机械设计课程设计之齿轮箱设计书Word文档格式.docx
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1.1.2电动机功率的选择
假设：
Pw—一匸作机所需功率,kw;
代一电动机的额定功率,kw：
Pd—电动机所需功率,kw；
电动机到工作机的总效率为"
，从、“2、弘、為分別为弹性连轴器、闭式齿轮传动〔齿轮精度为8级〕、滚动轴承和共同的效率。
那么:
竺=4800x2.5“2后
10001000
Pd=Pe=P.Jn
“=〃前〃齿轮乐轴跟〃卷简
查表可得：
如=099、偏轮=0.97、〃联轴器=0.98、〃卷筒=0.96
所以：
〃=〃需承〃齿轮滋轴器〃卷简-0.99*0.97*0.992*0.96二0.89
Pd=pe=pw/J]=12/0.89=13.48Kw
1.1.3电动机转速的选择以及型号确实定
方案号
电动机型号
额定功率
（kw）
同步转速（r/min）
满载转速（r/min）
总传动比
1
Y180L-6
15
1000
970
4.26
辅助计算:
=227.48"
min
60xl000xv_60x1000x2.5
TrD3.14x210
说二諜T4.26
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，所以应按方案二选择电动机。
外伸轴长度80mm,直径38mm,额定功率和满载转速见上表。
1.2求传动比
=227.48/7min
60xl000xy_60x1000x2.5
Trb3.14x210
227.48
=4.26
1.3计算各轴的转速n、功率p、转矩T
仁3.1各轴的转速
nA=nm=970r/min
n2=nw=227.48r/min
仁3・2各轴的输入功率
Pi=Pd〃i=13.48x0.99=13.35Kw
p2=PM%=13.35x0.98x0.99=12.95Kw
1.3.3各轴的输入转矩
7\=9550乩=9550x亠±
=131・44N•加
1n,970
石=9550邑=9550x
12.95
=543.66N•加
2齿轮的设计
2.1原始数据
材料牌号
热处理方法
强度极限
/Mpa
屈服极限
硬度
HBS
45
11:
火
560
200
169〜217
调质
580
220
229〜286
其中小齿轮45号钢调质，大齿轮45号钢正火
2.2齿轮的主要参数
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。
（7一b/yiim77
UHP~r.
%lim
式中：
6口皿一试验齿轮的接触疲劳强度极限应力：
亠/皿一接触强度的最小平安系数，取S〃臥=1.5：
Z〞一接触疲劳强度计算的寿命系数，取Z"
=1.02：
Z"
—工作硬化系数，取厶,=lo
由教材图5—29查得：
小齿轮6伽］=580M/m:
大齿轮O-Hlim?
=560Mpdo
3X（）
所以:
-—xl.02xl=25&
4Mpa
（yHP2=细曲ZVZU.=工x1.02x1=391.OM/m
S//iimL5
J—重合度系数，对于斜齿轮传动二0・75、0・88,取
二0.80；
K—载荷系数，一般近视取k=1.3~l・7,因是斜齿轮传动，故k取小
K=1.5；
0〃一齿宽系数，对于软尺面（<
350HBS）,齿轮相对于轴承
对称布置时，0/=0.8~1.4,取/=1：
U—齿数比，对于斜齿轮?
<
5~6,取弘=5。
=754灯
0.85Y1.3x25.86
0.9
=16.08mm
2.3确定中心距
叫（乙+乙2）
2cos0
_山+〃2—叫（Z|+Z?
）
a=—
22
Z[—小齿轮的齿数:
^2—大齿轮的齿数;
0—齿轮的螺旋角；
加〃一斜齿轮的模数。
对于软尺面的闭式传动，在满足齿轮弯曲强度下，选取Z]=36,
那么Z/TZ]=5x25=125：
螺旋角0,—般惜况下在0~15°
当制造精度较高或对振动、
噪音有要求的齿轮，可取0=10°
〜20°
或者更大值。
本设计为一
般要求，所以初选0=16°
斜齿轮的模数叫=⑴岁$“=5972背°
’W=1.59,由渐开
36
线圆柱齿轮第一系列，取“产2
所以.=2x（36+154L97.65讪
"
「人r…°
2xcosl6
取中心距a=200mm,
◎0严（乙忆）=2.2x（25+125）=0.975
2x140
所以0=18。
11'
41"
符合其条件10°
~20°
。
2.4齿轮弯曲疲劳强度的校核
Flim^5TyY^Fmin
Yst—试验齿轮的应力修正系数，取Yst=2；
°
＞恤一试验齿轮的齿根的弯曲强度极限应力,
6呗=220M/M、6恤2=200M/M；
Spmin—弯曲强度的最小平安系数，取min=13；
YN—弯曲疲劳强度寿命系数，取Zv=1；
弯曲疲劳强度的计算尺寸系数，取YX=l.
%严琴區Z必=W°
*xlxl=580Mm
、dFmin13
y200x2
%=Fhm2srYnYx=出上xlxl=307.69M/"
/
S/^minL3
乂因为
Yfs—外齿轮的符合齿形系数;
Y旳一螺旋角系数。
〔其他字符的意义同前。
〕
Z讨二=42
COSP
154
由教材图5—25可得：
纬si=4.03、y^S2=3.94
cos/7
1.88-3.2
2x36
1.76
人二必d严必心L=lx―=75.80
-Yd1&
辱卩cos〔18°
1141〕
也"
2+〔5〜10〕=84
由教材图5—40可得，螺旋角系数^=0.58o
_2000A：
7；
vv所以：
%-b叫Z曲
2000xl.5xl31.44x403x058二?
6<
84x22x36rP，
2000K7；
aF2=5丫尸5屏叩2
b叫Z
2000x1.5x543.66
76x22x154
x3.94x0.58
=79.6\Mpa<
（jFP2
综上所述，两齿轮符合强度条件。
2.5齿轮结构设计
2.5.1计算齿轮分度圆直径
小齿轮：
d、=
=75.80mm
叫乙_2x36
cosZ?
_cos（18°
1141）
2x154
cos（18°
114f）
=324.21mm
2.5.2齿轮宽度
按强度计算要求，取齿宽系数那么齿轮的宽度为
*=肖屛1=IGnun
圆整后小齿轮的宽度为勺=84〃伽，大齿轮的宽度为
b、=76mm
2.5.3齿轮的圆周速度
vi=
兀dg
60x1000
3・14x75・8x970
=3.85/10加/$〔满足精度要
求〕
2.5.4齿轮的相关参数如下表
名称
代号
单位
小齿轮
大齿轮
中心距
a
mm
传动比
模数
叫
2
螺旋角
P
■
l141）19°
2736"
变位系数
X
齿数
Z
分度圆直径
d
75.80
324.21
齿顶圆直径
da<
79.80
328.21
齿根圆直径
df
70.80
319.21
齿宽
b
S4
76
3轴的设计计算
3.1轴的材料选择和最小直径估算
3.1.1轴的材料选用45号钢，调质处理。
3.1.2高速轴和低速轴直径
初算直径时，假设最小直径段开于键槽，应考虑键槽对轴强度的影响，当该段截面上有一个键槽时，d增加5%"
7%,两个键槽时，d
增加10/15%,有教材表12-2,高速轴C,=110,低速轴C2=110o
同时要考虑电动机的外伸直径d=38mmo
所以d\=Ci
X1.05=11OXX1.05=26.36mm
^2=C2
xl.05=110x^xl.05=42.32^
结合电动机的外伸直径d=48mm,初选LT8联轴器
船碎843-86，所以初确定仏詁"
8讪
3.2轴的结构设计
3.2.1高速轴的结构设计
3.2.1.1各轴段径向尺寸的初定
xl.05=110xxl.05=26.36mm
结合电动机的外伸直径d=48mm,初选LT6联轴器
748x84
GB5843-86
所以取=48/w/w:
d2=53nvn:
d3=55mm
山此直径确定轴承，选择深沟球轴承6207GB/：
T276-1994,其具体尺寸如下表:
根本尺寸/mm
安装尺寸/mm
根本额定负荷/kn
极限转速r/min
D
B
®
min
amin
Dqmax
叫ax
C「
4
脂
油
55
100
21
1.5
64
91
1.5
43.2
29.2
6000
7500
£
==64：
d5=小齿轮：
d?
==55mm。
3.2.1.2各轴端轴向尺寸的初定
/,=82mm；
〔联轴器的轴孔长度为82mm〕
人=57mm;
厶=48mm;
Z4=12mm；
/5=70mm:
〔小齿轮的宽度为50mm〕/6=8mm:
/7=21mm。
3.2.2低速轴的结构设计
Ji=ci
3.2.2.1各轴段的径向尺寸的初定
1335xl.05=110x刃二^x1.05=26.36mm
748x84GB5843-86
所以取=48mm；
d2=dl+5=53imn
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