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减速箱体设计说明书(课程设计)


减速箱体设计说明书





一、任务设计书…………………………………………………………… 2 二、电动机的选择计算…………………………………………………… 2 三、传动装置的运动及动力参数计算…………………………………… 3 四、传动零件的设计计算 ……………………………………………… 5 五、轴的设计计算…………

……………………………………………… 18 六、滚动轴承选择和寿命验算…………………………………………… 25 七、键联接的选择和验算………………………………………………… 25 八、联轴器的选择和验算………………………………………………… 26 九、减速器的润滑方式及密封形式的选择 …………………………… 26 十、润滑油牌号的选择及装油量的计算………………………………… 27 十一、验算齿轮与轴是否发生干涉现象………………………………… 27 十二、设计体会…………………………………………………………… 27 十三、参考资料目录……………………………………………………… 28

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减速箱体设计说明书

一、设计任务 详见机械设计任务书。 二、电动机的选择计算 已知工作条件及要求: 运输带工作拉力: 运输带工作速度: F=2300 N V=0.95m/s

运输带的滚筒直径: D=400 mm 运输带的宽度: B=400 mm

根据工作条件,选择 Y 系列三相异步电动机 1.选择电动机功率 滚筒所需的有效功率:
PI =F×V/1000=2300×0.95/1000=2.2KW
2 4 传动装置的总效率: ? 总 ?? 带 ? ? 齿 ? ? 承 ? ? 联 ? ? 卷筒

PI =2.2 KW

式中: 皮带传动效率 ? 带 =0.95 轮啮合效率
? =0.824

?齿 ? 0.97 (齿轮精度为 8 级)

滚动轴承效率 ?承 ? 0.99 联轴器效率 滚筒效率 传动总效率
? =0.95×0.972×0.994×0.99×0.96=0.824

?联 ? 0.99

P总 =2.67kw

?滚筒 ? 0.96
n I =45.4r/m

in

所需电动机功率

P总 = PI / ?总 =2.2/0.824=2.67kw
2.选取电动机的转速 滚筒转速
nI =

60? 60 ? 0.95 = =45.4r/min ?D 3.14 ? 0.40

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根据滚筒所需的功率和转速,可选择功率为 3KW,同步转速分别为 1500r/min 和 1000r/min 两种型号的电动机。

电动机数据及传动比 方案号 1 2 电机 型号 Y100L2—4 Y132S—6 额定 功率 3.0 3.O 同步转 速 1500 1000 满载转 速 1420 960 总传 动比 31.28 21.15

选方案 1:Y132S—6,额定功率 P0=3kW,同步转速 1500r/min,满载转速 1420r/min。由 4.12-2 查得电动机中心高 H=100mm,外伸轴段 D×E=28mm× 60mm

三、传动装置的运动及动力参数计算 1、分配传动比 总传动比 i? ?n0 / nw ? 1420/ 45.4 ? 31.28 V 带传动比为 2—3,取 i带 ? 3 则减速

i减 ? i? / i带 =31.28/3=10.427

对减速器传动比进行分配时,即要照顾两级传动浸油深度相近,又要 注意 大锥齿轮不能碰着低速轴,试取 第一级传动比 第二级传动比
i 1 ? 1.35 ? i =3.752 i 2 = i减 / i1 = 10.427 / 3.752 =2.779

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2、各轴功率、转速和转矩的计算 0 轴:即电机轴 P0= P电 =2.67kw n0=1420r/min T0=9550×P0/n0=9550×2.67×1000/1420=17.96 N ? m P0=2.67kw n0=1420r/mi n T0=17.96 N ?m P1=2.54 n1=473r/min T1=51.28 N ?m

Ⅰ轴:即减速器高速轴 P1= P0 ??带 ? 2.67×0.95=2.54kw n1= n0/ i01 =1420/3 =473r/min T1=9550×P1/n1=9550×2.54/473= 51.28 N ? m

Ⅱ轴:即减速器中间轴 P2= P1· ? 齿 ? ? 承 =2.54×0.97×0.99=2.44kw n2=n1/ i12 =473/3.752=126.1r/min T2=9550×P2/n2=9550×2.44×1000/126.1=184.79 N ? m

P2=2.44kw n2=126.1r/m in T2=184.79 N ?m

Ⅲ轴:即减速器的低速轴 P3= P2· ? 齿 ? ? 承 =2.44×0.97×0.99=2.34kw n3= n2/i23=126.1/2.779=45.4r/min T3=9550×P3/n3=9550×2.34×1000/45.4=492.22N·m

P3=2.16kw n3=33.4r/mi n T3=617.38N ·m

Ⅳ轴:即传动滚筒轴 P4= P3· ?
? 滚

P4=2.29kw n4=45.4r/mi n T4=481.71N ·m

? 联 =2.34×0.99×0.99=2.29 kw

n4= n3=45.4r/min T4=9550×P4/n4=9550×2.29/45.4=481.71 N·m 各轴运动及动力参数

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轴 序 功率 号 0 Ⅰ /KW 2.67 2.54

转速

转矩 T

传动 形式 带 传 动

传 动 比 3

效率 ?

/(r/min) / N·m 1420 473 17.96 51.28

0.95

齿 轮 传动 3.752 0.96



2.44

126.1

184.79

齿 轮 传动 2.779 0.96

Ⅲ Ⅴ

2.34 2.29

45.4 45.4

492.22 481.71

联 轴 器 1.0 0.98

四、传动零件的设计计算 1、带传动的设计计算 (1)确定设计功率 PC 由表 3—4 查得 K A =1.2 PC=3.20kw PC= K A ×P=1.2×2.67=3.20 kw (2)选取 V 带的型号 根据 PC 和 n0 由图 3-12 确定,因工作点外于 A 型区,故选 A 型。 (3)确定带轮基准直径 d d 1 、 d d 2 ①选择小带轮直径 d d 1 由表 3-5 和表 3-6 确定 d d 1 =82mm ②验算带速 V V=

d d 1 =82mm

?d d 1n1
60 ? 1000

=

? ? 82 ? 1420
60 ? 1000

V=6.1m/s =6.10m/s 在 5—25m/s 之间,故合乎要求

③确定从动轮基准直径 dd2

d d 2 =250mm

d d 2 = i带 d d 1 =3×82=246mm 查表的 3-6 取 d d 2 =250mm
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④实际从动轮转速 n2 和实际传动比 i 不计ε 影响,若算得 n2 与预定转速相差 ? 5%为允许。 ?
i=

d d 1 250 ? 3.049 = d d 2 82

i =3.049

(4)确定中心距 a 和带的基准长度 Ld ①初定中心 a0 本题目没有给定中心距,故按式 3—25 确定

0.7(dd2+dd1)≤ a0 ≤2(dd2+dd1) 0.7(250+82)≤ a0 ≤2(250+82) 232.4 mm≤ a0 ≤664 mm

a0 =400mm
取 a0 =400mm。 ②确定带的计算基准长度 Lc 按式

Lc =1332 ㎜

Lc ≈2 a0 +

? (d ? d d 1 ) 2 ( d d 1 + d d 2 )+ d 2 2 4a0

=2×400+ =1332 ㎜

? (250+82)+ (250? 82)(250? 82) / 4 ? 400 2
Ld =1400 ㎜

③取标准 Ld 按表 3-3 取 Ld =1400 ㎜。 ④确定中心距 a 按式 3-27

a = a0 +

Lc ? Ld 1400 ? 1332 =400+ =434 ㎜ 2 2

a =434 ㎜

a 调整范围
amax = a +0.03 Ld =400+0.03×1400=476 ㎜

amax =476 ㎜
amin =413 ㎜

amin = a -0.015 Ld =400-0.015×1400=413 ㎜

(5)验算包角α α ≈180°>1200 符合要求
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α =157.30
(d d 1 ? d d 2 ) ×60=180°-(250-82)/400×60°=157.3° a

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(6)确定带根数 z 按式(3-29) Z≥
Pc P0?

由式(3-19)单根 V 带所能传递的功率

? p0 = k a ( p0 + ?p1 + ?p 2 )
由式(3-20)包角系数 k a
k a =1.25( 1 ? 5
?

?0
180?

)=1.25( 1 ? 5

?

157.3 180

)=0.9437

k a =0.9437

由表(3-2)查得 C1=3.78×10-3 C4=4.65×10-5 ω 1= C2=9.81×10^-3 C3=9.6×10^-15

L0 =1700 ㎜

2?n 2? ? 1420 = =148.70rad/s 60 60

P0 = d d 1 ω 1〔C1-

c2 -C3 (d d1?1 ) 2 -C4lg(dd1ω 1)〕 dd1
9.81? 10?3 -9.6×10-15 (82 ? 148.70) 2 100

=100×148.70×[3.78×10-4-

-4.65×10-5×lg(00×100.53)〕 =0.8161
2 ?p1 =C4 d d 1 ω 1lg c 1 1 1 ? 10 2 ( ? 1) c4 d d1 s

P0 =0.8161k
w

=4.65×10-5×82×148.70×lg

2 9.81? 103 1 1 1 ? 10 ( ? 1) 4.65 ? 10?5 82 3

=0.1660 kw
1400 L -5 ?p 2 =c4 d d 1 ω 1lg d =4.65×10 ×82×148.70×lg 1700 L0

?p1 =0.1660

kw

=-0.8817kw

?p 2 =-0.047

? p0 = k a ( p0 + ?p1 + ?p 2 )=0.9437×(0.8161+0.1660-0.0478)
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8kw

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=0.8817 V 带的根数 Z Z≥
Pc 3.20 = =3.6 取 4 根 P0? 0.8817

? p0 =0.8817

Z=3.6

(7)确定初拉力 F0 按式 3-30 F0=500
Pc 2.5 ( -1)+q? 2 ?z K a

=500×

3.20 2.5 ?( ? 1) ? 0.1 ? 6.10 2 =111.86N 6.10 ?   0.9437 4

F0=111.86N

式中 q 由表 3-1 查得 q=0.1Kg/m。 (8)计算轴压力 Q 按式 3-31 Q=2F0zsin
a0 157 .3? =2×111.86×4×sin =877.38N 2 2

Q=877.38N

2、高速级斜齿圆柱齿轮设计计算 由前面计算得知:二轴传递的功率 P1=2.54kw,转速 n1=473r/min, , 转矩 T1=51.28Nm,传动比 u=3.752,载荷有轻度冲击 1)选择齿轮材料,确定精度及许用应力 小齿轮为 45 钢,调质处理,硬度为 235—250HB 大齿轮为 45 钢,正火处理,硬度为 190—217HB 齿轮精度为 8 级(GB10095-88) 查图 5—16 得, ? H min1 =580MPa, ? H min 2 =545MPa 计算应力循环次数 N,由式 5—33 得
N1 =60 n2 jLh =60×473×1×(16×300×5)=6.8×10
N 2 = N1 / i =6.8×10 /3.752=1.8×10
8 8 8 8

P1=2.54kw n1=473r/mi

N1 =6.8×10

查图 5—17 得 zn1 ? 1.03, zn 2 ? 1.13 取 zw =1.0, S H min =1.0 由式 5—28 确定接触疲劳许用应力

N 2 =1.8 ×

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[? H ]1 ? [? H ]2 ?

? H lim1
S H min

z N 1 zW =

580 ? 1.03 ? 1.0 =597.4MPa 1 .0 545 ? 1.13 ? 1.0 =615.9MPa 1 .0

? H lim 2
S H min

z N 2 zW =

因为 [? H ]1?[? H ]2 ,取 [? H ] ? [? H ]1 ? 597.4Mpa 2)按接触疲劳强度确定中心距 a

KT2 ? Z H Z E Z? Z ? ? a ≥(u+1) 3 2?a u ? ?? H ? ?
式中 T1= 9550
p1 =51283N·mm n1

? ? mm ? ?

2

T1=51283 N·mm
z ? ? cos? ?

初取 Ktz 2?t ? 1.0 暂取 ? ? 12? , z ? ? cos? ? 0.99 由表 5—5 得 Z E =189.8 MPa 由式 5—41 计算 Z H 端面压力角 ? t = 200 ,基圆螺旋角 ? b = ? =120
ZH =

0.99

2 cos ? b 2 ? cos12? = =2.47 cos20? ? sin 20? cos? t sin ? t

?a ? 0.35
a
KT2 ? Z H Z E Z? Z ? ? ≥(u+1) 3 2?a u ? ?? H ? ? ? ? ? ?
2

= ?3.752 ? 1?3

1.2 ? 51283 ? 2.47 ? 189.8 ? 0.99 ? ? ? =114.92mm 2 ? 0.35? 3.752? 597.4 ?

圆整取 ? =115mm

? =115mm

mn =(0.007~0.02) ? t = (0.007~0.02)×120=0.84~2.4
取标准值 mn =2mm 两齿轮齿数和
2a cos ? 2 ? 115? cos12? Z1= m (u ? 1) = 2(3.752 ? 1) =23.8 n

mn =2mm
取 Z =24 1

z? =113

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Z2 = uZ1 =89

Z1 =24

取 Z1 ? 24, Z 2 ? 94 实际传动比
i实 ? z2 z1

= 94

Z2 =89

24

=3.708 故在范围内 β =10.70

传动比误差: ?i ?

i理 ?i实 ? 100% ? 1.2% <5% i理

修正螺旋角

m ?z ? z 2 ? 2.5 ? ?94 ? 24 ? β =arccos n 1 = arccos =10.47530 2 ? 120 2a

与初选 接近, Z H , Z ? 可不修正
2 ? 24 m z =48.849mm d1 = n 1 = cos? cos 10.7? 2 ? 89 m z =181.15mm d2 = n 2 ? cos? cos 10.7?
d1 =48.849m

m
d2 =181.15m

m V=1.21m/s

圆周速度

V=

?d1n1 ? ? 48.849 ? 473 = =1.21m/s 60 ? 10 3 60 ? 10 3

3)验算齿面接触疲劳强度

? H = Z H Z E Z? Z ?

2 KT u ? 1 ≤ [? H ] bd12 u

有表 5-3 查得 K A =1.25
Vz1 /100=1.21×24/100=0.2904 m/s

按 8 级精度查图 5-4 得动载系数 K v =1.03 齿宽 b= ?a a =0.35×115=40.25mm

K ? =1.06

b / d 2 =40.25/48.849=0.824

查图 5-7 齿轮相对于轴承非对称布置,两轮均为软齿面, K ? =1.06 查表 5-4 K ? =1.2 载荷系数 K = K A K v K ? K ? =1.25×1.03×1.06×1.2=1.638

K =1.638

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由 5-42 z? ? cos ? ? cos12? =0.99 计算重合度 ? a , ? ? 以计算 z?
? d a1 = d1 +2 ha m=48.849+2×1.0×2=52.849mm

d a1 =52.849m
m

d a 2 = d2 +2 h m=181.15+2×1.0×2=185.15mm

? a

d a 2 =185.15m
m

? t =arctan(tan ? n /cosβ )= arctan(tan200/cos10.70)=20.330
db1 = d1 cos ? t =48.849×cos20.33 =45.806mm
0

? t =20.330
db1 =45.806m
m

d b 2 = d2 cos ? t =181.15×cos20.33 =169.866mm
0

d b 2 =169.866
45.806 d =29.920 ? at 1 =arccos b1 = arccos 52.849 d a1

mm

? at 1 =29.920
? at 2 =23.440

? at 2 =arccos

169.866 db2 = arccos =23.440 185.15 da2

?? =

1 [ z2 (tan ? at 1 -tan ? t )+ z3 (tan ? at 2 -tan ? t )] 2? 1 [24× (tan29.92? ? tan20.33?) +89× (tan23.44? ? tan20.33?) ] 2?

=

=1.68
b sin ? 40.25 ? sin 10.7? ?? = = =1.19 2? ?m n

? ? =1.68

? ? =1.19

由式 5-43 计算 Z?

1 = =0.77 Z? = 1.68 ?a

1

Z? =0.77

? b = arctan(tan ? cos ? t )
= arctan(tan10.7°×cos20.330)=10.010
ZH =

? b =10.050

2 cos ? b 2 cos10.5? = =2.459 cos 20.33? sin 20.33? cos at sin at

Z H =2.459

由式 5-38 计算齿面接触应力 ? H

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? H = Z H Z E Z? Z ?

2KT2 u ? 1 2 bd2 u
2 ? 1.638? 512833.752 ? 1 N 40.25? 48.8492 3.752

? H =529.55M
Pa

=2.459×189.8×0.771×0.99× =529.55MPa<[ ? H ]=597.4Mpa 4)校核齿根弯曲疲劳强度 由式 5-44

?F=

2 KT2 YFa Ysa Y? Y? ≤ [? F ] bd2 mn

zv1 = z1 / cos ? =24/ cos 10.7? =25.30
3
3

zv1 =25.30 zv 2 =93.81

zv 2 = z2 / cos ? =89/ cos 10.7? =93.81
3
3

查图 5-14 得 YFa1 =2.67, YFa 2 =2.22 查图 5-15 得 Ysa 1 =1.59, Ysa 2 =1.78 由式 5-47 计算 Y?

Y? =1- ? ?

? 10.7 =1-1.19 ? =0.895 120 120

Y? =0.895

由式 5-48 计算 Y?

Y? =0.25+

0.75cos2 ? b

?a

=0.25+

0.75cos2 10.7? =0.681 1.68

Y? =0.681

由式 5-31 计算弯曲疲劳许用应力 查图 5-18b 得 ? F lim1 ? 220MPa, ? F lim2 ? 210MPa 查图 5-19 得 YN1 ? YN 2 ? 1.0 取 取 Yx=1.0

Ys t ? 2.0, SF min ? 1.4

?? F ?1 ? ? F lim1YST YN1YX = 220 ? 2 ? 1 ? 1 =314.29Mpa
S F min

?? F ?1 ?
29Mpa

314.

1 .4

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?? F ?2 ? ? F lim2YST YN1YX = 210 ? 2 ? 1 ? 1 =300Mpa
S F min

?? F ?2 ?
pa

300M

1 .4

? F1 =

2 KT2 YFa1 Ysa 1 Y? Y? bd1mn

=

2 ? 1.638 ? 51283 ? 2.67 ? 1.59 ? 0.681 ? 0.894 40.25 ? 48.849 ? 2

=110.42MPa< ?? F ?1
? F 2 = ? F1

安全

? F 1 =110.42

1.78 ? 2.22 YFa 2Ysa 2 =110.42 ? 2.67 ? 1.59 YFa1Ysa1

=102.78MPa< ?? F ?2 5)齿轮主要几何参数

安全

? F 2 =102.78

MPa
0

z1 ? 24, z2 ? 89,u=3.752,m=2mm,β =10.7
d1 =48.849mm, d2 =181.15mm

z1 ? 24,

z2 ? 89

df1=43.849mm

df2=176.15mm

1 a = ( d1 + d2 )=115mm 2

u=3.752 m=2mm, β =10.70
d1 =48.849m

取 b1 =46mm, b2 =40.25mm 3、低速级斜齿圆柱齿轮设计计算 由前面计算得知:二轴传递的功率 P2=2.44kw,转速 n2=126.1r/min, 转矩 T2=184.79Nm,齿数比 u=2.779,载荷有轻度冲击 1)选择齿轮材料,确定精度及许用应力 小齿轮为 45 钢,调质处理,硬度为 217—255HB 大齿轮为 45 钢,正火处理,硬度为 190—217HB 齿轮精度为 8 级: 由式 5—33 得
N1 =60 n2 jLh =60×126.1×1×(16×300×5)=1.82×10
N 2 = N1 / i =1.82×10 /2.779=6.55×10
8 7 8

m,
d2 =181.15m

m

d f 1 =43.849m
m

d f 2 =176.15
mm a =115mm
b1 =46mm

b2 =40.25mm

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查图 5—17 得 zn1 ? 1.13, zn 2 ? 1.18 取 zw =1.0, S H min =1.0 查图 5—16 得 ? H min1 =580MPa, ? H min 2 =545MPa 由式 5—28
[? H ]1 ?
N1 =1.82 ×

? H lim1
S H min

z N 1 zW =

580 ? 1.13 ? 1.0 =655.4MPa 1 .0 545 ? 1.18 ? 1.0 =643.1MPa 1 .0

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N 2 =6.55 ×

[? H ]2 ?

? H lim 2
S H min

z N 2 zW =

107

2)按接触疲劳强度确定中心距

KT2 ? Z H Z E Z? Z ? ? a ≥(u+1) 2?a u ? ?? H ? ?
3

? ? mm ? ?

2

T2= 9550

p2 =184789.8 N·mm n2

初选 Ktz 2?t ? 1.1,暂取 ? ? 12? , ?a ? 0.4 由式 5—42 z ? ? cos? ? 0.99 由表 5—5 得 Z E =189.8 MPa 由式 5—41 计算 Z H 端面压力角 基圆螺旋角

? t = 200
? b = ? =120

z ? ? cos? ?

2 cos ? b 2 ? cos12? = =2.47 ZH = cos20? ? sin 20? cos? t sin ? t

a

KT2 ? Z H Z E Z? Z ? ? ≥(u+1) 2?a u ? ?? H ? ?
3

? ? ? ?

2

0.99

= ?2.779? 1?3

1.0 ? 1847898 ? 2.47 ? 189.8 ? 0.99 ? . ? ? =137mm 2 ? 0.4 ? 2.779? 643.1 ?

? t = 200
? b = ? =120

圆整取 ? =140mm

- 14 -

减速箱体设计说明书

mn =(0.01~0.02) ? t = (0.01~0.02)×140=1.4~2.8
取标准值 mn =2.2mm 两齿轮齿数和

z1 =

2a cos ? 2 ? 140? cos12? = =36.23 2(2.779 ? 1) mn (u ? 1)



z1
2

=37 取 Z 2 =100

Z

=u z 1 =37*2.779=99.812

取 Z1 ? 37, Z 2 ? 100 实际传动比
i实 ? z2 z1 =

mn =2mm
100 =2.703 37

传动比误差: ?i ?

i理 ?i实 ? 100% ? 2.7% <5% i理

故在范围内
Z1 =37
Z2 =100

修正螺旋角

β =arccos

m n ?z 1 ? z 2 ? 2 ? ?37 ? 100 ? = arccos =11.880 2 ? 140 2a

与初选 接近, Z H , Z ? 可不修正
d1 =

i实 ?

z2

z1

2 ? 37 m n z1 = =75.62mm cos? cos 11.88 ? 2 ? 100 m n z2 ? =204.38mm cos? cos 11 .88 ?

=2.703

d2 =

圆周速度

V=

?d1n1 ? ? 75.62 ? 126 .1 = =0.499m/s 60 ? 10 3 60 ? 10 3

β =11.880

3)验算齿面接触疲劳强度

? H = Z H Z E Z? Z ?

2 KT u ? 1 ≤ [? H ] bd12 u

d1 =75.62mm

d2 =204.38m

有表 5-3 查得 K A =1.25
Vz1 /100=0.499×37/100=0.166

m V=0.499m/s

按 8 级精度查图 5-4 得动载系数 K v =1.01

- 15 -

减速箱体设计说明书

齿宽

b= ?a a =0.4×140=56mm

b / d 2 =56/75.62=0.741

查图 5-7 齿轮相对于轴承非对称布置,两轮均为软齿面, K ? =1.06 查表 5-4 K ? =1.2 载荷系数 K = K A K v K ? K ? =1.25×1.01×1.06×1.2=1.606 由 5-42 z? ? cos ? ? cos12? =0.99 计算重合度 ? a , ? ? 以计算 z?
? d a1 = d1 +2 ha m=75.62+2×1.0×2=79.62mm ? d a 2 = d2 +2 ha m=204.38+2×1.0×2=208.38mm

b=56mm

? t =arctan(tan ? n /cosβ )= arctan(tan200/cos11.880)=20.400
db1 = d1 cos ? t =75.62×cos20.4 =70.88mm
0

d b 2 = d2 cos ? t =204.38×cos20.4 =191.56mm
0

d a1 =79.62mm d a 2 =208.38m
m

? at 1 =arccos
? at 2 =arccos

dd1 = 27.100 d a1
dd 2 = 23.180 da 2

db1 =70.88mm d b 2 =191.56m

?? =

1 [ z2 (tan ? at 1 -tan ? t )+ z3 (tan ? at 2 -tan ? t )] 2? 1 [37× (tan27.10? ? tan20.4?) +100× (tan23.18? ? tan20.4?) ] 2?

m

? at 1 = 27.100
? at 2 =23.180

=

=1.72

?? =

b sin ? 56 ? sin 11.88? = =1.83 2? ?m n

由式 5-43 计算 Z?

? ? =1.72

- 16 -

减速箱体设计说明书

Z? =

1

?a

=

1 =0.76 1.72

? ? =1.83

? b = arctan(tan ? cos ? t )
= arctan(tan11.88°×cos20.40)=11.150
ZH =

2 cos ? b 2 cos11.15? = =2.45 cos 20.4? sin 20.4? cos at sin at

由式 5-38 计算齿面接触应力 ? H

? b =11.150

? H = Z H Z E Z? Z ?

2KT2 u ? 1 2 bd2 u
2 ? 1.606? 1847898. 2.779 ? 1 . N 2 2.779 56 ? 75.62

Z H =2.45

=2.45×189.8×0.768×0.99× =555.46MPa<[ ? H ]=643.1Mpa 4)校核齿根弯曲疲劳强度 由式 5-44

?F=

2 KT2 YFa Ysa Y? Y? ≤ [? F ] bd2 mn
3
3

? H =555.46M
Pa

zv1 = z1 / cos ? =37/ cos 11.88? =39.483 zv 2 = z2 / cos3 ? =100/ cos3 11.88? =106.711
查图 5-14 得 YFa1 =2.44, YFa 2 =2.22 查图 5-15 得 Ysa 1 =1.66, Ysa 2 =1.81 由式 5-47 计算 Y?

zv1 =39.483 zv 2 =106.711

Y? =1- ? ?

? =0.818 120

由式 5-48 计算 Y?

Y? =0.25+

0.75cos2 ? b

?a

=0.670

Y? =0.818

由式 5-31 计算弯曲疲劳许用应力
- 17 -

减速箱体设计说明书

查图 5-18b 得 ? F lim1 ? 225MPa, ? F lim2 ? 210MPa 查图 5-19 得 YN1 ? YN 2 ? 1.0 取 取 Yx=1.0

Y? =0.670

Ys t ? 2.0, SF min ? 1.4

?? F ?1 ? ? F lim1YST YN1YX = 225 ? 2 ? 1 ? 1 =321.43Mpa
S F min

1.4

?? F ?2 ? ? F lim2YST YN1YX = 210 ? 2 ? 1 ? 1 =300Mpa
S F min

1 .4

? F1 =

2 KT2 YFa1 Ysa 1 Y? Y? bd1mn

?? F ?1 ?
43Mpa

321.

2 ? 1.606 ? 184789 .8 ? 2.44 ? 1.66 ? 0.818 ? 0.670 = 56 ? 75.62 ? 2.2

?? F ?2 ?
pa

300M

=155.57MPa< ?? F ?1 =300Mpa
? F 2 = ? F1

安全

2.22 ? 1.81 YFa 2Ysa 2 =155.57 ? 2.44 ? 1.66 YFa1Ysa1

=154.33MPa< ?? F ?2 =300MPa 5)齿轮主要几何参数

安全

? F 1 =155.57
MPa
0

z1 ? 37, z2 ? 204.38,u=2.779,m=2mm,β =11.88
d1 =73.772mm, d2 =216.228mm

? F 2 =154.33

da1=79.62,da2=208.38 df1=70.62,df2=199.38
1 a = ( d1 + d2 )=140mm 2

MPa

取 b1 =61mm, b2 =56mm
d1 =75.62mm

, 五、轴的设计计算
- 18 -

减速箱体设计说明书

1.减速器高速轴的设计计算 (1)选择轴的材料 轴的材料为 45 号钢,调质处理 (2)按扭矩初步估算轴端直径 按式(8-2) d1 ? A0 3 查表(8-2)
d ? A0 3

d2 =204.38m

m

d a1 =79.62mm d a 2 =208.38m
m

P1 n1

A0 =110,

d f 1 =70.62mm

P 19.3mm ? n

考虑轴端有一个键槽 取 d1 =25m (3)设计轴的结构 a.两轴承之间的跨距 l 2 l2 ? 187.61mm b.布置轴上零件,设计轴的结构 根据安装和定位的需要,初定各轴段直径和长度,如图所示

d f 2 =199.38
mm a =140mm

b1 =61mm

b2 =56mm

(4)对轴进行分析,作当量弯矩图。 计算齿轮所受的各个分力,绘制空间受力简图(a) 圆周力 Ft1=2T1/ d1 =2×51283/48.849=2100N 轴向力 Fr1= Ft 错误!未找到引用源。=2100×tan10.70=397N 径向力 Fr1 = Ft 错误!未找到引用源。/错误!未找到引用源。=2100× tan200/cos10.70=778N
- 19 -

减速箱体设计说明书

图(a)

(5)将空间力系分解为 H 和 V 平面力系,分别求支反力并画弯矩图 265 .218 ? 877 .38 ? 24.425 ? 397 ? 59.5 ? 778 R1H ? ? 1045 N 187 .606
R2 H ? 77.612 ? 877 .38 ? 24.425 ? 397 ? 128 .106 ? 778 ? 946 N 187 .606

M 2 H ? R·H ?59.5 ? 77.612? 946 ? 56287N· m m 2 M 2 HO ? M 2 H ?397? 48.849/ 2 ? 46590 · m Nm

R1V ?

F t 4 ?59.5 ? 666N 187.606
- 20 -

减速箱体设计说明书

R2V ?

F t 4 ?128.106 ? 1434N 187.606

M 2V ? R2V ? 59.5 ? 85323 N

(6).求轴的弯矩 M,画弯矩图

M 1 = M 1H =68095 N ? mm
2 2 M 2 ? M 2 H ? M 2V ? 102216 N ? mm 2 2 M 2O ? M 2 HO ? M 2V ? 97214 N ? mm

(7).画轴的扭矩图 T=51283 N ? mm

- 21 -

减速箱体设计说明书

(8).求计算弯矩 Mca ,画计算弯矩图 取根据 M ca ? M 2 ? (?T )2 , ? ? 0.6
M cao ? ( 0 .6 ? T ) 2 ? 30770 N.mm
2 M ca1 ? 68095 ? (0.6 * 51283 2 ? 75504 N ? mm ) 2 M ca2 ? 102216 ? (0.6 * 51283 2 ? 106746N ? mm ) 2 M ca20 ? 97214 ? (0.6 * 51283 2 ? 101967 N ? mm )

错误!未找到引用源。6)校核轴的静强度 根据图中轴的结构尺寸,选择弯矩叫大的Ⅰ剖面和弯矩较大,轴径较 细的Ⅱ剖面进行验算 。 根据主教材查得 ?? b ??1 =59 MPa Ⅰ剖面的计算应力:
σ max ? M ca 2/ W ? 106746 / 0.1 ? 48 .849 3 ? 9.2 MPa ?? b ??1 σ

Ⅱ剖面的计算应力:
σ max ? M ca1/ W ? 75504 / 0.1 ? 40 3 ? 11.8MPa ?? b ??1 σ

7)校核轴的疲劳强度
- 22 -

减速箱体设计说明书

分别选择Ⅲ剖面和Ⅳ剖面进行验算。Ⅲ剖面受较大弯矩和扭矩作用,轴肩 圆角处有应力集中。Ⅳ剖面除受弯矩的扭矩外,附近还有过盈配、键槽和轴 肩圆角三个应力集中源。 45 钢 调 质 的 机 械 性 能 参 数 :

?? B ? ? 637 MPa, ?? ?1? ? 268MPa, ?? ?1? ? 155MPa 错误!未找到引用源。 ? ? ? ? ? ?

a.Ⅲ剖面疲劳强度安全系数校核 因轴单向转动,弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动循环处 理。

σ max ? M / W ? 68095/ 0.1? 353 ? 15.9 MPa
σ min ? ? max ? M / W ? ?15.9 MPa σ σ a ? max ? 15.9 MPa σ

?m ? 0
T ? max ? W ? 12.0MPa T

? min ? 0

?a ??m ?

? max
2

? 6.0MPa

根据教材附表查取应力集中系数, 绝对尺寸影响系数和表面质量系数。 根据:
D ? d 48 . ? 43 ? ? 3.33 r 1. 5 r 1 .5 ? ? 0.034 d 43
?

查得: k ? ? 1.88, k ? ? 1.57, ? ? ? 0.88, ? r ? 0.81, ? ? 0.95,? ? 0.25

S? =

? ?1
K?

=

268 1.88 15.9 ? 0.25 ? 6 0.88 ? 0.95 155

=7.94

?? ?
S? =

? ? ?? ?? m
? ?1
=

?? ?
S =

K?

? ? ? ??? m
=

1.57 6.0 ? 0.25 ? 6 0.81 ? 0.95

=11.28

S ? S?
2 S ? ? S?2

11 .28 ? 7.94 11 .28 2 ? 7.94 2

=6.50

取[S]=1.5~1.8

S>[S],

满足要求
- 23 -

减速箱体设计说明书

b.Ⅳ剖面疲劳强度安全系数校核 Ⅳ剖面附近有三个应力集中源, 查表知过盈配合的应力集中系数最大, 应按其进行强度校核。

σ max ? M / W ? 68095/ 0.1? 253 ? 43.5 MPa
σ min ? ? max ? M / W ? ?43.5 MPa σ σ a ? max ? 43.5 MPa σ

?m ? 0
T ? max ? W ? 32.8MPa T

? min ? 0

?a ??m ?

? max
2

? 16.4MPa

根据教材附表查取应力集中系数, 绝对尺寸影响系数和表面质量系数。 根据:
D ? d 48 ? 43 ? ? 3.33 r 1.5 r 1 .5 ? ? 0.034 d 43
?

查得: k ? ? 1.88, k ? ? 1.57, ? ? ? 0.88, ? r ? 0.81, ? ? 0.95,? ? 0.25

S? =

? ?1
K?

=

268 1.88 43.5 ? 0.25 ? 16.4 0.88 ? 0.95 155

=2.63

?? ?
S? =

? ? ?? ?? m
? ?1
=

?? ?
S =

K?

? ? ? ??? m
=

1.57 16 .4 ? 0.25 ? 16 .4 0.81 ? 0.95

=4.13

S ? S?
2 S ? ? S?2

2.63 ? 4.13 2.63 2 ? 4.13 2

=2.22

取[S]=1.5~1.8

S>[S],

满足要求

六、滚动轴承选择和寿命验算 5.1 选择轴承 由于转速中等、有较小轴向力,故选用深沟球轴承 由《机械设计课程设计》查得 6208 轴承:

- 24 -

减速箱体设计说明书

已知:6208。基本额定动载荷 Cr=19.8 KN, Fa=440 N 基本额定静载荷 C0=13.5KN 由前面计算得知:

R1H ? 1045N R2 H ? 946N

R1V ? 666N R2V ? 1434N
合成支反力:
2 2 R1 = R1H ? R1V =1239N 2 2 R 2 = R2 H ? R2V =1718N

轴的转速 n=473r/min 5.2 计算当量动载荷 轴的固定方式为全固式,故由轴向外载荷 F 全部由轴承 1 承受, 故 A1=440N,A2=0N,Fa=440N 当量动载荷
A 440 ? ? 0.033 C0 13500

故 e=0.22

A2 440 ? ? 0.256 >e=0.22 R 2 1718

x=0.56, y=1.99

fd=1.1

P ? f d ( X1R1 ? Y1 A1 ) =1.1×(0.56×1239+1.99×440)=1726N 1 P2=2021N
比较两轴承当量动载荷,P2>P1,故应按 P2 计算轴承寿命。
L10 h ? 106 C 3 ( ) =33134h>L,10h=24000h 60n P 2

合乎要求 ,两年一检修 七、键联接的选择和验算 大带轮装在高速轴轴端,需用键进行周向定位和传递转矩。由前面设 计计算得知:V 带带轮材料为 45 钢,轴的材料为 45 钢,V 带与轴的配合直径 为 25mm,轮毂长为 50mm,传递转矩 T=51283 N ? mm 1.选择键联接的类型和尺寸。
- 25 -

减速箱体设计说明书

选择最常用的圆头(A 型)平键,因为它具有结构简单,对中性好,装 拆方便等优点。键的截面尺寸由键所在轴段的直径 d 由标准中选定,键的长 度由轮毂的宽确定,查表得两个键为: b ? h =10×8, L =32mm 2.键联接的强度计算 普通平键的主要失效形式是键, 轴和轮毂三个零件中较弱零件的压溃。 由于带轮材料是钢,许用挤压应力由表 3-1 查得 ? p =100MPa。 键的工作长度
l = L - b =32-10=22mm.由式 3-1 得:

? ?

?P=

4T1 4 ? 51283 = =46.6MPa dhl 25 ? 8 ? 22

错误!未找到引用源。 八、联轴器的选择和验算

工作安全

在减速器低速轴与工作机之间需采用联轴器联接。由于工作机和减速 器之间可能产生一定的径向位移和角位移。故选用弹性柱销联轴器。 由式 11-2 Tc=KT3=1.25×481.71=610 N ? m d 取 45 L 取 112

由表 4.7-1 联轴器 HL4 型号 其公称转矩 Tn=1250 N ? m >617.6 N ? m 许用转矩[n]=4000r/min>n=45.4r/min 九、减速器的润滑方式及密封形式的选择 确定轴承的润滑方式与密封方式 齿轮圆周速度:
V ?

?d1 n1
60 ? 1000

?

? ? 473 ? 48.849 ? 1.2m/s 60 ? 1000

由于 V ? 2m / s 所以滚动轴承采用脂润滑 高速轴密封处的圆周速度 V
V ?

?dn ? ? 30 ? 473 ? ? 0.74m/s 60 ? 1000 60 ? 1000

由于 V ? 5m / s ,所以采用毡圈密封。
- 26 -

减速箱体设计说明书

十、润滑油牌号的选择及装油量的计算 9.1 润滑油牌号的选择 根据轻微冲击载荷和接触应力,选取 320 抗氧防锈工业润滑油 9.2 装油量的计算 9.2.1 油面的高度 油面由箱座高度 H 确定斜齿轮应浸入油中一个齿高,但不应小于 10mm。 这样确定出的油面为最低油面。考虑使用中油不断蒸发耗失,还应给出一个 允许的最高油面,中小型减速器的最高油面比最低油面高出 5 ~ 6mm 即可。 因此,确定箱座高度 H 的原则为,既要保证大齿轮齿顶圆到箱座底面的距离 不小于 30 ~ 50 mm ,以避免齿轮回转时将池底部的沉积物搅起,又要保证箱 座底部有足够的容积存放传动所需 的润滑油。通常单级减速器每传递 1kw 的功率, 需油量:

V0 ? 0.35 ~ 0.7dm3
多级减速器,按级数成比例增加。 减速器装油量 V ? l ? b ? h ? 2.69dm3 二级传动,需油量: V0 ? 2 ? 0.35 0.7 ? P0 ? 1.596 dm3 ~ V=2.69dm3 V0=1.596dm3 V>V0 可用。 十一、验算齿轮是否与轴发生干涉现象 2、3 轴间距离:140mm, 2 轴上大齿轮的齿顶圆半径:104.19mm 离 2 轴齿轮最近的 3 轴的半径是 104.19+30=134.19<145 即齿轮跟轴不会相碰 因此,齿轮传动设计合理。 十二、设计体会 经过二十几天的课程设计,我发现了和多以前没有暴露出来的问题, 所以感受颇多 实验是检验学习成果的一种有效途径,在本次课程设计中我深刻的体 会到了这句话的含义。 虽然平时学的很扎实,但到了实践的时候就茫然不知所措。通过这次 课程设计,我深深认识到了,单单只会做题,只会一些理论上的东西是远远
- 27 -

减速箱体设计说明书

不够的。我们还要将学到的知识应用到实践中去。才能真正做到学以致用, 才能将所学的知识充分理解。 最后感谢黄老师的指导。 十三、参考资料目录 1、 《机械设计》 :主编 孙志礼 冷兴聚 魏延刚 曾海泉 2、 《机械设计课程设计》 :主编 巩云鹏 田万禄 张祖立 黄秋波 3、 《机械设计习题解题分析》 :主编 喻子建 张磊 邵伟平

- 28 -

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