，则取107满足、互质。（5）几何尺寸计算1计算中心距将圆整为141mm.2按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、、等不必修正。3计算大小齿轮的分度圆直径、4计算齿轮宽度取，（6）结构设计1.小齿轮的结构设计由后面的轴的设计知，轴Ⅱ与小齿轮配合处的轴径为40mm,若配合处采用键连接，则有小齿轮的齿根圆半径为键连接处（可参考GB1096-79）齿轮的端面模数为则齿根圆到键槽底部的距离为根据推荐的经验数据应将小齿轮与轴分开制造，齿轮的齿顶圆直径为即小齿轮的齿顶圆直径小于100mm，应制成实心式。则由<[2]P66表(9-2)>选择下图的结构。由后面的轴的设计确定，由上面计算确定。则取;;;由轴过渡处圆角定2．大齿轮的结构设计大齿轮的齿顶圆直径为即，则由<[2]P66表(9-2)>选择下图的结构，采取自由锻加工方式。由后面的轴的设计确定，由上面计算确定。则，;;;;由轴过渡处圆角定3.齿轮参数汇总表高速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)(mm)(mm)精度等级旋向2640.2843.2836.537左旋116179.72182.72175.97右旋传动传动比中心距a(mm)模数(mm)螺旋角β齿宽b(mm)4.461071.535低速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)(mm)(mm)精度等级2960.1464.1455.147右旋107221.86225.86216.86左旋传动传动比中心距a(mm)模数(mm)螺旋角β齿宽b(mm)3.69141270五.轴的设计为使中间轴受力较小，在高速级齿轮组中，小齿轮采用右旋，大齿轮采用左旋；在低速级齿轮组中，，小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋。各齿轮受力如下：2.低速轴的结构设计1）低速轴上的功率、转速、转矩2）选材及估算轴的最小直径低速轴选用材料：45号钢，调质处理。由<[1]P370表(15-3)>取由<[1]P370式(15-2)>由于需要考虑轴上的键槽放大,则该段轴需与联轴器连接，要使该段直径与连轴器的孔径相同，需同时选用连轴器，而本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线存在偏移，但本工作机工作班制为三班制，即很少有停车和启车的情况，且载荷平稳，所以选择滚子链联轴器。。由<[1]P351式（14-1）>得：由<1]P351表（14-1）>查得工作情况系数＝1.5由<[3]P520表(5-6-3)>得：选用GL7型滚子链联轴器，轴孔选择有沉孔的短圆柱形轴孔GL7型滚子链联轴器主要参数为：公称转矩轴孔长度孔径联轴器外形示意图如下联轴器外形及安装尺寸型号公称扭矩N·m许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmDmm转动惯量kg·m2GL76306304284127.780.0123）轴的结构设计(直径,长度来历)（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径d和长度La.为了满足半联轴器的轴向定位要求H-I轴段左端要求制出轴肩，且考虑到毡圈是标准件，故取H-F段的直径;右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=55mm。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，固取H-I段的长度应比L略短一些，现取。b.初步选择滚动轴承。考虑到同时承受径向力和轴向力，故选用角接触球轴承；又根据，选7010C号角接触球轴承由<[3]P489表(5-5-22)>尺寸为故取两轴承外端都采用封油盘定位，且封油盘超出内壁1mm，则c.取安装齿轮处的轴段B-C的直径，齿轮的左端与左轴承之间采用封油盘定位，已知齿轮的轮毂的宽度为70mm，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取,齿轮的左端采用轴肩定位轴肩高度取轴直径的0.07~0.1倍，这里取轴肩高度h=5mm.所以.轴肩的宽度b>=1.4h,取轴肩的宽度为.d.轴承端盖的总宽度为40.6mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为51.4mm。故取e.取低速级小齿轮与箱体的内壁的距离为15mm，由于与之啮合的大齿轮齿宽比小齿轮窄5mm，则大齿轮距箱体内壁的距离为a=17.5mm。考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取s=10mm,且高速轴大齿轮端面与内壁距离为17.5mm，且两个大齿轮之间的轴向距离为15mm。又已知滚动轴承的宽度B=16mm,内壁间距为171mm；则，，至此已初步确定轴得长度和直径。（2）轴上零件得周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按由<[2]P140表(14-1)>查得平键1的截面取L=70mm同理按.平键2的截面取L=56mm同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/r6。半联轴器与轴得配合选H7/r6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为r6。由<[2]P119（表11-5）>，取轴端倒角和圆角半径1.6mm或2.0mm，具体见附图（输出轴零件图）。2．中间轴的结构设计1）中间轴上的功率、转速、转矩2）选材及估算最小轴径中间轴选用材料：45号钢，调质处理。由<[1]P370表(15-3)>考虑到此轴的受力较复杂取由<[1]P370式(15-2)>由于需要考虑轴上的键槽放大,则确定各轴段直径取，即和轴承配合处的轴径为35mm，则初选轴承为7307C号角接触球轴承，小齿轮的分度圆直径为60.14mm，为和轴配合合理，则取，为便于加工取，两齿轮中间为一共用的轴肩，轴肩高度取轴直径的0.07~0.1倍，这里取轴肩高度h=3.5mm.所以.确定各轴段长度轴肩的宽度由齿轮的位置确定，由低速级轴的结构设计知轴肩的宽度为.其他长度确定方法同低速级轴的结构设计方法相同，不再详述。则；；；轴承和键的选择初选轴承为7307C号角接触球轴承由<[3]P489表(5-5-22)>其尺寸为按由<[2]P140表(14-1)>查得平键3的截面取L=56mm按由<[2]P140表(14-1)>查得平键4的截面取L=28mm3．高速轴的结构设计1）高速轴上的功率、转速、转矩2）选材及估算轴的最小直径因为高速轴小齿轮结构为齿轮轴,则选用40Cr，调质处理由<[1]P370表(15-3)>由<[1]P370式(15-2)>该段轴需与联轴器连接，要使该段直径与连轴器的孔径相同，需同时选用连轴器，而本减速器属于中小型减速器，本工作机工作班制为三班制，即很少有停车和启车的情况，且载荷平稳，所以选择凸缘联轴器。由<[1]P351式（14-1）>得：由<[1]P351表（14-1）>查得工作情况系数＝1.5由<[3]P519表(5-6-2)>得查选用YL4型凸缘联轴器，轴孔选择有沉孔的短圆柱形轴孔YL4型凸缘联轴器主要参数为：公称转矩轴孔长度孔径联轴器外形示意图如下联轴器外形及安装尺寸型号公称扭矩N·m许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmDmm转动惯量kg·m2YL440900018301000.009（2）确定各轴段直径由联轴器配合处的轴径为18mm，即；考虑到毡圈是标准件，取，这样也可对联轴器可靠定位；轴承处轴颈理所应当选；考虑到对轴承的定位，取；(3)确定各轴段长度确定的方法同前两根轴相同结果为；；；；；；（4）轴承、键的选择根据选择7305C角接触球轴承其尺寸：按由<[2]P140表(14-1)>查得平键5的截面取L=25mm4．输出轴的强度校核1）求作用在齿轮上的力已知输出轴上的输入功率、转速、转矩、大齿轮的分度圆直径、螺旋角则由<[1]P213式(10-14)>载荷分析图由前面轴的结构设计并参考<[3]P489表(5-5-22)>可得出下图，即轴的各受力之间的尺寸。2）计算轴上的载荷齿轮的受力简图为将齿轮所受的力平移到轴上，并画出弯矩图与扭矩图(1)垂直面(2)水平面(3)总弯矩按弯扭合成校核轴的强度进行校核时，只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的危险截面（即b截面）由<[1]P362表（15-1）>由<[1]P373表（15-4）>由<[1]P373式（15-5）>考虑到工作及的工况，取，轴的计算应力为：符合要求。精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面d、H、F、c只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面d、H、F、c均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面B、C过盈配合引起的应力集中最为严重；从受载的情况来看，截面b上的应力最大。截面C的应力集中影响和截面B的相近，但截面B不受扭矩作用，则无需校核。截面b上虽然应力最大（过盈配合和键槽引起的应力集中均分布在两端），而且这里轴颈也较大，故b截面不用校核。截面a更无需校核；截面E、D所受弯矩较C小些，而且应力集中也较C截面小。因此该轴只需校核截面C左右两侧即可。（2）截面C左侧由<[1]P373表（15-4）>抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩M为截面C上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。由<[1]P362表(15-1)>查得过盈配合处的，由<[1]P43附表(3-8)>用插值法求出，并取，于是轴按磨削加工，由<[1]P44附图(3-4)>得表面质量系数轴未经表面强化处理，即，由<[1]P25式(3-12)(3-12a)>得综合系数为又由<[1]P25-26>得碳钢的特性系数于是，计算安全系数值，由<[1]P374式(15-6)~(15-8)>则得故可知其安全。（3）截面C右侧由<[1]P373表（15-4）>抗弯截面系数抗扭截面系数截面右侧的弯矩M为截面C上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。由<[1]P362表(15-1)>查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及由<[1]P40附表(3-2)>查取。因，，经插值后可查得，又由<[1]P41附图(3-1)>轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数由<[1]P42附式(3-4)>为由<[1]P42附图(3-2)>得尺寸系数由<[1]P44附图(3-4)>得扭转尺寸系数为轴按磨削加工，由<[1]P44附图(3-4)>得表面质量系数轴未经表面强化处理，即，由<[1]P25式(3-12)(3-12a)>得综合系数为又由<[1]P25-26>得碳钢的特性系数于是，计算安全系数值，由<[1]P374式(15-6)~(15-8)>则得故可知其安全。本轴无瞬时过载及严重的应力循环不对称，故可略去静强度校核。六．键的选择与键联接强度校核本减速器部分共五个键，已在轴的设计时选择完毕，且每个键的编号在轴的设计处已说明，即键1：输出轴上联轴器的周向定位键；键2：输出轴上大齿轮的周向定位键；键3：中间轴上小齿轮的周向定位键；键4：中间轴上大齿轮的周向定位键；键5：输入轴上联轴器的周向定位键；本减速器的齿轮为7级精度，选用平键连接，联轴器部分也选用平键连接，选择的标准为GB1096-791．键1（键1270）的联接强度校核(1)单圆头普通平键（C型）；L=70mm键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k；(2)强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，由<[1]P106表（6-2）>查得许用挤压应力（载荷平稳）取其平均值轴的转速为；传递的功率连接处传递的转矩，轴颈为42mm由<[1]P106式（6-1）>该键安全合格，键的标记为：。2．键2（键1656）的联接强度校核(1)圆头普通平键（A型）；L=56mm键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k；(2)强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，由<[1]P106表（6-2）>查得许用挤压应力（载荷平稳）取其平均值连接处传递的转矩，轴颈为55mm由<[1]P106式（6-1）>该键安全合格，键的标记为：。3．键3（键1256）的联接强度校核(1)圆头普通平键（A型）；L=56mm键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k；(2)强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，由<[1]P106表（6-2）>查得许用挤压应力（载荷平稳）取其平均值轴的转速为；传递的功率连接处传递的转矩，轴颈为40mm由<[1]P106式（6-1）>该键安全合格，键的标记为：。4．键4（键1228）的联接强度校核(1)圆头普通平键（A型）；L=28mm键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k；(2)强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，由<[1]P106表（6-2）>查得许用挤压应力（载荷平稳）取其平均值连接处传递的转矩，轴颈为40mm由<[1]P106式（6-1）>该键安全合格，键的标记为：。5．键5（键625）的联接强度校核(1)单圆头普通平键（C型）；L=25mm键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k；(2)强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，由<[1]P106表（6-2）>查得许用挤压应力（载荷平稳）取其平均值连接处传递的转矩，轴颈为18mm由<[1]P106式（6-1）>该键安全合格，键的标记为：。七.滚动轴承的校核计算1．减速器各轴所用轴承代号汇总普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。由<[3]P489表(5-522)>可列出下表（轴承的初选已在前面提到）轴轴承型号外形尺寸（mm）7000C（）a（mm）基本额定动载荷静载荷dDB（kN）高速轴7305C25621713.121.515.8中间轴7307C35802116.634.226.8低速轴7010C50801616.726.522.0减速器要求寿命（一年按300计算）。2．高速轴轴承寿命计算1）求两轴承受到的径向载荷和高速轴上齿轮传递的功率为小齿轮传递的转矩为作用在齿轮上的力为将高速轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系，如下图（力在平移过程中附加的弯矩等对分析无影响的作用力均略去）。由力分析可知：2）求两轴承的计算轴向力对于70000C轴承，由<[1]P322表(13-7)>，轴承的派生轴向力，其中，e为判断系数（见<[1]P321表(13-5)>），其值由的大小来确定，现轴承轴向力未知，故先初取因此可估算由<[1]P321表(13-5)>差值算得。再计算两次计算得值相差不大，因此确定；；3）求轴承当量动载荷由<[1]P321表(13-5)>分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1对轴承2因轴承运转中几乎无冲击，由<[1]P321表(13-6)>取。则4）验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求3．中间轴轴承寿命计算1）求两轴承受到的径向载荷和小齿轮传递的转矩为大齿轮传递的转矩为作用在大齿轮上的力为作用在小齿轮上的力为将高速轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系，如下图（力在平移过程中附加的弯矩等对分析无影响的作用力均略去）。由力分析可知：2）求两轴承的计算轴向力对于70000C轴承，由<[1]P322表(13-7)>，轴承的派生轴向力，其中，e为判断系数（见<[1]P321表(13-5)>），其值由的大小来确定，现轴承轴向力未知，故先初取因此可估算由<[1]P321表(13-5)>差值算得。再计算两次计算得值相差不大，因此确定；；3）求轴承当量动载荷由<[1]P321表(13-5)>分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1对轴承2因轴承运转中几乎无冲击，由<[1]P321表(13-6)>取。则4）验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求4．输出轴轴承寿命计算1）求两轴承受到的径向载荷和作用在齿轮上的力为（由上面输出轴强度校核）将高速轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系，如下图（力在平移过程中附加的弯矩等对分析无影响的作用力均略去）。可知(输出轴强度校核处已计算过)：2）求两轴承的计算轴向力对于70000C轴承，由<[1]P322表(13-7)>，轴承的派生轴向力，其中，e为判断系数（见<[1]P321表(13-5)>），其值由的大小来确定，现轴承轴向力未知，故先初取因此可估算由<[1]P321表(13-5)>差值算得。再计算两次计算得值相差不大，因此确定；；3）求轴承当量动载荷由<[1]P321表(13-5)>分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1对轴承2因轴承运转中几乎无冲击，由<[1]P321表(13-6)>取。则4）验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求八.减速器的润滑与密封1．齿轮传动的润滑由<[2]P19表(3-3)>各级齿轮的圆周速度均小于12m/s，所以采用浸油润滑。另外，传动件浸入油中的深度要求适当，既要避免搅油损失太大，又要充分的润滑。油池应保持一定的深度和储油量。2.齿轮润滑油牌号及油量计算1）润滑油牌号选择高速级齿轮节圆线速度低速级齿轮节圆线速度两级节圆速度平均值为由<[2]P153表（16-1）、（16-2）>，得：选用N229(GB5903-86)润滑油2)油量计算(1）油量计算以每传递1KW功率所需油量为350--700，各级减速器需油量按级数成比例增加。该设计为双级减速器，每传递1KW功率所需油量为700--1400，此需传递2.18kw，故至少需（2）实际储油量：（参考[2]P19表（3-3））由高速级大齿轮浸油深度约0.7个齿高，但不小于10mm；低速大齿轮浸油深度在齿轮半径；大齿轮齿顶距箱底距离大于30—50mm的要求得：（设计值为40）最低油深：最高油深：箱体内壁总长：L=460.93mm箱体内壁总宽：b=155mm油量最小值可见箱体有足够的储油量.3．轴承的润滑与密封由于高速级齿轮的圆周速度小于2m/s，且三对轴承（d为滚动轴承内径，n为转速），所以轴承采用脂润滑。轴承密封：在减速器的输入轴和输出轴的外伸段，为防止灰尘水份从外伸段与端盖间隙进入箱体，所有选用毡圈密封。九．减速器箱体及其附件1.箱体结构形式及材料本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。减速器箱体用HT200铸造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。2．箱体主要结构尺寸表（单位：mm）见<[2]P17表(3-1)>名称数值(mm)箱座壁厚箱盖壁厚箱体凸缘厚度加强肋厚地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目n=4轴承旁联接螺栓直径M16箱盖、箱座联接螺栓直径M12轴承盖螺钉直径和数目高速轴选用M6n=4中间轴选用M8n=4低速轴选用M8n=4轴承盖（轴承座端面）外径高速轴92中间轴120低速轴120观察孔盖螺钉直径M6、、至箱外壁距离312218、、至凸缘边缘的距离332016轴承旁凸台高度和半径h由结构确定，R=外壁至轴承端面的距离3.箱体主要附件作用及选择1）通气器齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所受负荷，设通气器及时将箱内高压气体排出。由<[2]P76表(9-8)>选用通气器尺寸M18×1.5。2）窥视孔和视孔盖为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。由<[2]P80表(9-18)>取A=150mm。3）油标尺为方便的检查油面高度，保证传动件的润滑，将油面指示器设在低速级齿轮处油面较稳定的部位。由于本减速器为三班制，很少停车，因此选择装有隔套的油标尺，以减轻油搅动的影响。由<[2]P78表（9-14）>选用油标尺尺寸M164）油塞为了排出油污，在减速器箱座最低部设置放油孔，并用油塞和封油垫将其封住。由<[2]P79表（9-16）>选用油塞尺寸M14×1.5。5）定位销保证拆装箱盖时，箱盖箱座安装配合准确，且保持轴承孔的制造精度，在箱盖与箱座的联接凸缘上配两个定位销，并作非对称布置。由<[2]P142表（14-3）>取得定位销尺寸。6）启盖螺钉在箱体剖分面上涂有水玻璃，用于密封，为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设有启盖螺钉一个，拧动起盖螺钉，就能顶开箱盖。结构见下图尺寸取M12×257）起吊装置减速器箱体沉重，采用起重装置起吊，在箱盖上装有箱盖吊耳，尺寸由<[2]P80表(9-20)>为搬运整个减速器，在箱座两端凸缘处铸有箱座吊耳尺寸见由<[2]P80表(9-20)>可得十．验算工作机带速本减速器的时机传动比为则工作及实际转速为带速偏差为则实际带速合格。幅图所要请联系137637689@附图：1、展开式三轴线双级斜齿轮减速器(01)；2、输出轴齿轮零件图(02)；3、输出轴零件图(03)；4、减速器箱盖零件图(04)。选择Y系列三相异步电动机=1000r/min4.43r/minr/minr/minr/minr/minkWkWkWkWkW斜齿圆柱齿轮传动7级精度=1.526116高速轴小齿轮结构为齿轮轴高速级大齿轮结构为腹板式斜齿圆柱齿轮传动7级精度=229107低速级小齿轮