减速齿轮箱课程设计

机械设计基础课程设计说明书设计题目：减速齿轮箱专业：热能与动力工程学生姓名：学号：班级：指导教师：2014年7月12日#一、传动装配的总体设计TOC\o"1-5"\h\z电机的选择3求传动比31.3计算各轴的转速、功率、转矩4二、链的设计计算4三、齿轮的设计3.1原始数据53.2齿轮的主要参数53.3确定中心距63.4齿轮弯曲强度的校核73.5齿轮的结构设计7四、轴的设计计算4.1轴的材料的选择和最小直径的初定84.2轴的结构设计84.3轴的各段直径84.4各轴的轴向距离94.5轴的弯曲强度的校核10五、滚动轴承的选择5.1滚动轴承的选择10六、键连接的选择与计算键连接的选择和校核10七、联轴器的选择7.1类型选择127.2计算转矩127.3型号选择12八、润滑方式、润滑油型号及密封方式的选择8.1润滑方式、润滑油型号的选择128.2减速器密封方式的选择12九、箱体及附件的结构设计和选择箱体的结构尺寸12十、参考资料13

机械设计课程设计计算说明书设计要求：工作年限：8年工作班制：2工作环境：清洁载荷性质：平稳生产批量：小批技术参数：滚筒周力：2200N滚筒周力：2200N滚筒直径：300mm带速:1.8m/s滚筒长度：400mm齿轮箱设计原理简图一、传动装配的总体设计1.1电机的选择p—工作机所需功率,kw;Wpe—电动机的额定功率,kw；pd—电动机所需功率,kw；dn电动机到工作机的总效率为n5分别是链传动、滚动轴承、闭式齿轮传动(齿轮精度为8级)、联轴器、卷筒的传动效率。二0.90n1、=0.98n=0.97n2、3、=0.994=0.965p—工作机所W需功率,kw=沁!=3.96KwPw10001000n=nxn3xnxnxn=0.79712345Pp二p二——w二4.97KwdenPw=3.96kw沪0.797Pd=Pe=4.97kw1.2求传动比计算各轴的转速轴1转速额定功率(kw)同步转速(r/min)、卄+卜4丄满载转速(r/min)总传动比Y132M2-65.510009608.34■wn电=960r/minn电=960r/minn1=480r/min轴2转速1.3计算各轴的转速、功率、转矩各轴转速轴1的输入功率轴2的输入功率轴1的转矩轴2的转矩二、链的设计计算传动比小链轮齿数初定中心距链条节数n=丄=960=480r/mini21,2n4800n_r-4800-115r/mini4.172,360k1000c1.860k1000c1.8.n===11亍/minw“D3.14x300•I960i=・1==8.34i1152i=2i=4.171,22,3n=960r/min1n=115r/min2p=p=4.473kw1d1P=PxHxH=4.47*0.98x0.97=4.25Kw2123rpp4473T=9550x—=9550x•=88.94N.mn4801TP425T=9550x—=9550x'=352.93N.mn1152i=21,2由《机械设计基础》P236表13-13得Z1=27Z2=54a=40p0n2=115r/minnw=115r/mini=8.34i=21,2i=4.172,3p=4.473kwp=4.25kw2T1=88.94N.mT2=352.93N.mZ1=27Z2=54Lp=121az+zp■212兀丿L—2—o+—i2+一■212兀丿计算功率pp2a计算功率0由《机械设计基础》P239表13-14、P24013-34得k—1.0k—0.94Az链条型号的确定节距中心距校验链速三•齿轮的设计计算3.1原始数据m链条型号的确定节距中心距校验链速三•齿轮的设计计算3.1原始数据m由《机械设计基础》P239，表13-33得p—5.17kwn—960r/minc1所以选取0.8Ap—12.7mma—a—40p0zpn60x100027x12.7x96060x1000—5.48m/s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p—5.17kwcp—12.7mma—50.8mmV=5.48m/s3.23.2齿轮的主要参数\最小安全系数由上述硬度可知，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。由《机械设计基础》171页表11-1小齿轮45号钢调质齿面硬度197〜286HBS接触疲劳极限575Mpa弯曲疲劳极限445Mpa大齿轮45号钢正火齿面硬度156〜217HBS接触疲劳极限375Mpa弯曲疲劳极限310Mpa由176页表11-5查得S=1.0S=1.25HminFmin匚]b575===575MpaH1S1.0HLL575MpaH1blCT375=H4*==375MpaH2S1.0HL]O445=fe1==356Mpaf1s1.25FrlO375=fe2==300Mpaf2s1.25F按齿面接触强度设计（8级精度齿轮）载荷系数K=1齿宽系数血1=0.8L375MpaH2L356MpaF1L300MpaF2齿轮1转矩弹性系数齿轮1的最小直径3.3确定中心距齿数实际传动比模数齿宽小齿轮的转矩TP4473T=9550x1=9550x=88.941n4801Z由《机械设计基础》P175页Z=30Z=30x4.17=12512125i=2330=4.17d72.9m=—1=Z30=2.43b=申d=0.8x72.9=58.32mmd1T1=88.94N.md1=72.9mmZ1=30Z2=125i=4.172,3m=2.43mmb=58.32mmb=60mmb=70mm21《机械设计基础》P59按表4-1-d实际i°d实际2中心距d=mxZ=2x30=60nmii=2x125=250mmd+di2=1552b2=60mmb1=70mmm=2mmd1=60mmd2=250mma=155mm3.43.4齿轮弯曲强度的校核验算轮齿弯曲强度由《机械设计基础》P177表11-8表11-9Y=2.6Y=2.2Fa1Fa2齿轮的圆周速度3.5齿轮的结构y=1.56SalQ2kTYfibm2Zi=2.2Sa2•=100.2Mpa<bQ=QyY=98.37Mpa<]F2F1YFa1YSa1F2Fa1sa2“dnv=1__l=1.5m/s<4m/s60x100符合齿轮的等级要求d=250mm<500mm由于2的齿轮可以锻造或铸Q=100.2MpaF1Q=98.37MpaF2设计四、轴的设计计算4.1轴的材料的选择和最小直径的初定直径的初算主动轴的直径从动轴的直径4.2轴的结构设计简图4.3轴的各段直径造，通常采用腹板式结构，直径较小的齿轮可以做成实心的。轴在选择上，选择45号钢调质处理的材料d'c善由《机械设计基础》p250表14-2C=110p,'4473d>c3i二1103二23.1mmi3n480因为两轴上均有2个键槽d=25mmd=40mm12L2轴1：d=25mm1d=d+(1—5)=30mm21d=d+(1—5)=35mm2d=d+(1—5)=40mm3d1=23.1mmd2=36.6mmd=25mm1d2=30mmd3=40mmd4=45mmd5=45mmd5=45mmd6=40mmd7=35mmd1'=40mmd2'=45mmd3'=50mmd4'=55mmd5'=60mmd6'=55mmd7'=50mmd=d+(1—5)=45mmTOC\o"1-5"\h\z4d—d—(1—5)—40mm5d—d—35mm3轴2：d'—40mmid—d'+(1—5)—45mm1d'—d'+(1—5)—50mmTOC\o"1-5"\h\z2d—d+(1-5)—55mm3d—d+(1—5)—60mm4d'—d'—(1—5)—55mm5d'—d'—50mm3由于主动轴上齿轮厚b=70mm、轴承选取6007GB/T276-94B=14mm4.4各轴的轴向距离轴1的轴向长度i<b—60mm所以4i〉B—35mm3i—65mm2i—B—14mm7i—60mm1i—11mm5i—60mm1i—65mm2i〉B—35mm3i—10mm6i<b—60mm4i—11mm5—10mmi—B—14mm7从动轴上齿厚b=60mm、轴承选取6010GB/T276-94B=16mm同理，同时保证齿轮在轴线上相平衡轴2的轴向长度4.5轴的弯曲强度的校核轴上载荷弯扭校合五、滚动轴承的选择轴1的选择轴2的选择六、键连接的选择与计算6.1键的类型及其尺选择轴1外伸端处键的校核i=60mm1=65mmi=40mm123i=50mm1=11mmi=10mm4561=16mm7Mm=316767N.mmT=925200N.mmW=0.1d3=0・1X603=21600mm3JM2+（aT）2Q=7m1=51.2MPa<Q]pWpd=30mm3根据《机械课程设计》P134附表6.2深沟球轴承（GB276-94）轴承1选择6007GB/T276-94根据《机械课程设计》P134附表6.2深沟球轴承（GB276-94）轴2选择6010GB/T276-94带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选捧型平键联接。根据轴径d=30,由《机械设计课程设计》，附查4.1得：键宽b=10mm，键高h=8mm,因轴长L[60mm,故取键长L=50将I=L—b,k=0.4h代入公式得挤压应力为1=60mm11=65mm21=40mm31=50mm41=11mm51=10mm61=16mm7Mm=316767N.mmT=925200N.mmW=21600mm3d=50mmd'=50mmb=10mm

验算挤压强度确定键槽尺寸相应的公轴2外伸端处键的校核键的类型及其尺寸选择验算挤压强度确定键槽尺寸及相应的公差齿轮处键的校核及其尺寸选择验算挤压强度2Tx1000“==53.82Mpapk-1-d由教材表查得，轻微冲击时的许用挤压应力[◎]50—60MPa，◎<[◎]，故挤压强度足够。ppp轴槽宽为20N90，轴槽深t=5.0mm，r6对应的-052极限偏差为：。毂槽宽为20Js9±0.026，毂槽深0.043h=4.9mm。H7对应的极限偏差为0.030带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择1型平键联接。根据轴径d=40mm，由《机械设计课程设计》，附查4.1得键宽b=12mm，键高h=8mm，因轴长L=60mm，故取键长1L=50mm将I=L—b,k=0.4h代入公式得挤压应力为2Tx1000“==52.41Mpapk-1-d由教材表查得，轻微冲击时的许用挤压应力[◎]50—60MPa，◎<[◎]，故挤压强度足够。ppp轴槽宽为20N90，轴槽深t=7.5mm，r6对应的-052极限偏差为：。毂槽宽为20Js9±0.026，毂槽深0.043h=4.9mm。H7对应的极限偏差为0.030带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选捧型，平键连接。根据轴径d=50,由由《机械设计课程设计》，附程.1,查得：键宽b=14mm，键高h=9mm，因轴长L「60mm，故取键长L=45mm将I=L—b,k=0.4h代入公式得挤压应力为2Tx1000“f==59.17Mpapk-1-d由教材表得，轻微冲击时的许用挤压应[◎]50—60MPa，p◎<[◎]，故挤压强度足够。pph=8mmL=50mmb=12mmh=8mmL50mmb=14mmh=9mmL=45mm

确定键槽尺寸相应的公差轴槽宽为20N90,轴槽深t=7.5mm,r6对应的-052极限偏差为：。毂槽宽为20Js9±0.026，毂槽深0.043h=4.9mm。H7对应的极限偏差为0.030七、联轴器的联轴器用在减速器的输出端，从动轴转速选择n=115r/min，传递的功率为^=4.97kw传递的转矩为T2=352.93N.m轴径为d=40mm7.1类犁选择为减轻减速器输出端的冲击和振动，选择弹性柱销联轴器，代号为HL。由教材表43-l，选择工作情况系数K=1.257.2计算转矩T=K・T=352.93X1.25=441.16N.m按计算转矩、轴径、转速，从标准中选取HL3型HL4型弹性柱销联轴器，采用短圆柱形轴孔。公称转矩12507.3型号选择公称转矩：T=630>Tc许用转速4000许用转速：n：=1000>n^主动端：了型轴孔、A型键槽、轴径d二，半联轴器长度L轴孔长度112八、润滑方式、润滑油型号及密封方式的选择8.1润滑方式、根据齿轮的圆周速度7.5m/s选择油润滑，浸油润滑油型号选择1、齿轮的润滑深度10mm,润滑油粘度为59。2、轴承的润滑滚动轴承根据轴径选择脂润滑，润滑脂的装填量，润滑脂的类型为钙基2号钠基2号。8.2减速器的轴伸出处密封的作用是使滚动轴承与箱外隔绝防密封止润滑油（脂）漏出和箱外杂质，水基灰尘等侵轴伸出处密封入轴承室避免轴承急剧磨损和腐蚀，采用垫圈密封方式。采用挡油环密封方式，其作用是防止过多的油，杂质以及啮合处的热油冲入轴承室。轴承室内侧密封采用密封条密封方法。箱盖与箱座接合面的密封箱体米用水平剖分式结构采用HT200灰铸