機械設(shè)計齒輪減速箱設(shè)計

1、江西農(nóng)業(yè)大學(xué) 工學(xué)院機械設(shè)計課程設(shè)計說明書課題名稱: 機械設(shè)計 專 業(yè)： 機械設(shè)計制造及其自動化 班 級： 機制091班 姓 名： 鄭明 學(xué) 號： 20090991 指導(dǎo)老師： 楊州 2012 年 7 月目錄一題目及總體分析.2二電動機的選擇.3三傳動比的選擇.4四主要部件的選擇.4五 設(shè)計高速齒輪.5六 設(shè)計低速齒輪.10七. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計、強度校核以及聯(lián)軸器的選擇.151高速軸（輸入軸）及其軸承裝置的計算.152低速及其軸承裝置的計算.18八 軸承的選擇與校核.22九 潤滑與密封.23十. 箱體結(jié)構(gòu)尺寸.24十一設(shè)計總結(jié).25 十二.參考文獻.25一. 題目及總體分析題 目：兩級圓柱齒輪減

2、速器及帶傳動設(shè) 計 要 求：設(shè)計一用于帶式運輸機的兩級直齒圓柱齒輪減速器。 工作有輕微振動， 經(jīng)常滿載、空載起動、單班制工作，運輸帶允許速度誤差為 ，減速器小批量生產(chǎn)，使用壽命五年。設(shè) 計 參 數(shù)： 表1-1 運輸帶拉力f（kn） 卷筒直徑d（mm） 帶速v（m/s） 2.3 360 1 圖 1-12. 電動機的選擇 按照設(shè)計要求以及工作條件選用y系列，額定電壓380v.1、電動機的容量選擇根據(jù)已知條件由計算得知工作機所需有效功率pw pw=2.3kw設(shè)： 電動機與減速器之間聯(lián)軸器效率=0.96. 高速傳動軸的傳動效率=0.97. 低速傳動軸的傳動效率=0.97. 工作機效率=0.96.從而得

3、到傳動系統(tǒng)的總效：=0.960.970.970.96=0.8671工作機所需功率為： p=2.31=2.3kw電動機功率： 2、電動機轉(zhuǎn)速的選擇 根據(jù)已知條件由計算得知輸送機滾筒轉(zhuǎn)速： 二級圓柱齒輪減速器傳動比=840,所以電動機的可選范圍為： nd=nw=(840)53.1=(424.82124)r/min 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，為使傳動裝置緊湊，決定采用同步轉(zhuǎn)速為750r/min的電動機。根據(jù)電動機類型、容量和轉(zhuǎn)速，由電機產(chǎn)品目錄或有關(guān)手冊選定電動機型號為y132m1-6。其主要性能如表2.2所示。 表2-1 y132-6型電動機的主要性能電動機型號 額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/(r

4、min-1)起動轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩y132m1-6 3 710 2.0 2.0 三. 傳動比的選擇二級齒輪減速器，為使齒輪有相近的浸油深度，應(yīng)使大齒輪有相近似的直徑，根據(jù)有關(guān)資料有： 其中分別為高速齒輪和低速齒輪傳動比?？倐鲃颖?，取，則。4、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算（1）各軸的轉(zhuǎn)速 1軸 2軸軸 （2）各軸輸入功率（參考機械設(shè)計課程設(shè)計手冊）軸 p1= 30.96=2.88kw.軸 p2= 2.880.97=2.79kw軸 p3= 2.790.97=2.71kw（3）各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 電動機的輸出轉(zhuǎn)矩td為故軸 t=38740n故軸t=162120n軸 t=487.39n四 主要部件的選擇分析對象

5、過程分析結(jié)論動力源一般選用交流電動機三相交流電動機齒輪直齒傳動平穩(wěn)高速級、低速級都可用直齒軸承此減速器軸承承受軸向載荷很小深溝球球軸承聯(lián)軸器有吸振和緩沖能力,耐久性好彈性柱銷聯(lián)軸器五 設(shè)計高速齒輪 分 析 過 程 分 析 結(jié) 論） 選用直齒圓柱齒輪傳） 材料選擇。小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為260hb，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hb。 小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為260hb，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hb。齒面接觸疲勞強度計算1. 初步計算轉(zhuǎn)矩齒寬系數(shù)接觸疲勞極限 初步計算的許用接觸應(yīng)力【】值初步計算的小齒輪直徑初步齒寬b

6、（計算過程中提到的表和圖都在高等教育出版社出版的機械設(shè)計第四版）由表12.13，取 =1.0由圖12.17c=0.9 (式12.15) =0.9710 =0.9=0.9580由表12.16，取=85 （式12.14） =85=50b=185=1.0=710mpa=580mpa=639mpa =522mpa取=50mm b=50mm2. 校核計算圓周速度v精度等級齒數(shù)z和模數(shù)m使用系數(shù)ka動載系數(shù)kv齒間載荷分配系數(shù)齒向載荷分布系數(shù)載荷系數(shù)k彈性系數(shù)ze節(jié)點區(qū)域系數(shù)zh接觸最細(xì)安全系數(shù)總工作時間應(yīng)力循環(huán)次數(shù)接觸壽命系數(shù)許用接觸應(yīng)力3. 確定傳動主要尺寸實際分度圓直徑d中心距a齒寬b齒根彎曲疲勞強

7、度驗算重合度系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)齒向載荷分配系數(shù)載荷系數(shù)齒形系數(shù)應(yīng)力修正系數(shù)彎曲疲勞極限彎曲最小安全系數(shù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)彎曲壽命系數(shù)尺寸系數(shù)yx許用彎曲應(yīng)力驗算v=由表12.6初取齒數(shù)=20；=204.3=86m=2.5 由表12.9由表12.9由表12.10，先求 式（12.6）式（12.10）由此得=由表12.11 (式12.5) =由表12.12由表12.16由表12.14 （式12.13） 原估計應(yīng)力循環(huán)次數(shù)正確由圖12.18 （式12.11） 計算結(jié)果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調(diào)整。否則，尺寸調(diào)整后還應(yīng)再進行驗算。因模數(shù)取標(biāo)準(zhǔn)值時，齒數(shù)已重新確定，但并未圓整，故分度圓直徑不

8、會改變，即(式12.18)由表12.10，由圖12.21由圖12.22由圖12.23c由表12.14由圖12.24由圖12.25傳動無嚴(yán)重過載，故不作靜強度校核v=1.86選9級精度m=2.5=20=86ka=1.25kv=1.18=1.38k=5.096zh=2.5=1.05=4800ha=157.5mm取=50mm =0.66=1.52=1.36k=3.05=1.0六 設(shè)計低速齒輪 分 析 過 程 分 析 結(jié) 論） 選用直齒圓柱齒輪傳） 材料選擇。小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為260hb，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hb。 小齒輪材料為40cr

9、（調(diào)質(zhì)），硬度為260hb，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hb。齒面接觸疲勞強度計算4. 初步計算轉(zhuǎn)矩齒寬系數(shù)接觸疲勞極限 初步計算的許用接觸應(yīng)力【】值初步計算的小齒輪直徑初步齒寬b（計算過程中提到的表和圖都在高等教育出版社出版的機械設(shè)計第四版）由表12.13，取 =0.7由圖12.17c=0.9 (式12.15) =0.9710 =0.9=0.9580由表12.16，取=85 （式12.14） =85=88b=61.6=0.7=710mpa=580mpa=639mpa =522mpa取=90mm b=63mm5. 校核計算圓周速度v精度等級齒數(shù)z和模數(shù)m使用系數(shù)ka動載系數(shù)kv齒間

10、載荷分配系數(shù)齒向載荷分布系數(shù)載荷系數(shù)k彈性系數(shù)ze節(jié)點區(qū)域系數(shù)zh接觸最細(xì)安全系數(shù)總工作時間應(yīng)力循環(huán)次數(shù)接觸壽命系數(shù)許用接觸應(yīng)力6. 確定傳動主要尺寸實際分度圓直徑d中心距a齒寬b齒根彎曲疲勞強度驗算重合度系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)齒向載荷分配系數(shù)載荷系數(shù)齒形系數(shù)應(yīng)力修正系數(shù)彎曲疲勞極限彎曲最小安全系數(shù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)彎曲壽命系數(shù)尺寸系數(shù)yx許用彎曲應(yīng)力驗算v=由表12.6初取齒數(shù)=30；=303.1=93m=3 由表12.9由表12.9由表12.10，先求 式（12.6）式（12.10）由此得=由表12.11 (式12.5) =由表12.12由表12.16由表12.14 （式12.13） 原估計應(yīng)力循

11、環(huán)次數(shù)正確由圖12.18 （式12.11） 計算結(jié)果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調(diào)整。否則，尺寸調(diào)整后還應(yīng)再進行驗算。因模數(shù)取標(biāo)準(zhǔn)值時，齒數(shù)已重新確定，但并未圓整，故分度圓直徑不會改變，即(式12.18)由表12.10，由圖12.21由圖12.22由圖12.23c由表12.14由圖12.24由圖12.25傳動無嚴(yán)重過載，故不作靜強度校核v=0.8選9級精度m=3=30=93ka=1.25kv=1.12=1.32k=2.85zh=2.5=1.05=12000ha=184.5mm取b3=63mm =0.68=1.47=1.3k=2.68=1.0七. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計、強度校核以及聯(lián)軸器的選

12、擇 分 析 過 程 以 及 分 析 結(jié) 論（）高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計、強度校核以及聯(lián)軸器的選擇1. 軸材料的選擇按轉(zhuǎn)矩初步確定軸徑和選擇聯(lián)軸器，選擇軸的材料為45號鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。查機械設(shè)計手冊有： ，。考慮到裝聯(lián)軸器的鍵槽，將其軸徑增大4%5%，取錐形軸的大端直徑為20mm。2. 選擇聯(lián)軸器考慮動載和過載，取聯(lián)軸器工作情況系數(shù)k=1.5，則聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩選擇套筒聯(lián)軸器i型。3. 軸結(jié)構(gòu)如下圖（圖7-1）：考慮到裝聯(lián)軸器的鍵槽，將其軸徑增大4%5%，取錐形軸的大端直徑為20mm。 圖7-14. 高速軸的強度校核 （1）軸的受力分析如圖7-2所示: 圖7-2軸傳遞的轉(zhuǎn)矩t=t1=38740n.mm 齒輪

13、的周向力齒輪的徑向力 (2) 求支反力 1）在水平面內(nèi)的支反力（圖7-2b） 由 2）在垂直平面的支反力（圖7-2d） 可以求得： 3）作彎矩和扭矩圖（7-2c.e.f.g） （3）強度校核1） 確定危險截面 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸和彎矩圖、扭矩圖的綜合考慮，截面c（即齒輪出）處彎矩最大，也是危險截面。2） 安全系數(shù)校核計算 彎曲應(yīng)力幅為 由于是對稱循環(huán)應(yīng)力，故 根據(jù)公式（參考機械設(shè)計手冊上冊） 將數(shù)據(jù)代入得 45號鋼彎曲對稱循環(huán)應(yīng)力時的疲勞極限，查機械設(shè)計手冊=268mpa； 正應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，查機械設(shè)計手冊得=2.52； 表面質(zhì)量系數(shù)，軸經(jīng)車削加工，查手冊得=0.92； 尺寸系數(shù)查手冊=0

14、.89。剪切應(yīng)力幅 根據(jù)公式 將數(shù)據(jù)代入得=40 45號鋼彎曲對稱循環(huán)應(yīng)力時的疲勞極限，查機械設(shè)計手冊=155mpa； 正應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，查機械設(shè)計手冊得=1.82； 表面質(zhì)量系數(shù)，軸經(jīng)車削加工，查手冊得=0.92； 尺寸系數(shù)查手冊=0.89。 軸在c截面的安全系數(shù) c截面是安全的。（二） 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計、強度校核以及聯(lián)軸器的選擇1. 軸材料的選擇按轉(zhuǎn)矩初步確定軸徑和選擇聯(lián)軸器，選擇軸的材料為45號鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。查機械設(shè)計手冊有： ，。考慮到裝聯(lián)軸器的鍵槽，將其軸徑增大4%5%，取錐形軸的大端直徑為45mm。2. 選擇聯(lián)軸器考慮動載和過載，取聯(lián)軸器工作情況系數(shù)k=1.5，則聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)

15、矩選擇套筒聯(lián)軸器ii型。3. 軸結(jié)構(gòu)如下圖（圖7-3）：考慮到裝聯(lián)軸器的鍵槽，將其軸徑增大4%5%，取錐形軸的大端直徑為20mm。 圖7-34. 低速軸強度校核 （1）軸的受力分析如圖7-4所示: 圖7-4軸傳遞的轉(zhuǎn)矩t=t3=487390n.mm 齒輪的周向力齒輪的徑向力 （2）求支反力 1）在水平面內(nèi)的支反力 由 2）在垂直平面的支反力 可以求得： 3）作彎矩和扭矩圖（6-4b.c.d.e） （3）強度校核1） 確定危險截面 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸和彎矩圖、扭矩圖的綜合考慮，截面c（即齒輪出）處彎矩最大，也是危險截面。2） 安全系數(shù)校核計算 彎曲應(yīng)力幅為 由于是對稱循環(huán)應(yīng)力，故 根據(jù)公式（參考機

16、械設(shè)計手冊上冊） 將數(shù)據(jù)代入得 45號鋼彎曲對稱循環(huán)應(yīng)力時的疲勞極限，查機械設(shè)計手冊=268mpa； 正應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，查機械設(shè)計手冊得=2.52； 表面質(zhì)量系數(shù)，軸經(jīng)車削加工，查手冊得=0.92； 尺寸系數(shù)查手冊=0.78。 剪切應(yīng)力幅 根據(jù)公式 將數(shù)據(jù)代入得=8.4 45號鋼彎曲對稱循環(huán)應(yīng)力時的疲勞極限，查機械設(shè)計手冊=155mpa； 正應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，查機械設(shè)計手冊得=1.82； 表面質(zhì)量系數(shù)，軸經(jīng)車削加工，查手冊得=0.92； 尺寸系數(shù)查手冊=0.89。 平均應(yīng)力折算系數(shù)查手冊=0.21。 軸在c截面的安全系數(shù) c截面是安全的。（三）中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計、強度校核以及聯(lián)軸器的選

17、擇（具體方法和高速軸、低速軸方法相同，步驟略）（四）最終確定的高速軸、中間軸、低速軸結(jié)構(gòu)圖，(如圖7-5)圖 7-5八 軸承的選擇與校核 1.預(yù)選以下深溝球軸承高 速 軸中 間 軸低 速 軸軸承型號105205110額定動負(fù)荷cr（kn）7.9011.0016.30額定靜負(fù)荷5.057.1012.40 2.校核軸承 高速軸上軸承 中間軸上軸承 低速軸上軸承x、y的取值 x=1、y=0 x=1、y=0 x=1、y=0沖擊載荷系數(shù) 1.2 1.2 1.2當(dāng)量動載荷p 677n 595 1526n計算額定動載荷 5413n 3505n 5142n 計算結(jié)果與對比 符合要求 符合要求 符合要求九 潤滑

18、與密封 分 析 過 程分 析 結(jié) 論1. 對于齒輪的潤滑通用的閉式齒輪傳動的潤滑方法大多是采用油潤滑，主要潤滑方式為浸油潤滑。這種潤滑方式適用于齒輪圓周速度v12m/s的場合。 中間軸的大齒輪速度計算是：n=164.35r/min =164.35/60 r/s =2.74r/s輸出軸大齒輪的速度計算是：n=53.1r/min =53.1/60 r/s =0.885r/s有上面的計算可知道齒輪的線速度都少于12m/s,因此可以用浸油潤滑選用的潤滑油牌號是：n46機械潤滑油。 2密封方式的選擇由于i，ii，iii軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密。 十. 箱體結(jié)構(gòu)尺寸分析對象分析過程結(jié)論aa值

19、對圓柱齒輪傳動為低速級中心距193.5mm機座壁厚=0.025a+510mm機蓋壁厚11=0.025a+510mm機座凸緣壁厚b=1.512mm機蓋凸緣壁厚b1=1.5112mm機座底凸緣壁厚b2=2.525mm地腳螺釘直徑df =0.036a+1216mm底座下部凸緣厚度p=(0.25-2.75)27.5mm底座加強肋厚度m=0.858.5mm箱蓋加強肋厚度m1=0.858.5mm地腳螺釘數(shù)目a1.215mm11. 設(shè)計總結(jié) 在做減速器設(shè)計時候，發(fā)現(xiàn)了自己對專業(yè)知識掌握的很少，可以用九牛一毛形容，對以前學(xué)過的知識也是一知半解，這對我的設(shè)計是一個很大的障礙。雖然在設(shè)計中發(fā)現(xiàn)了自己的很多不足之處，但是在設(shè)計過程中