机械设计减速箱的设计

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1、一题目及总体分析.2 二各主要部件的选择.2 三电动机选择.2 四分配传动比.4 五传动系统的运动和动力参数计算.4 六V带传动的设计.5 七设计高速级齿轮.6 八设计低速级齿轮.10 九减速器轴及轴承装置键的设计.15 11轴输入轴及其轴承装置键的计算.16 22轴中间轴及其轴承装置键的计算.20 33轴输出轴及其轴承装置键的计算.25 十润滑与密封.30 十一箱体结构尺寸.31 十二设计总结.32 2 一. 题目及总体分析 题 目两级圆柱齿轮减速器及带传动 设 计 要 求1输送机运转方向不变工作载荷稳定 2输送带鼓轮的传动效率取为0.97 3每年工作300天每天16小时工作寿命8年 设 计

2、 参 数运输带牵引力F1.4KN运输带速度v1.8m/s卷筒直径D320mm。 减速器类型选择选用展开式两级圆柱齿轮减速器 传动方案如下图所示: 二. 各主要部件的选择 分析对象 过程分析 结论 动力源 一般选用交流电动机 三相交流电动机 带 V带允许的传动比大结构紧凑 V带 齿轮 直齿传动平稳 高速级、低速级都可用直齿 轴承 此减速器轴承承受轴向载荷很小 球轴承 联轴器 有吸振和缓冲能力耐久性好 弹性柱销联轴器 三. 电动机选择 确定工作机的转速:min/48.107min/1032014.38.160603rrDvnw 查表知V带传动常用传动比范围为24单级圆柱齿轮的传动比范围为36则 3

3、 电动机转速的可选范围为: min/154771935107.4863422rnivnwd齿带 因此可选同步转速为3000r/min的电动机 分析对象 过程分析 结论 类 型 根据一般带式输送机选用的电动机选择 选用Y系列IP44封闭式三相异步电动机 功 率 工作机所需有效功率为PwFV1400N0.45m/s 初定V带的传动效率为96.01 圆柱齿轮传动7级精度效率两对为2298.0 滚子轴承传动效率四对为4399.0 弹性联轴器传动效率取99.04 输送机滚筒效率为97.05 总效率为 总0.96 297.0499.0 0.99 0.97 0.833 电动机输出有效功率为KWKWPPwd0

4、25.397.099.099.098.096.08.114004254321 要求电动机输出功率为KWPd025.3 型 号 查得型号Y112M-2封闭式三相异步电动机参数如下 额定功率kW4.0 满载转速r/min2890 同步转速r/min 3000 堵转转矩/额定转矩2.2 最大转矩/额定转矩2.2 因载荷平稳电动机额定功率eP略大于dP即可 选用型号Y112M-2封闭式三相异步电动机 4 四. 分配传动比 分析对象 过程分析 结论 分配传动比 传动系统的总传动比wmnni其中i是传动系统的总传动比多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积nm是电动机的满载转速r/minnw 为工作

5、机输入轴的转速r/min。 计算如下min/2890nmr min/48.107min/1032014.38.160603rrDvnw 89.2648.1072890i 为使V带传动外部尺寸不要太大初取 8.2带i 则减速器传动比为:60.98.289.26带减iii 按展开式布置考虑没有润滑条件为使两级齿轮直径相近 取高速级 31i则低速级2.3460.912iii减 8.2带i 31i 2.32i 五. 传动系统的运动和动力参数计算 分析对象 过程分析及结论 传动系统的运动和动力参数计算 设从电动机到输送滚筒轴分别为O轴、1轴、2轴、3轴、4轴对应于各轴的转速分别为 、 、 、 、 对应于

6、0轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为 、 、 、 、 对应于0轴的输出转矩和其余各轴的输入转矩分别为 、 、 、 、 相邻两轴间的传动比分别为 、 、 、 相邻两轴间的传动效率分别为 、 、 、 。计算所得结果如下表: 5 传动系统的运动和动力参数计算 轴号 电动机 两级圆柱减速器 工作机 O轴 1轴 2轴 3轴 4轴 转速nr/min n02890 n11032.14 n2344.047 n3107.515 n4107.515 功率Pkw P03.025 P12.904 P22.816 P32.732 P42.678 转矩TNm T09.996 T119.375 T278.166 T32

7、42.669 T4237.873 两轴联接 V带 齿轮 齿轮 联轴器 传动比 i i012.8 i123 i233.2 i341 传动效率 010.96 120.97 230.97 340.98 六. V带传动的设计 已知电动机功率Pd3.025kw转速n12890r/min传动比2.8每天工作16小时 1、由于载荷平稳选用普通V带。 2、确定计算功率 PcaKAPd1.23.0253.630 KW 3、选择带型 根据Pca 与n12890r/min由机械设计手册确定选用Z型 4、确定带轮基准直径并验算带速 初取主动轮的基准直径 dd190 mm Vdd1n1/601000 sm/100060

8、28909014.313.612 m/slt25 m/s 于是从动轮基准直径dd2 dd1i0190 2.8252mm 根据手册应圆整为250mm 5、确定普通V带的基准长度和传动中心距Ld 根据0.7dd1 dd2lta0lt2dd1 dd2即mmamm6802380初定确定中心距ao600 mm因此带的基准长度 Ldo2aodd1 dd2/2dd1- dd22/4 ao 2 600214.3 9025060049025021744.467 mm 6 由手册选带的基准长度 Ld1800mm 计算实际中心距为 aaoLd-Ldo/26002467.17441800627.767 mm 6验算主

9、动轮的包角1 由式8-25得 1180-dd2-dd1 57.5/a165gt90 因此主动轮上的包角合适。 7计算普通V带的根数Z 由 n12890r/mindd190 mmi2.8查手册得 PO0.60Kw PO0.04Kw 查表得K0.96 KL1.18 007.518.196.004.06.0630.3 LoocaKKPPPZ 故取Z6 8.计算预紧力F0 查表8-4得q0.06kg/m故 202.55001caaPFqvzvK 270N 9.计算作用在轴上的压轴力Fp Fp2ZF0 sin212 6 270sin21653212.281N 10.V带轮的选择 由主、从动轮的基准直径选

10、用轮辐式V带轮 其宽度BZ-1e2f6-1122774mm 七. 设计高速级齿轮 分析对象 过程分析 结论 选精度等级材料和齿数 选用直齿圆柱齿轮传 选用级精度 材料选择。小齿轮材料为调质硬度为大齿轮材料为钢调质硬度为HBS二者材料硬度差为HBS。 选小齿轮齿数14大齿轮齿数21132472 小齿轮材料为调质硬度为 大齿轮材料为 钢调质硬度为HBS 7 按齿面接触强度设计 按式1021试算即 321132.2HEdtttZuuTkd 确定公式内的各计算数值 试选3.1tK 2计算小齿轮传递的转矩 45115110687.2140.1032904.2105.95105.95nPTmmN 3由表选

11、取齿宽系数1d 4由表查得材料的弹性影响系数2/18.189MPaZE 5由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502lim 6由式计算应力循环次数 91110378.2163008114.10326060hjLnN 891210927.7310378.2uNN 7由图查得接触疲劳强度寿命系数0.1105.12 8计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为安全系数为S1由式得 MPaMPaSKHHNH6006000.11lim11 8 按齿面接触强度设计 MPaMPaSKHHNH5.57755005.12lim22 MPaHHH5.577

12、min21 计算 试算小齿轮分度圆直径td1由计算公式得 mmdt753.395.5778.1893131268703.132.2321 计算圆周速度 smndvt/147.210006014.1032753.3914.310006011 计算齿宽 mmdbtd753.39753.3911 计算齿宽与齿高比 模数mmZdmtt656.124753.3911 666.10727.3/753.39/727.3656.125.225.2hbmmmht 计算载荷系数K 已知使用系数1AK 根据smv/147.2级精度由图查得动载荷系数08.1VK 查表得 1FHKK 417.1FHKK 故载荷系数53

13、0.1417.1108.11HHVAKKKKK 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由式得 mmKKddtt975.413.1/530.1753.39/3311 计算模数m mmZdm656.124753.3911 按齿面接触强度设计模数m1.656mm 9 按齿根弯曲强度设计 由式 32112FSFdYYZKTm 确定计算参数 计算载荷系数 530.1417.1108.11FFVAKKKKK 2查取齿形系数 由表查得65.21FaY 24.22FaY 3查取应力校正系数 由表查得58.11SaY 75.12SaY 4由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001 大齿轮的弯曲疲劳强度极

14、限MPaFE3802 5由图查得弯曲疲劳强度寿命系数 88.01FNK 91.02FNK 6计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S1.4由式得 MPaSKFEFNF286.3144.150088.0111 MPaSKFEFNF2474.138091.0222 7计算大小齿轮的FSaFaYY 015870.024775.124.2013322.0286.31458.165.2222111FSaFaFSaFaYYYY 大齿轮的数据大 设计计算 mmm313.1015870.024126870530.1232 按齿面弯曲强度设计模数m1.313mm 但是因为传递动力的齿轮模数应取大于等于1.5m

15、m所以模数取m1.5mm 10 对比计算结果 对比计算结果由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径即模数与齿数的乘积有关可取由弯曲强度算得的模数1.313并就近圆整为标准值m1.5mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径mmd753.391来计算应有的齿数。于是由275.1753.3911mdZ 则812732Z 按齿根弯曲强度设计得模数 mgt1.313综合比较可得高速级两齿数: 812721ZZ 几何尺寸计算 1计算分度圆直径 mmmZdmmmZd5.1215.1815.40

16、5.1272211 2计算中心距 mmdda812/21 3计算齿轮宽度 mmdbd5.405.4011 取mmB402mmB451 中心距 mma81 分度圆直径 mmdmmd5.1215.4021 齿轮宽度 mmB402 mmB451 八. 设计低速级齿轮 目的 过程分析 结论 选精度等级、材料和齿数 1选用直齿圆柱齿轮传 2选用级精度 3材料选择。小齿轮材料为调质硬度为大齿轮材料为钢调质硬度为HBS二者材料硬度差为HBS。 4选小齿轮齿数14大齿轮齿数2213.22476.8 取277 小齿轮材料为调质硬度为 大齿轮材料为钢调质硬度为HBS 11 按齿面接触强度设计 按式1021试算即

17、321132.2HEdtttZuuTkd 确定公式内的各计算数值 试选3.1tK 2计算小齿轮传递的转矩 45225110817.7047.344816.2105.95105.95nPTmmN 3由表选取齿宽系数1d 4由表查得材料的弹性影响系数2/18.189MPaZE 5由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502lim 6由式计算应力循环次数 82110927.71630081047.3446060hjLnN 881210477.22.310927.7uNN 7由图查得接触疲劳强度寿命系数 0.195.021NHNHKK 8计算

18、接触疲劳强度许用应力 取失效概率为安全系数为S1由式得 MPaMPaSKHHNH57060095.01lim11 MPaMPaSKHHNH5505500.12lim22 MPaHHH550min21 计算 试算小齿轮分度圆直径td1由计算公式得 mmdt318.585508.1892.312.31781703.132.2321 12 按齿面接触强度设计 计算圆周速度 smndvt/050.1100060047.344318.5814.310006021 计算齿宽 mmdbtd318.58318.5811 计算齿宽与齿高比 模数mmZdmtt430.224318.5811 667.10167.5

19、/318.58/467.5430.225.225.2hbmmmht 计算载荷系数K 已知使用系数1AK 根据smv/050.1级精度由图查得动载荷系数04.1VK 查表得 1FHKK 417.1FHKK 故载荷系数474.1417.1104.11HHVAKKKKK 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由式得 mmKKddtt807.603.1/474.1318.58/3311 计算模数m mmZdm534.224807.6011 按齿面接触强度设计 模数m2.534mm 13 按齿根弯曲强度设计 由式 32112FSFdYYZKTm 1确定计算参数 计算载荷系数 474.1417.1104.

20、11FFVAKKKKK 2查取齿形系数 由表查得65.21FaY 23.22FaY 按齿根弯曲强度设计 3查取应力校正系数 由表查得58.11SaY 76.12SaY 4由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001 大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE3802 5由图查得弯曲疲劳强度寿命系数 92.01FNK 98.02FNK 6计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S1.4由式得 MPaSKFEFNF57.3284.150092.0111 MPaSKFEFNF2664.138098.0222 14 按齿根弯曲强度设计 7计算大小齿轮的FSaFaYY 01478.086.25774.11

21、6.201274.057.32858.165.2222111FSaFaFSaFaYYYY 大齿轮的数据大 设计计算模数 mmm71.101478.024178170364.1232 对比计算结果由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径即模数与齿数的乘积有关可取由弯曲强度算得的模数1.71mm并取为标准值m1.75mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径mmd318.581来计算应有的齿数。 于是由325.3375.1318.5811mdZ取Z1 33 则639.106332.32

22、Z 取Z2 107 按齿根弯曲强度设计模数mgt1.71取为标准值m1.75mm综合比较计算得低速级两齿轮齿数为: 1073321ZZ 几何尺寸计算 1计算分度圆直径 mmmZdmmmZd25.18775.110775.5775.1332211 2计算中心距 mmdda5.1222/21 3计算齿轮宽度 mmdbd75.5775.5711 取mmB602mmB651 中心距 mma5.122 分度圆直径 mmdmmd25.18775.5721 齿轮宽度 mmB602 mmB651 15 九. 减速器轴及轴承装置、键的设计 布置图如下此图主要表现轴的形状齿轮、键、键槽等和一些交线没有画出 16

23、轴输入轴及其轴承装置、键的设计 对象分析 过程分析 结论 输 入 轴 的 设 计 及 其 轴 承 装 置 、 键 的 设 计 输入轴上的功率KWP87.2114.10321n转速r/min 转矩mmNTT./55.261 求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为d138.75mm NdTFt137075.3855.262211 NFFntr5.49920tan1370tan 初定轴的最小直径 选轴的材料为钢调质处理。根据表取112A 以下轴均取此值于是由式初步估算轴的最小直径 mmnpAdo75.1514.1032/87.2112/3311min 这是安装带轮的最小直径21d取21d

24、20mm.由前面计算得到的带轮宽度B74mm 轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案见前图 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为满足带轮的轴向定位要求轴段右端需制一轴肩故取段的直径mmd2232左端用轴端挡圈定位按轴直径取挡圈直径D24。21l比L略短取mml7221 2初选滚动轴承.因轴承受轴向力很小故选用深沟球轴承.参照工作要求并根据mmd2232选取6205型深沟球轴承参数如下 155225TDd mmda31 mmDa46 基本额定动载荷 KNCr8.10 基本额定静载荷KNCr95.6故mmdd258743 mml1543 选轴的材料为钢调质处理 17 输入轴的设计及其轴承装置

25、、键的设计 3取安装齿轮处的轴段直径mmd3076齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位.已知齿轮轮毂宽度为45mm为了使套筒端面可靠的压紧齿轮此轴段应略短于轮毂宽度故mml4176齿轮左端采用轴肩定位轴肩高度07.0dh故取h4mm则轴环处的直径mmd4565.轴环的宽度4.1hb取mml1565 4轴承端盖的总宽度为15mm.根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑的要求取端盖的外端盖与带轮右端间的距离l15mm故取mml3032 5 54l68mm 65l20mm 87l98l15mm 轴的尺寸 21d20 2232d 2543d 3054d 4565d 3076d 2287d 2598d 15

26、154120661530729887766554433221llllllll 18 输入轴的设计及其轴承装置、键的设计 求轴上的载荷并校核 受力图、弯矩图及扭矩图见上图 跨度为 mmLmmL3812421 1计算支反力 水平面支反力 0CM 即2211LFLFNHNH 0HF 即021tNHNHFFF 得 NLLFLFNLLFLFtNHtNH7.382381245.4991243.117381245.4993821122121 垂直面支反力 0CM 即2211LFLFNVNV 0VF 即021rNVNVFFF 得 NLLFLFNLLFLFrNVrNV6.10483812413701245.35

27、97420813707421122121 计算弯矩并作弯矩图 水平面弯矩图 在C处mNLFMNHH545.141243.11711 垂直面弯矩图 在C处mNLFMNVV.45.471247.38211 合成弯矩图 在C处mNMMMVH6.4945.4755.142222 3计算转矩并作转矩图 mNTT55.261 19 输入轴的设计及其轴承装置、键的设计 4轴计算截面的当量弯矩 由合成弯矩图和转矩图知C处当量弯矩最大并且有较多的应力集中为危险截面。根据式并取6.0轴的计算应力 MPaWTMca1.52451.0266506.0784800/322212 由表查得MPa6011ca故安全 校核轴

28、承和寿命 校核轴承A和寿命 径向载荷NFFFNVNHAr1.3782121 由式9当量动载KNCNNFfPrArpA8.107.4531.3782.1安全。 该轴承寿命为hPCnLArAh3631611951080055.2660106010 45944 h gt830016h38400h故可用. 校核轴承B和寿命 径向载荷NFFFNVNHBr25.11162222 当量动载荷rBrpBCNFfP3.1116校核安全 该轴承寿命为 hhPCnLBrBh38400510666010316 故可用 选用校核键 1对带轮处查表选用圆头平键66hb mmL40 mmbLl27 由式MPakldTp35.52.04.006.01055.262/102331 查表得MPap120100 pp键校核安全 轴校核安全 20 2轴中间轴及其轴承装置、键的设计 对象分析 过程分析 结论 中 间 轴 的 设 计 及 其 轴 承 装 置、 键 的 设 计 min/047.344n816.222rkwP转速转矩mNT166.782 输出轴上的输入功率min/515.107n732.233rkwP转速 转矩mNT669.2423 求作用在低速级小齿轮.