减速齿轮箱设计

目录一、 传动装配的总体设计TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"1.1电机的选择 1\o"CurrentDocument"求传动比 2\o"CurrentDocument"1.3计算各轴的转速、功率、转矩 2二、 齿轮的设计\o"CurrentDocument"2.1原始数据 3\o"CurrentDocument"2.2齿轮的主要参数 32.3确定中心距 42.4齿轮弯曲强度的校核 5\o"CurrentDocument"2.5齿轮的结构设计 7三、 轴的设计计算\o"CurrentDocument"3.1轴的材料的选择和最小直径的初定 8\o"CurrentDocument"3.2轴的结构设计 83.3轴的强度校核 10四、 滚动轴承的选择与计算\o"CurrentDocument"4.1滚动轴承的选择 14\o"CurrentDocument"4.2滚动轴承的校核 14五、 键连接的选择与计算\o"CurrentDocument"5.1键连接的选择 15\o"CurrentDocument"5.2键的校核 15六、 联轴器的选择\o"CurrentDocument"6.1联轴器的选择 16\o"CurrentDocument"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\o"CurrentDocument"7.1润滑方式的选择 16\o"CurrentDocument"7.2密封方式的选择 17八、 箱体及附件的结构设计和选择\o"CurrentDocument"8.1箱体的结构尺寸 17\o"CurrentDocument"8.2附件的选择 18\o"CurrentDocument"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已知条件：1传动装配的总体设计电机的选择1.1.1类型：Y系列三项异步电动机1.1.2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“，耳、耳、耳、耳分别为弹性连轴器、1234闭式齿轮传动（齿轮精度为8级）、滚动轴承和共同的效率。

FV4800xFV4800x2.5贝U：p= = w10001000=12Kwp=p=p/耳dew耳=耳3耳耳2耳轴承齿轮联轴器卷筒查表可得：耳=0.99、耳=0.97、耳=0.98、耳=0.96轴承齿轮联轴器卷筒所以：耳=耳3耳耳2耳=0.99*0.97*0.992*0.96=0.89轴承齿轮联轴器卷筒p=p=p/耳=12/0.=9 1Kw48dew1.1.3电动机转速的选择以及型号的确定60x100060x1000xv兀D60x1000x2.53.14x210=227.48r/minnmnnmnw970227.48=4.26方案号电动机型号额定功率(kw)同步转速(r/min)满载转速(r/min)总传动比1Y180L-61510009704.26辅助计算：因为本设计为单级斜齿圆柱齿轮减速器的设计，总传动比应在3-5左右，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60x1000xv60x1000x2.5n= = =227.48r/minw nD 3.14x210n 970i=m=i= =4.26n齿227.48w1.3计算各轴的转速n、功率p、转矩T1.3.1各轴的转速n=n=970r/min1mn=n=227.48r/min2w1.3.2各轴的输入功率p=pn=13.48X0.99=13.35KwTOC\o"1-5"\h\z1 d1p二pnn二13.35X0・98X0・99二12.95Kw2 1231.3.3各轴的输入转矩p 13.35T=9550 1=9550x =131.44N•m1n 9701p 12.95T=9550r=9550x =543.66N•m2 n 227.4822齿轮的设计原始数据材料牌号热处理方法强度极限o/MpaB屈服极限o/MpaC硬度HBS45正火560200169~217调质580220229~286其中小齿轮45号钢调质，大齿轮45号钢正火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。co=——HlimZZHPS NWHlim式屮：o—试验齿轮的接触疲劳强度极限应力；HlimS—接触强度的最小安全系数，取S=1.5；Hlim HlimZN—接触疲劳强度计算的寿命系数，取Z=1.02；NNZ—工作硬化系数，取Z=1。WW由教材图5—29查得：小齿轮o=580Mpa；Hlim1大齿轮o =560Mpa。Hlim2

o 380oHP1所以：ohHmiZZ二x1.02xoHP1所以：oS NW1.5Hlimo 575HP2d>7541hUm2ZZ二x1.02x1二391.0MpaS NWHP2d>7541Hlim式中：Zs—重合度系数，对于斜齿轮传动Zs=0.75~0.88，取zs=0.80；K—载荷系数，一般近视取k=1.3〜1.7，因是斜齿轮传动，故k取小K=1.5；屮，一齿宽系数，对于软尺面（<350HBS），齿轮相对于轴承d对称布置时，d=0.8〜1.4，取d=1；u一齿数比，对于斜齿轮u<5〜6,所以：d1>754x所以：d1>754x(z、 s—1°丿'HP1yKT 1屮(0・8521x3 25(.846)3[258.4丿0.95<丿二754x5d=16.08mm■v)22.3■v)2d+da= 2式中：Z式中：Z1—小齿轮的齿数—大齿轮的齿数；0—齿轮的螺旋角;mn—斜齿轮的模数。n对于软尺面的闭式传动，在满足齿轮弯曲强度下，选取Z1=36，则Z=iZ=5X25=125；21螺旋角0,—般情况下在8。〜15。，当制造精度较高或对振动、噪音有要求的齿轮，可取0=10°-20°，或者更大值。本设计为一般要求，所以初选0=16°斜齿轮的模数m二d1C0S0二59.72Xcos16°二1.59，由渐开nZ 361线圆柱齿轮第一系列，取m=2nm(Z+Z)2x(36+154)所以：a=n1 2= =197.65mm2cos0 2Xcos16°取中心距a=200mm,m(Z+Z) 2.2x(25+125)cos0=n1 2= =0.9752a 2X140所以0=18°11'41''，符合其条件10°~20°。2.4齿轮弯曲疲劳强度的校核QYQ=FlimStYYFPS NXFmin式中： YST—试验齿轮的应力修正系数，取YST=2Flim—试验齿轮的齿根的弯曲强度极限应力，FlimQ=220Mpa、Q =200Mpa；Flim1 Flim2Smi—n弯曲强度的最小安全系数，取Smin=1.3Fmin FminYN—弯曲疲劳强度寿命系数，取YN=1；X—弯曲疲劳强度的计算尺寸系数，取YX=1.oYoYo=—FUm1STYYFP1SNX所以：FminoYo=—Flim2―ST-YYFP2SNXFmin又因为220x2x1x1=580Mpa1.3200x2x1x1=307.69Mpa1.32000KT1YYYbm2000KT1YYYbm2Z fs&pn12000KT卜YY<obm2ZFS邙Fp

n1式中：YFS—外齿轮的符合齿形系数叩一螺旋角系数。（其他字符的意义同前。）36Z= =42v1 cos3p154Z= =180v2 cos3p由教材图5—25可得：Y=“03由教材图5—25可得：Y=“03FS1Y=3.94FS21.88-3.2=1.76二屮d二屮d1 dmZn1cosp1xcosp2x36=75.80cos(18。11'41”)=b+(5~10)=842由教材图5—40可得，螺旋角系数Ygp-0.58。所以：o所以：oF1=1YYbm2Z FS1epn1200x01x.5131.44x4.030.=58 7Mpa0o84x2x36 Fp1

2000KTbF2亠bF2bm2Z fs2£02n2200Q1x5 543.66 x3.9Q0.$8 7Mpa4b76Q22Q154 FP2综上所述，两齿轮符合强度条件。2.5齿轮结构设计2.5.1计算齿轮分度2.5.1计算齿轮分度直径小齿轮：mZd小齿轮：mZd= n_11cos02Q36=75.80mmcos(18。11'41”)大齿轮：mZd= n_2大齿轮：mZd= n_22cos02x154cos(18°11'41”)=324.21mm2.5.2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=屮d=76mm2 d1圆整后小齿轮的宽度为b=84mm，大齿轮的宽度为1b=76mm22.5.3齿轮的2.5.3齿轮的周速度兀dnv= 1~~1-1兀dnv= 1~~1-160x100010mIs（满足精度要60x1000求）2.5.4齿轮的相关参数如下表名称代号单位小齿轮大齿轮中心距amm200传动比i4.26模数mnmm2螺旋角0•cos(18°11'41'')19o27'36''变位系数X0齿数Z36154

分度圆直径dmm75.80324.21齿顶圆直径ddaamm79.80328.21齿根圆直径dfmm70.80319.21齿宽bmm84763轴的设计计算3.1轴的材料选择和最小直径估算3.1.1轴的材料选用45号钢，调质处理。3.1.2分度圆直径dmm75.80324.21齿顶圆直径ddaamm79.80328.21齿根圆直径dfmm70.80319.21齿宽bmm84763轴的设计计算3.1轴的材料选择和最小直径估算3.1.1轴的材料选用45号钢，调质处理。3.1.2高速轴和低速轴直径初算直径时，若最小直径段开于键槽，应考虑键槽对轴强度的影响，当该段截面上有一个键槽时，d增加5%~7%，两个键槽时，d增加10%~15%,有教材表12-2,高速轴c=110，低速轴c=110。2同时要考虑电动机的外伸直径d=38mm。二110xd2所以d113.35970x1.05=26.36mm=110x12.95x1.05=42.32mm227.48结合电动机的外伸直径d=48mm，初选LT8联轴器748—-GB584-38,所以初确定d=d=48mmJ48x84123.2轴的结构设计3.2.1高速轴的结构设计3.2.1.1各轴段径向尺寸的初定11nd—C—x1.05—110x13.35970x1.05=26.36mm1结合电动机的外伸直径d=48mm，初选LT6联轴器J48x84所以取d=48mm；1d=53mm；d=55mm3由此直径确定轴承，选择深沟球轴承6207GB/T276—1994,其具体尺寸如下表：基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定负荷/kn极限转速r/mindDBrsmindaminDamaxrasmaxCrC0r脂油55100211.564911.543.229.260007500d—d—64；46d—小齿轮；5d—d—55mm。73各轴端轴向尺寸的初定l—82mm；（联轴器的轴孔长度为82mm）1—57mm;2l—48mm;3l—12mm；4l5-70mm（小齿轮的宽度为50mm）l—8mm；6l—21mm。73.2.2低速轴的结构设计3.2.2.1各轴段的径向尺寸的初定[P 113.35d—C'-1x1.05—110x3 x1.05—26.36mm1 1$n 970'1结合电动机的外伸直径d=48mm，初选LT8联轴器J48x84GB584— 86J48x84所以取d—48mm；1d—d+5—53mm；d二d+2二55mm；32由此直径确定轴承，选择深沟球轴承6211GB/T276-1994，其具体尺寸如下表：基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定负荷/kn极限转速r/mindDBrsmindaminDamaxrasmaxCrC0r脂油55100211.5691011.547.832.856007000d=64mm；4d=70mm5d=64mm6d=d=55mm。73各轴段的轴向尺寸的确定l=82mm；（联轴器的轴孔长度为82mm）1=57mm;2l=48mm;3l=71mm（大齿轮的宽度为46m）4l=7mm；5l=8mm；6l=21mm。7轴的强度校核（低速轴所受转矩大，且两轴的直径相差很小，只校核低速轴）3.3.1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：T=95502x-i犷一543.66Nmn2d184.6圆周力：F=T/(r)一543660/()一3353.75Nt2222tanatan20°径向力F=Fx-一3353.75x 一1285.05Nr2t2COSP0.9499轴向力：F=FxtanP一3353.75x0.3287一1102.33Na2t2齿轮上作用力的方向,方向如下图所示：3.3.2求轴承的支反力水平面上支力F=F=F/2=3353.75/2=1676.88NRARBt2垂直面上支力dF'二(-Fx亠+Fx52)/(52x2)RAa22r2324.21=(-1102.33x +1285.05x52)/(52x2)2=—798.62NdF'二(Fx亠+Fx52)/(52x2)RB a22r2324.21=(1102.33x +1285.05x52)/(52x2)2

FFFFFF3.3.3画弯矩图水平面上的弯矩M=62xFx10-3=62x1676.88x10-3=103.97NmCRA垂直面上的弯矩M'=62xF'x10-3=62x(—798.62)x10-3=—49.51NmC1RAdM'=(52<F'x1-0斗Fx旷)C2RAa22324.21=[62x(—798.62)x10-3+208.26x x10-3]=129.18Nm2合成弯矩M=\'M2+M'2=*'(103.97)2+(—49.51)2=115.16NmC1 C C1M=Jm2+M'2=f(103.97)2+(129.18)2=165.82NmC2 C C23.3.4画转矩图T=543.66Nm23.3.5画当量弯矩图因单向回转，视转矩为脉动转矩，Q]/[Q],已知TOC\o"1-5"\h\z—1b 0bq=650Mpa，查表12-1可得[q]=54Mpa、Q]=93Mpa,B —1b0ba=[Q]/[Q]=54/93=0.58—1b 0b剖面C处的当量弯矩：M '= M 2+(aT)2 = (165.82)2+(0.58 x543.66)2=356.26NmC2 C2 2M '= M 2+(aT)2 =M=115.16NmC1 C1 2 C13.3.6判3.3.6判危险剖面并验算强度剖面C当量弯矩最大，而且直径与相邻段相差不大，故剖面C为危险面。已知M=M'=356.26Nm、[Q]=54Mpae C2 —1b

则MM356.26g= ~= e-= =13.59Mpa厦[Q]=54MpaTOC\o"1-5"\h\zeW0.1d3 0.1x(64)3 -1b剖面D虽仅受弯矩，但其直径最小，则该剖面为危险面。M=T)2=aT=0.58x543.66=315.32NmD 2 2MM 76.135g=D= d—= =28.51Mpa/[g]=54MpaeW0.1d3 0.1x(64)3 -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12沟球轴承6207GB/T276-19946208GB/T276-1994,滚动轴承的校核由前面的计算可得F=F2+F'2=(1676.88)2+(-798.62)2=816.07NR1 RA RAF =\：'F2+F'2=J(1676.88)2+(2083.53)2=2090.28NR2 RB RB轴向力：F=F=1102.33NA a2转速：n= 227.48r/min4.2.1求当量动载荷

由上图可知轴2未受轴向载荷，轴2受轴向载荷F=F，则A1Ap二f(XF +YF),由教材表14-12可得，f=1.2,查有TOC\o"1-5"\h\z2 p B合 A2 p关轴承手册可得6307轴承C=25x103N。0r轴2:F/C=1102.33/25x103=0.0441 ，查表可得A1 0re二0.2,可计算出F/F=0.303》e，A1 R1可得X=0.56,Y=1.8P=f(XF+YF)=1.2x(0.56x2674.51+1.8x1102.33) =4178.30N2 p B合 A轴1：P=fF=1.2x1857.34=2228.81N1 pR2因P》P，故仅计算轴承2的寿命即可214.2.2求轴承寿命已知球轴承£=3、C=33.5x103N则r106C 106 33.5x103L= (2)3= ( )3=37760.79hh160nP60x227.48 4178.302按单班制计算每天工作8小时，一年工作365天，则=12.9年满足年限要求)=12.9年满足年限要求)L=hi=Y 8x365 8x365键连接的选择与计算键连接的选择选择普通平键，轴代号公称直径d(mm)公称尺寸bxh(mmxmm)长度L(mm)深度(mm)114x74GB/T1096-200344~5014X9745.0218x64GB/T1096-200358~6518X11645.0键连接的校核有教材表6-2可得键连接时的挤压应力p]=100Mpa，由于低速轴的转矩大于高速轴，而两者的直径相差很小，且对同一个轴来说，只需校核短键，所以只需校核键18x64T1096-2003齿轮轴段的直径d键的长度l=L—b=64—18=46mm；键的接触高度k=0.5h=0.5x11=5.5mm；键转动的转矩T=543.66Nm22Tx103 2x543.66x103贝H：Q=—2 = =74.9Mpa厦IQ=100Mpa<pkld 5.5x46x64 Lp」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。J48x84GB5843—86J48x84联轴器的校核因为低速轴所受的转矩较大，只校核低速轴T=606.75Nm，考虑到转2矩变化很小取K=1.3。A所以T=KT=1.3x543.66=706.7玄T=250m（联轴器符合其acA2 a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润滑方式有两种：当">2~3m/S时，采用油润滑当vy2m/s时，米用指润滑.冗dn3.14x75.8x970 ,v= 1—= =3.85>2m/s60x1000 60x1000冗dn3.14x324.21x227.48 ,v= 2—= =3.85>2m/s60x1000 60x1000所以小齿轮大齿轮均采用油润滑。密封方式的选择一般选用接触式密封，半粗羊毛毡垫圈。

箱体及附件的结构设计和选择箱体的结构尺寸减速器铸造箱体的结构尺寸表名称符号结构尺寸（mm）齿轮减速器箱座（体）壁厚58箱盖壁厚5i8箱座、箱盖、箱底座凸缘的厚度b,b,b12b=1.55=12,b=1.55=12,b=2.55=2011220箱座、箱盖的肋厚m,mim=&m=81轴承旁凸台的高度和半径h,RiH由结构要求来确定轴承座的外径D2凸缘式：140d=D+5d=1252 3地脚螺钉直径与数目df单击减速器a〜200ndf16通孔直径d‘f20沉头座直径Do45底座凸缘直径C1min,25C2min,23连接螺栓轴承旁连接螺栓直径did=0.75d=121 f箱座、箱盖连接螺栓直径d2d=0.5d=8,螺栓的间距l=1802 f连接螺栓直径d14通孔直径d'15.5