减速齿轮箱方案计算.doc

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目录
一、传动装置的整体设计
················································1
··················································2
、功率、转矩·······························2
二、齿轮的设计
··················································3
············································3
················································4
·······································5
············································7
三、轴的设计计算
····························8
··············································8
··············································10
四、转动轴承的选择与计算
············································14
············································14
五、键连接的选择与计算
··············································15
··················································15
六、联轴器的选择
··············································16
··············································16
七、润滑方式、润滑油型号及密封方式的选择
············································16
············································17
八、箱体及附件的结构设计和选择
············································17
················································18
九、设计小结···········································19
十、参照资料·············································20
文档本源为:.
机械设计课程设计计算说明书
已知条件:
项目
参数

运输带拉力
运输带速
卷筒直径
F(N)
v(m/s)
D(mm)
4800

210
结
构
简
图
传动装置的整体设计

:Y系列三项异步电动机

假设:pw—工作机所需功率,kw;
pe—电动机的额定功率,kw;
pd—电动机所需功率,kw;
电动机到工作机的总效率为
,1、
2、3、4分别为弹性连轴器、
闭式齿轮传动(齿轮精度为
8级)、转动轴承和共同的效率。
则:pw
FV

12Kw
1000
1000
文档本源为:.
查表可得:
、
齿轮
、联轴器
、卷筒

因此:
3
2
2
轴承齿轮
联轴器
卷筒
***
方案号
电动机型
额定功率
同步转速
满载转速
总传动比
号
(kw)
(r/min)
(r/min)
1
Y180L-6
15
1000
970

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,因此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。

、功率p、转矩T



2齿轮的设计

资料牌号
热办理方法
强度极限
信服极限
硬度
45
正
火
560
200
169~217
调
质
580
220
229~286
此中小齿轮45号钢调质,大齿轮45号钢正火

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,因此齿轮的相关参数按接触强度设计,曲折强度校核。
SHlim—接触强度的最小安全系数,取SHlim
;
ZN—接触疲惫强度计算的寿命系数,取ZN
;
ZW—工作硬化系数,取ZW
1。
由教材图5—29查得:小齿轮
Hlim1
580Mpa;
大齿轮
Hlim2
560Mpa。
文档本源为:.
HP1
Hlim1
ZNZW


因此:
SHlim


HP2
Hlim2
ZNZW
SHlim

式中:z—重合度系数,对于斜齿轮传动
z=~,取
z=;
K—载荷系数,一般近视取k=~,因是斜齿轮传动,故
取小
K=;
d—齿宽系数,对于软尺面(<350HBS),齿轮有对于轴承
对称部署时,
d=~,取
d=1;
u—齿数比,对于斜齿轮u
5~6,取u5。
2
因此:
d7543
z
KT1u
1
1
u
HP1
d

式中:Z1—小齿轮的齿数;
Z2—大齿轮的齿数;
—齿轮的螺旋角;
mn—斜齿轮的模数。
对于软尺面的闭式传动,在满足齿轮曲折强度下,采纳Z1=36,
Z2iZ1525125;
螺旋角,一般状况下在8~15,当制造精度较高或对振动、
噪音有要求的齿轮,可取10~20,也许更大值。本设计为一
文档本源为:.
般要求,因此初选
16
斜齿轮的模数mn
d1cos

cos16
,由渐开
Z1
36
线圆柱齿轮第一系列,取
mn=2
因此:a=mnZ1
Z2
2
36154

2cos
2
cos16
取中心距a=200mm,
'''
因此181141,吻合其条件10~20。

式中:YST—试验齿轮的应力修正系数,取
YST=2;
Flim—试验齿轮的齿根的曲折强度极限应力,
Flim1
220Mpa、Flim2
200Mpa;
SFmin—曲折强度的最小安全系数,取
SFmin=;
YN—曲折疲惫强度寿命系数,取YN
=1;
YX—曲折疲惫强度的计算尺寸系数,取
YX=1.
FP1
Flim1YSTYNYX
220
2
11
580Mpa
因此:
SFmin

Flim2YST
YY
200
2
11

FP2
SFmin
NX

又因为
式中:YFS—外齿轮的吻合齿形系数;
Y—螺旋角系数。(其余字符的意义同前。)
由教材图5—25可得:、
+
文档本源为:.
由教材图5—40可得,。
2000KT1
因此:F1bmn2Z1YFS1Y
综上所述,两齿轮吻合强度条件。


计算齿轮分度圆直径
小齿轮:d1
mnZ1
236

cos
'
''
cos(181141)
mnZ2
2154

大齿轮:d2
'
''
)
cos
cos(181141

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
圆整后小齿轮的宽度为b1
84mm,大齿轮的宽度为
b276mm

齿轮的圆周速度
v1
d1n1


(满足精度要
60
1000
60
1000
求)

名称
代号
单位
小齿轮
大齿轮
中心距
a
mm
200
传动比
i

模数
mm
2
螺旋角
·
变位系数
X
0
齿数
Z
36
154
分度圆直
d
mm


径
齿顶圆直
dada
mm


径
文档本源为:.
齿根圆直
df
mm


径
齿宽
b
mm
84
76
轴的设计计算

,调质办理。

初算直径时,若最小直径段开于键槽,应试虑键槽对轴强度的影
响,当该段截面上有一个键槽时,d增添5%~7%,两个键槽时,d
增添10%~15%,有教材表12-2,高速轴C1
110,低速轴C2110。
同时要考虑电动机的外挺直径
d=38mm。
因此
d
C3
P1

3



1
1
n
970
1
结合电动机的外挺直径
d=48mm,初选
LT8联轴器
J48
84GB5843
86,因此初确立d1d2
48mm
J48
84


结合电动机的外挺直径d=48mm,初选LT6联轴器
J4884
J4884

GB584386
因此取d148mm;
d253mm;
由此直径确立轴承,选择深沟球轴承6207GB/T2761994,其详尽尺寸以下表:
基本额定负极限转速
基本尺寸/mm安装尺寸/mm
荷/knr/min
d
D
B
脂
油
55
100
21

64
91



6000
7500
d4d664;
d5小齿轮;
文档本源为:.
d7
d355mm。
l1
82mm;
(联轴器的轴孔长度为82mm)
l2
57mm;
l3
48mm;
l4
12mm;
l5
70mm;(小齿轮的宽度为50mm)
l6
8mm;
l7
21mm。

结合电动机的外挺直径d=48mm,初选LT8联轴器
J4884
GB584386
J4884
因此取d148mm;
d2
d1
5
53mm;
d3
d2
2
55mm;
由此直径确立轴承,选择深沟球轴承
6211GB/T2761994,其
详尽尺寸以下表:
基本额定负极限转速
基本尺寸/mm安装尺寸/mm
荷/knr/min
d
D
B
脂
油
55
100
21

69
101



5600
7000
d4
64mm;
d5
70mm;
d6
64mm;
d7
d355mm。
l
1
82mm;
(联轴器的轴孔长度为82mm)
文档本源为:.
l2
57mm;
l3
48mm;
l4
71mm;(大齿轮的宽度为
46m)
l5
7mm;
l6
8mm;
l7
21mm。
(低速轴所受转矩大,且两轴的直径相差
很小,只校核低速轴)

方向以以下图所示:


=()/(522)
2

画弯矩图
Ft2

画转矩图
Fa2

画当量弯矩图Fr2
52
52
因单向辗转,视转矩为脉动转矩,[1]b/[
0]b,已知
Ft2
B
650Mpa,查表12-1可得[1]b
54Mpa、[0]b
93Mpa,
[
1]b/[0]b54/93

FRA
剖面C处的当量弯矩:
FRB

,并且直径与相邻段相差不大,故剖面C为危险面。
已知MeMC'、[1]b54Mpa
则
Fa2
Fr2
文档本源为:.
Me
Me

[
1]b
54Mpa
e

3
W
(64)
,但其直径最小,则该剖面为危险面。
因此轴的强度足够。
转动轴承的选择与计算

转动轴承的选择
低速轴和高速轴的轴承段的直径
d1=48,d2=48
采纳轴承,初选深
沟球轴承6207GB/T2761994
6208GB/T276
1994,

转动轴承的校核
因为低速轴的转矩大于高速轴,同时低速轴和高速轴的直径相差很小,因此只需校核高速轴的深沟球轴承。
由前面的计算可得FA
轴向力:
转速:

由上图可知轴
2未受轴向载荷,轴2受轴向载荷FA1
FA,则
p2
fp(XFB合
FR1
FR2
YFA2),由教材表14-12可得,
,查有
关轴承手册可得
6307轴承C0r25
103N。
轴
2:FA1/C0r

103

,查表可得
e

,可计算出FA1/FR1

e,
可得X
,Y

轴1:P1
fpFR2



已知球轴承=3、Cr

按单班制计算每天工作8小时,一年工作365天,则
LY
Lh1

365
8
(满足年限要求)
8
365
键连接的选择与计算