齿轮箱毕业设计

13.2齿轮的结构设计及计算3.2.1高速级齿轮设计3.2.1.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1)按题目传动方案选用圆柱齿轮传动2)运输机为一般工作机器，速度不变，所以选用8级精度3)材料选择由表11-1选择小齿轮用45号钢调质，齿面硬度为260HBSMPa6001lim;MPaFE4601;大齿轮用45号钢正火，齿面硬度为200HBSMPa3802lim;MPaFE3202;由表11-5取1.25FS；0.1Hs；MPaMPaSMPaMPaSMPaMPaSMPaMpaSHHHHFFEFFFEF3800.1380][6000.1600][25625.1320][36825.1460][2lim21lim12211按齿面接触强度设计计算由表11-3取载荷系数5.1K由表11-6取齿宽系数8.0d小齿轮上的转矩mmNnpT46161101.2144521.31055.91055.9由表11-4取8.189EZ；5.2HZ；2.53)3805.28.189(36.4136.48.0101.25.12)(123243211HHEdZZuuKTdmm选小齿轮齿数为24z1，则1082451.412izz，则实际传动比5.424108i模数31.2242.53m111zd；按表4-1取mmm31实际mmzmd72324111，mmzmd3033101212中心距5.1852303722211dda；齿宽mmdbd56.422.538.012；故取mmb502；1b=2b+(5~10)mm故取mmb5518)验算齿面接触强度查图11-8得Y1Fa=2.76Y2Fa=2.24由图11-9得Y1Sa=1.57Y2Sa=1.82MPaMPaYYYYMPaMPaYYmzbKTFFasaFasaFFFFasaF256][9.159.257.124.282.116.18σ368][16.182395057.19.2101.25.1222112212141121211故安全9)齿轮的圆周速度smndv/22.56000014406910006011；选8级制造精度是合宜的3.2.2低速级齿轮设计:3.2.2.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数：1.按题目传动方案选用直齿圆柱齿轮传动2.运输机为一般工作机器，速度不变，所以选用8级精度3.材料选择由表11-1选择小齿轮用45号钢调质，齿面强度为260HBSMPa6001lim；MPaFE4601大齿轮用45号钢正火，齿面强度为200HBSMPa2802lim；MPaFE32024.由表11-5取1.25FS;0.1Hs；MPaSMPaSFFEFHH36825.1460][6000.1600][111lim1MPaMPaFH35625.1320][3800.1380][225.按轮齿弯曲强度设计计算由表11-3取载荷系数5.1K由表11-6取齿宽系数5.0d小齿轮上的转矩mmNT561611088.842.33108.31055.9np1055.9选小齿轮齿数为283z，则902811.334izz，则实际传动比214.32890immZZuuKTdHHEd25.222)3805.28.189(11.3111.35.01088.85.12)(12325321＋＋7.模数214.32890332zdm；故取mmm42则分度圆直径mmzmd112428323；mmzmd360490424；8.中心距mmdda23623601122432齿宽mmdbd11025.2225.034；故取mmb1104；mmb11539.验算齿面接触强度查图11-8得Y1Fa=2.65Y2Fa=2.25由图11-9得Y1Sa=1.63Y2Sa=1.77MPaYYmbKTFFaSanF36821621.281.12841101088.85.12z21112512111MPaMPaYYYYFFasaFasaFF256][6.22281.121.224.284.12162112212σ齿轮的圆周速度smndv/94.16000042.33111210006011；选8级制造精度是合宜的四、箱体的设计及说明：减速器箱体结构尺寸(mm)名称符号计算公式结果箱座厚度93.63025.0a9箱盖厚度1864.7302.01a8箱盖凸缘厚度1b125.111b12箱座凸缘厚度b5.135.1b14箱座底凸缘厚度2b5.225.22b2320地脚螺栓直径fd8.1612036.0adf20M地脚螺钉数目n4250则取a4轴承旁联接螺栓直径1dmmddf26.1575.0115M箱盖与箱座联接螺栓直径2dmmddf175.105.0212M轴承端盖螺钉直径3dmmddf14.84.03M10窥视孔盖螺钉直径4dmmddf105.63.048M定位销直径d12.77.02dd9连接螺栓的间距l200~150l170fd，1d，2d至外箱壁的距离1C课程设计表4-1262018fd，1d，2d至凸缘边缘距离2C课程设计表4-1241816外箱壁至轴承座端面距离1l)10~5(211CCl50大齿轮顶圆与内箱壁距离156.102.1115齿轮端面与内箱壁距离29212箱盖，箱座肋厚mm,185.0,85.011mm7,8.5轴承端盖外径2D32)5.5~5(dDD轴）1(105轴）2(105轴）3(120轴承旁联结螺栓距离S2DS105（1轴）105（2轴）120（3轴）五、轴的设计计算及校核5.1高速轴5.1.1初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表14-2，取[τ]=40MPa,118C，于是mmdmnPCd42.17%)51(59.16min以考虑到轴上有键槽，所59.161440411833d取18mm5.1.2求作用在齿轮上的受力圆周力NdTFt92.6142/10691440/21.395502311径向力NFFtr81.22320tan92.614tan5.1.3轴的结构设计5.1.3.1拟定轴上零件的装配方案1.输出轴的最小直径显然是安装V带的直径1d（如上图），根据轴最小直径的计算，和查阅书籍，故6段b1为30mm,d1为17mm。2.根据v带的轴向定位要求d5取为25mm,由箱体结构和轴承段、端盖装配关系等确定，b2为60mm.3.角接触轴承段，d3取为25mm,轴承型号为7206AC，档油环及装配关系等确定，b3为25mm。4.过渡轴段，考虑轴肩定位，故取d4为30mm,由装配关系，确定该段的b4为77mm5.5为高速级齿轮轴段，b5为50mm。6.角接触轴承段与3相同，d2为25mm，b2为29mm。5.1.4求轴上的载荷1．求垂直面的支承反力NlllFdFFrav36.1945.126565.12681.2232/5.1144.2612/21211NFFFvrv45.2936.19481.223122．求水平面的支承反力NFFFFNlllFFHtHHtH69.18823.4265.126565.12692.61422121213.F力在支点产生的反力NFFFNlllllFFQFFQF82.28985.55367.84367.8435.12656)5.955.12656(85.553)(212132124．绘垂直面的弯矩图mNlFMvav88.10115．绘水平面的弯矩图mNlFMHaH87.23226.F力产生弯矩mNmmlFMFaaFaF68.275.9582.28911力产生的弯矩为截面7．合成弯矩图mNMMMMaFaHava91.5368.2787.2388.1022228．轴的转矩mNdFTt3.25229．求危险截面的当量弯矩从图中可以看出，低速的齿轮中心线处最危险，其当量弯矩为3.0mNTMMae.68.59)3.253.0(91.53)(222210．计算危险截面处轴的直径轴的材料为45号钢，调质处理。由表14-1查得MPaB650由表14-3查得MPab601则mmMdbe5.21601.01068.59][1.03313考虑到键槽对轴的削弱，将d增加大%5故mmmmd49.3958.225.2105.1危险截面处的轴直径所以高速轴安全合理载荷水平面H垂直面V支承反力FNFH5.5011NFv6.701NFv8.1902弯矩MmNMaH87.21mNMav88.10总弯矩mNMa55扭矩TmNT24.17弯矩图如图所示5.2中间轴：5.2.1初步确定轴的最小直径:选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取C=110，于是得mmnPCd7.213.3195.2110335.2.2求作用在齿轮上的受力:1.作用在大齿轮：圆周力3.6922161077.74225222dTFt径向力NFFntr4.26720tan8.769tan222.作用在小齿轮：圆周力NdTFt2671121008.1225323径向力2.9720tan267tan33ntrFFN5.2.3轴的结构设计:5.2.3.1拟定轴上零件的装配方案1.角接触轴承段处，d1取为35mm,轴承型号为7027AC，b1为41mm2.低速级小齿轮轴段，按与齿轮的装配关系定d2为50mm，b2为60mm。3.轴环，根据齿轮的轴向定位要求取d3为45mm，b3按照要求取为10mm。4.高速级大齿轮轴段，按与齿轮的装配关系定d4为50mm，b4为18mm.。5.角接触轴承段同1相同，d5为40mm，b5为15mm。5.2.4求轴上的载荷:1．求垂直面的支承反力NllllFdFllFFrarv4.412)(32133223221NFFFFvrrv9.54213222．求水平面的支承反力NlllllFlFFttH81)(321322331NFFFFtHtH7.4121323．绘垂直面的弯矩图mNlFMvav57.2067.07.41324．绘水平面的弯矩图mNlFMHaH74.9067.07.560325．合成弯矩图mNMMMaHava3.10274.9537.3622226．轴的转矩mNT77.749．求危险截面的当量弯矩从图中可以看出，低速的齿轮中心线处最危险，其当量弯矩为6.0mTMMae.1.121)1.1086.0(3.102)(222210．计算危险截面处轴的直径轴的材料为45号钢，调治质处理。由表14-1查得MPaB650由表14-3查得MPab601mmMdbe6.20601.0101.121][1.03313考虑到键槽对轴的削弱，将d增加大%5故mmmmd386.2019.2705.1所以中间轴安全合理载荷水平面H垂直面V支承反力F7.411HFNFH1562NFv4.411NFv872弯矩MmNMaH4.9mNMav8.4总弯矩mNMa63.19扭矩TmNT