单级齿轮减速箱设计

学生实验报告课程名称单级齿轮减速箱设计指导老师年级学号姓名日期单级齿轮减速箱设计1、工作情况（1）一般条件，通风良好，连续工作，中等冲击，双向旋转，一天1班，寿命8年，减速器输出扭矩300NM，输出转速不大于500R/MIN；第二部分传动方案的拟定及说明21工作情况选择一般条件，通风良好，连续工作，中等冲击，双向旋转，一天1班，寿命6年，减速器输出扭矩300NMM，输出转速不大于500R/MIN；22多种传动类型优缺点对比传动类型优点缺点一级蜗杆传动传动比大、结构紧凑、传动平稳、噪音低。具有自锁性（单向旋转）、效率低、成本高。一级直齿圆柱齿轮传动承载能力和速度范围大、传动比恒定、效率高。噪音大、成本高、一级斜齿圆柱齿轮传动承载能力和速度范围大、传动比恒定、效率高、啮合重合度大、传动平稳。成本高、有轴向力产生。普通V带传动传动平稳、噪音小、能缓冲吸振、成本低。轴间距大、外轮廓大（不能作减速器）、传动比不恒定、寿命短。23总体传动方案的确定为考虑双向旋转性能和中等冲击的工作环境，选择一级平行轴斜齿圆柱齿轮传动，总体传动方案简图如下1电动机2弹性联轴器3一级斜齿圆柱齿轮减速器V带传动4运输带带轮56防护罩24总体方案说明1、V带传动竖直布置。（因为带传动会出现紧边、松边传动性能差异，V带可缓冲吸振）2、电动机和减速器在运输带带轮的下方。（节约空间）3、采用弹性联轴器。（缓冲吸振）4、V带传动部分应加防护罩。5、使用圆锥滚子轴承。（可承受较大的单向轴向力，抗振动）第三部分电动机的选择1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列（IP44）小型三相笼型异步电动机，该型电动机为一般用途笼型封闭自扇冷式结构，具有防止灰尘或其他杂物入侵的特点，B级绝缘，可采用全压或降压起动。该型电动机的工作条件为环境温度1540,相对湿度不超过90，海拔高度不超过1000M，电源额定电压360V，频率50HZ。2）选择电动机的容量由机械手册表15（常用机械传动的效率）可知符合名称效率/1弹性联轴器992滚动轴承（一对）943渐开线圆柱齿轮974普通V带85总效率099094097085从电动机到运输带带轮最小传动总效率721由公式得NPT950950TN工作机的有效功率为KWW71所以电动机所需工作功率为WPDKPD721750MINI取WW9AXKWPD7213）确定电动机转速根据教材机械设计手册表16（常见机械传动主要性能指标）可知减速器总传动比7I电动机的转速,所以电动机转速的可选范围为INDMIN/35013RND符合这一范围的同步转速有1500和3000两种。由于输出转速不大于500R/MIN；所以MINRIR决定选用同步转速为1500的电动机。I根据机械设计手册表121，选定电动机型号为Y8024。其主要性能如下表电动机型号额定功率/KW满载转速/R/MIN满载功率因数COS额定转矩启动转矩额定转矩最大转矩Y180L42214700862224）确定电动机的外形和安装尺寸第四部分计算传动装置的运动和动力参数1确定减速器总传动比3MIN/501RNID斜齿圆柱齿轮的传动比所以电动机与减速器之间的V带传动比112I2各轴的转速减速器主动轮主轴I轴MIN470R减速器从动轮II轴93N3各轴的输入功率电动机输出主轴I轴KWP2减速器主动轮主轴II轴KW7821减速器从动轮III轴63输出轴IV轴KPIV544）各轴的输入转矩电动机输出主轴I轴MNNTI931421096减速器主动轮主轴II轴MNT514减速器从动轮III轴I8362输出轴IV轴IV0924第五部分齿轮的设计1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1齿轮类型选择由于减速器的工作环境存在中等冲击且要求双向旋转，所以选用平行轴斜齿圆柱齿轮传动。2由于该减速器工作在低速状态，故选择7级精度。3材料选择。查机械设计基础表1116小齿轮20CRMNTI硬度60HRC；大齿轮20CR（调质）硬度60HRC；（硬度差40HBS）4齿数选择标准斜齿轮不发生根切的最少齿数可由其当量直齿轮的最少齿数计算出来，所以MINZ33MINCOS18SIVZ取分度圆上的螺旋角得1420COS17I3取小、大齿轮齿数，91512Z2初步设计齿轮主要尺寸1按面接触疲劳强度设计321173HEDZUKT1确定公式内的各计算数值由机械设计基础表113选择载荷系数。31K取小齿轮传递的转矩MNTI541由机械设计基础表1111查得材料的弹性影响系数。MPAZE89由机械设计基础图1125按齿面硬度查得实验小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度极限分别为。MPAH150LIMMPAH1502LIM计算应力循环次数911026834476HJLNN9120IN由机械设计基础图1127和图1128取接触疲劳寿命系数；1NZ2计算接触疲劳许用应力取失效概率为1,安全系数1HSMPAH50LIM21查机械设计基础表116，取齿宽系数052计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值,齿数比U3。1DH3232111508973501473HEDZUKT4所以模数261ZMT查机械设计基础表41，取模数2COS32TNTM，5711DT1652ZDT2按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式321COSFDSNZYKTM1确定公式内的各计算数值套用按齿面接触疲劳强度计算时的数据，MNTI5141，。91026N92100LIM1SKHN查机械设计基础图111得MPAPAFF76,4762LILIM查机械设计基础表115得25S76021NYMPASYFNFF85162LIM21LI1查机械设计基础表118和表119得271FFY，731Y562S1，S0760821FSF2计算2COS12851690732COS1437CS73212NTFDSMZYKT3齿轮模数和齿数的确定综合齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度计算可确定小齿轮的螺旋角右旋，大齿轮的螺旋角左旋。18182两个齿轮的端面模数，法面模数32TM7COSTNM小齿轮的齿数，大齿轮的齿数91Z572Z法面压力角0N4齿轮几何尺寸计算1计算分度圆直径571TMZD132TMZD2计算中心距942A3计算齿轮宽度581DB取，。302B4齿根高21NAMH5齿顶圆直径6132621AAAHDD，6齿根高87521NFMH7齿根圆直径132FFHD5齿轮结构设计采用腹板式结构，因为D21366，所以第六部分轴的设计1、主动轴的设计初步确定轴的最小直径根据机械设计基础表153，取，10C,682475,31MIN3MINDPCD由于键槽的影响，故试取,01MINIIND，31MIND主动轴形状的确定1初步选择滚动轴承。因平行轴斜齿圆柱齿轮同时产生径向力和轴向力，查机械设计基础课程设计指导书表126选用圆锥滚子轴承30302其尺寸为，MBD14252轴肩高度。试取。,312071DH31H3初步选用弹性套柱联轴器，型号TL2联轴器，J型轴孔，L42。424主动轴的形状如下主动轴的尺寸设计1第4段是齿轮，直径，宽度B435。272为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，取该间距为15MM；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5MM，所以第3和5段轴的宽度。053B21652153H3第2和6段的直径均与轴承内径相等，根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的6要求，取第2段的宽度，由轴承宽度可知第6段宽度。726B4由联轴器轴孔宽度可知第1段的宽度，取。421B12MIN1D5主动轴的总长976532BLI6轴上零件的周向定位联轴器与轴的周向定位采用普通平键圆头A型键连接。查机械设计基础课程设计指导书表115选用键GB/T1096，轴上键槽深度，轴上键槽宽度B采用极364,4LH1052T限偏差09N滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。6M7轴端倒角为C2，轴肩圆角为R1。求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于圆锥滚子轴承A30302，。两轴承支撑点的M69距离LAB4B3B5846MM。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。上图中，A为轴的受力图，C为水平面内的弯矩图，E垂直面内的弯矩图，F为合成弯矩图，G转矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C即齿轮宽度中间截面是轴的危险截面。NFDTTANTRFT6138TA177COST524COS3102111水平面内支指点反力NFTHBA2761C截面处的弯矩MNLMC16832842）垂直面内支点反力LDFARVA921NFRVB1481C截面左侧的弯矩为MMVAC4532左C截面右侧的弯矩为B079F右3作合成弯矩NHCVC1683222右右左左4当量弯矩因加速器双向运转，故认为转矩为对称循环转矩，取修正系数。1MMEC7T22左5按弯扭合成应力校核C截面的强度PAWEEEC601034查表机械设计基础表163得，满足的条件，故设计的轴有足够MB751BE1的强度，并有较大的裕度。精确校核轴的疲劳强度计算公式及内容计算结果C截面说明（均查机械设计基础）扭矩T/（）MN2223已计算合成弯矩/M70489已计算轴的直径/MM220625取齿轮的齿根圆直径抗弯截面系数3/10DW10648抗扭截面系数3/M2T21296弯曲应力幅0662按对称循环应力计算MPAWA/弯曲平均应力M0扭转切应力幅PATA/2009扭转平均切应力MM/009按脉动循环应力计算弯曲、扭转的疲劳强度极限/MPA19,341弯曲、扭转的等效系数502绝对尺寸影响系数6,表面质量系数09有效应力集中系数28159K只考虑弯矩作用时的安全系数MAKS115883只考虑扭矩作用时的安全系数MAKS18773安全系数2S15629许用安全系数25故该轴非常安全S2、从动轴的设计初步确定轴的最小直径根据机械设计基础表153，取，102C37490618,32MIN32MINDPCD由于键槽的影响，故试取,012INIIND2MIN从动轴形状的确定1带轮选择查机械设计基础表113，K1211156KWPKIAC12967185由于轴较小，查机械设计基础表1316，选Y型V带，取D40,PO1867，轮槽数Z5，查表取所以轴的最小直径,3,74BHF6201MINFDH2轴肩高度取623初步选择滚动轴承。因平行轴斜齿圆柱齿轮同时产生径向力和轴向力，查机械设计基础课程设计手册选用圆锥滚子轴承329/32其尺寸为，BDD14523T4从动轴的形状和主动轴的形状一样。从动轴的尺寸设计1第4段是齿轮，直径78，宽度B135。2为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，且结合主动轴的安装，取该间距为175MM；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5MM，所以第3和5段轴的宽度B3B5235。4123253H3第2和6段的直径均与轴承内径相等，根据箱体距轴承盖要有一定距离的要求，取第622段的宽度，由轴承宽度可知第6段宽度。70B14B4由V带带轮宽度可知第1段的宽度，取。31620MIND5从动轴的总长LB1B2B3B4B5B61856轴上零件的周向定位V带带轮与轴的周向定位采用普通平键圆头A型键连接。查机械设计基础课程设计指导书表115选用键GB/T1096，轴上键槽深度，轴上键槽宽度B采用32632,6LHB104T极限偏差09N滚动轴承与轴的周向定位由过度配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为。6M7轴端倒角为C2，轴肩圆角为R2。求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于圆A锥滚子轴承30302，。两轴承支撑点的距离。根据轴的MA51459634BAL计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。上图中，A为轴的受力图，C为水平面内的弯矩图，E垂直面内的弯矩图，F为合成弯矩图，G转矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C即齿轮宽度中间截面是轴的危险截面。NFDTTANTRFT5821TA8379COST579COS823640221水平面内支指点反力FTHBA289C截面处的弯矩MNLFMHAC14262垂直面内支点反力LDARVB721NFRA0862C截面左侧的弯矩为MMVAC53421左C截面右侧的弯矩为B6右3作合成弯矩NHCVC14322右右左左4当量弯矩因加速器双向运转，故认为转矩为对称循环转矩，取修正系数。1MMEC62T232左5按弯扭合成应力校核C截面的强度MPAADWFEEEC0180571032查表机械设计基础表163得，满足的条件，故设计的轴有足够MPAB651BE1的强度，并有一定的裕度。第七部分滚动轴承的选择及计算轴承的预计寿命HLH70836524计算输入轴承已选定的圆锥滚子轴承30302，由轴的校核可知，B方向的轴承所受载荷比A方向的大，所以对于收入轴，只校核B方向的轴承。1已知，两轴承的径向反力MIN1470RN。NFVBHBR18722轴向力A6313，查手册可得，由于，查机械设计基础20BRA290EEFBRA1表1611及机械设计基础课程设计手册80页得，KNCYXR82,30,414计算当量载荷由机械设计基础表168，取，则8PFNFYXFPABRPB171115轴承寿命计算对于滚子轴承取，查机械设计基础表168取3/01TFHBRTIHLPCFNL13/10154782140667故满足预期寿命。计算输出轴承已选用圆锥滚子轴承33008,由轴的校核可知，轴承在A方向所受载荷比B方向大，故对于输出轴承，只校核A方向轴承。1已知，两轴承的径向反力MIN490RN。NFVAHAR1792222轴向力A5823，查手册可得，由于，查机械设计基础16302ARAF50EEFARA211及机械设计基础课程设计指导书表得，KNCYXR823,0,124计算当量载荷由机械设计基础表168，取，则8PFNFYXFPAAARPA104762225轴承寿命计算对于滚子轴承取，查机械设计基础表169取3/1TFHARTIHLPCFNL453710476829616703/102故满足预期寿命。第八部分减速器附件的选择A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B通气器采用M1815由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。由于在室内使用，选通气器（一次过滤），C定位销采用GB/117306为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度D起吊装置采用吊钩在箱盖铸造吊耳和箱座铸造吊钩，用以起吊或搬运。第九部分箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构。1机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2机体结构有良好的工艺性铸件壁厚为8MM，圆角半径为R5。机体外型简单，拔模方便3减速器机体结构尺寸如下名称符号计算公式结果箱座壁厚1,50,82AAMX8箱盖壁厚1,18箱座凸缘厚度BB12箱盖凸缘厚度1B15B12箱底座凸缘厚度2220地脚螺栓直径FD8306ADFM16地脚螺钉数目N4,5N4轴承旁连接螺栓直径1DF71M10箱盖、箱座联接螺栓（凸缘螺栓）直径2（0506），螺栓间距2DFD05LM8轴承端盖螺钉