哈工大機械設計課程設計同軸式二級齒輪減速器

1、Harbin Institute of Technology機械設計課程設計課程名稱：機械設計課程設計設計題目：同軸式二級齒輪減速器院系：機電工程學院設計時間：2014年 1月 3日哈爾濱工業(yè)大學目 錄哈爾濱工業(yè)大學課程設計任務書1.傳動裝置的總體設計 .11.1選擇電動機 .11.1.1選擇電動機的類型 .11.1.2選擇電動機的容量 .11.1.3確定電動機轉速 .11.2計算傳動裝置的總傳動比 i并分配傳動比. 21.3計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù).21.3.1各軸的轉速 .21.3.2各軸的輸入功率 .21.3.3各軸的輸入轉矩 .32.傳動件設計.32.1高速級斜齒圓柱齒輪傳動設

2、計.32.1.1選擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級. 32.1.2初步計算傳動主要尺寸.42.1.3確定傳動尺寸 .62.1.4校核齒根彎曲疲勞強度.72.1.5齒輪傳動其他尺寸 .83.裝配圖草圖設計前的準備 .93.1選擇聯(lián)軸器的類型 .93.2確定滾動軸承的類型及其潤滑與密封方式.93.3確定軸承端蓋的結構形式 .93.4 確定減速器機體的結構方案 .94.軸的設計計算 .104.1軸 I 的設計計算 .104.1.1選擇材料 .104.1.2按扭轉強度初算軸徑 .104.1.3軸的結構設計 .104.2軸 II 的設計計算 .124.2.1軸的結構設計 .124.3軸 III 的設計計

3、算 .124.3.1選擇材料 .124.3.2軸的結構設計 .124.4軸系部件校核計算 .144.4.1軸的受力分析 .144.4.2求彎矩、轉矩 .154.4.3校核軸的強度 .154.4.4鍵連接強度的校核 .154.4.5軸承壽命的校核 .165.軸系部件結構設計 .175.1.175.1.1.175.1.2.185.2.185.3.186.181. 傳動裝置的總體設計1.1 選擇電動機選擇電動機的類型按照工作要求和工作條件選用Y 系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結構，電壓 380V 。選擇電動機的容量工作機的有效功率為PwFv1900N1.18m / s2.242kW10001

4、000從電動機到工作機輸送帶間的總效率為2421234式中， 1、2、 3、4 分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動和卷筒的傳動效率。由參考文獻 1 表 9.1機械傳動效率概略值查得，當聯(lián)軸器選擇彈性聯(lián)軸器、軸承選擇滾動軸承、齒輪選擇一般圓柱齒輪8級精度油潤滑時，取10. 99、 2 0.99、 30. 97、40.96 ，則0.9920.9940.97 20.960.85所以電動機所需工作效率為Pw2.242kWPd2.636kW確定電動機轉速按參考文獻1表2.1常用減速器的類型和特點推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比i8 40 ，而工作機卷筒軸的轉速為601000v6010001.18

5、nwd80.5r / min280所以電動機轉速的可選范圍為ndi nw(8 40) 80.5r / min(644 3220)r / min符合這一范圍的同步轉速有750 r/min 、 1000 r/min 、 1500 r/min 三種。綜合考慮電動機和傳動裝置的大小、 經(jīng)濟性等因素， 為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1000 r/min的電動機 Y132S -6。根據(jù)電動機類型、容量和轉速，由參考文獻1表 14.1 Y 系列三相異步電動機的型號及相關數(shù)據(jù)，選定電動機型號為Y132S -6。其主要性能如下表：電動機型號額定功率 /kW滿載轉速 (r/min)起動轉速最大轉矩額定轉

6、速額定轉矩Y132S -639602.02.0電動機的主要安裝尺寸和外形尺寸如下表：mm型號HABC DEF GDG Kbb1b2hAABBHAL 1Y112M -613221614089 38 8010 833 1228021013531560 200184751.2 計算傳動裝置的總傳動比i 并分配傳動比1. 總傳動比 i為in m96011.93n w80.5iIi IIi11.933.452. 分配傳動比ii I i II由于是同軸式減速器，兩軸上的齒輪應該對應相同，故i IiIIi11.933.451.3 計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)各軸的轉速I軸nI nm960r / minI

7、I軸nIInI960r / miniI277.94 r / min3.45III軸nIIInII228r / miniII80.5 r / min3.45各軸的輸入功率I軸PIPd12.636kW0.99 2.610kWII軸PIIPI232.61kW0.990.972.506kWIII 軸PIIIPII2 32.3kW0.990.972.407kW卷筒軸P2.407kW0.962.359kW各軸的輸入轉矩電動機軸的輸出轉矩Td 為Td9.55106 Pd9.551062.636kW104N mmnw2.623960r / min所以： I軸TITd126230 N mm0.99 2.600

8、104 NmmII軸TIITI23iI26000 Nmm0.990.973.458.612104 NmmIII軸TIIITII23i II86120 Nmm0.990.963.452.86105Nmm卷筒軸TTIII21286000 Nmm0.990.992.80105 Nmm計算結果匯總于下表：軸名功率 P/kW轉矩 T/(N mm)轉速 n/(r/min)傳動比 i效率電機軸2.6362.6210496010.99I軸2.6102.601049603.450.96II軸2.5068.61104277.93.450.96III 軸2.4072.8610580.5卷筒軸2.3592.80105

9、80.510.982. 傳動件設計2.1 斜齒圓柱齒輪傳動設計選擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級帶式輸送機為一般機械，且要求成批生產(chǎn)，故毛坯需選用鍛造工藝，大小齒輪均選用45 號鋼，采用軟齒面。由參考文獻 1 表 6.2 查得：小齒輪調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為217255HBW ，平均硬度 236HBW ；大齒輪正火處理，齒面硬度162217HBW ，平均硬度190HBW 。大、小齒輪齒面平均硬度差為46HBW ，在 3050HBS 范圍內(nèi)，選用8 級精度。初步計算傳動主要尺寸由于是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。齒面疲勞強度設計計算公式為：22KT1 u1 ZEZHZ Zd13du

10、H式中：u 齒數(shù)比（或稱傳動比） ，為大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比；Z E 材料彈性系數(shù)，根據(jù)配對的大、小齒輪的材料按參考資料2 表 6.5 查取，MPaZ H 節(jié)點區(qū)域系數(shù)，反映了節(jié)點齒廓形狀對接觸應力的影響，根據(jù)大、小齒輪變位系數(shù)和與齒數(shù)和的比值、分度圓螺旋角按參考資料2 圖 6.15 查取。Z 重合度系數(shù)，是考慮重合度對齒面接觸應力影響的系數(shù)。根據(jù)端面重合度和軸面重合度按參考資料2 圖6.16查取。Z螺旋角系數(shù)，是考慮斜齒輪(0 )同其當量齒輪(0 )相比承載能力得到提高對齒面接觸應力影響的系數(shù)?？筛鶕?jù)分度圓螺旋角按參考資料2 式Zcos計算或按圖6.26 查取。d 齒寬系數(shù)，可根據(jù)齒輪相對于

11、軸承的位置、齒面硬度按參考資料2 表6.6查取。d1 小齒輪分度圓直徑，mm。b 齒寬， mm。T1 小齒輪傳遞的轉矩，N mm。H 許用接觸應力，按參考資料2 式（ 6.26）計算，MPa.由于中間軸上扭矩較大，故應選中間軸進行設計。式中各參數(shù)為：1） 小齒輪傳遞的扭矩，由前面的設計可知，TII8.612104Nmm2） 設計時，因 v 值未知， K v 不能確定，故可初選載荷系數(shù)K t1.1 1.8 ，初取K t1.43） 根據(jù)參考資料2 表6.6齒寬系數(shù)，由于齒輪相對于軸承的布置形式為非對稱布置，因此d 取0.61.2，取d1.3。4） 根據(jù)參考資料2 表6.5材料彈性系數(shù)， 大小齒輪材

12、料均為鋼，ZE189.8MPa 。5） 初選螺旋角12，根據(jù)參考資料2 圖6.15，節(jié)點區(qū)域系數(shù)系數(shù)為ZH2.46 。6） 齒數(shù)比 ui I3.45.7） 初選 z122 ，則 z2uz13.45 2275.9 取 76。則端面重合度為1.883.211cos1.883.211cos12 1.655z1z22276軸面重合度為0.318d z1 tan0.3181.322tan121.636由參考資料 1 圖 6.16 查得，重合度系數(shù)Z0.775。8） 根據(jù)參考資料1 圖6.26 查得，螺旋角系數(shù)Z0.99 。9） 許用接觸應力由式HZNH lim算得。SH由參考資料 2 圖 6.29e 和

13、圖 6.29a 得接觸疲勞極限應力：H lim1570 MPa ,H lim2390 MPa小齒輪 1 與大齒輪2 的應力循環(huán)次數(shù)分別為N1 60n1aL10h60 277.91.05182501.67 108N2N11.671084.83107iI3.45查參考資料 1 圖6.30 得壽命系數(shù) ZN1 1.18， Z N 21.30 。由參考資料 2 表 6.7 安全系數(shù)參考值，取安全系數(shù)SH 1.0 ，得ZN1H lim11.18570MPa672.6MPaH1SH1.0ZN 2H lim21.30390MPaH 2SH1.0507.0MPa故取H 1H 2207.0MPa初算小齒輪1 的

14、分度圓直徑，得2KT1 u 12d1tZEZH Z Z3u Hd21.4861203.451189.82.460.77520.9931.33.45507mm 49.24 mm確定傳動尺寸1） 計算載荷系數(shù)。由參考資料1 表 6.3 查得使用系數(shù)K A1.25 。因 vd1t n149.24 277.94 0.717m/ s60 100060 1000由參考資料 1圖 6.7查得 動載系數(shù) Kv 1.03 。由參考資料 1圖 6.12 查得齒向載荷分布系數(shù)K1.25 。由參考資料 2表 6.4查得齒間載荷分配系數(shù)K1.2 。故載荷系數(shù) KK AK vKK1.251.031.251.21.9312

15、） 對 d1t 進行修正。因K 與 Kt 有較大差異，故需對按Kt 值計算出的 d1t進行修正，即d1d1tK1.93154.81mm349.24 31.4mmKt3） 確定模數(shù) mn 。d1 cos54.81cos122.43mmmnz122按參考資料 2 表 6.1，取mn2.5。mm4） 計算傳動尺寸。中心距amn ( z1z2 )2(2276) mm125.24mm2cos2cos12圓整為 a = 125mm ，則螺旋角arccos mn (z1z2 )arccos 2(2276)11 284011.482a2125值改變后， d1 變化量很小，因此不再修正mn 和 a。故d1mn

16、z12.52256.12mmcosmmcos11.48d2mn z22.576193.88mmcosmmcos11.48由 bd d11.356.12mm72.96mm，取 b2 b 73mm 。又 b1b2(5 10) mm，取 b180 mm 。校核齒根彎曲疲勞強度F2KT1 YFYSY YFbmn d1式中各參數(shù) :1） K、 T1 、 mn 、 d1 值在前已經(jīng)查得。2） 齒寬 bb273mm 。3） 齒形系數(shù) YF 和應力修正系數(shù) YS 。當量齒數(shù)zv1z122mm23.37mmcos3cos3 11.48zv2z276mm80.75mmcos3cos3 11.48由參考資料 1 圖

17、 6.20查得 YF12.7， YF22.24 。由參考資料 1 圖 6.21 查得YS11.51， YS21.82 。4） 由參考資料 1 圖 6.22 查得重合度系數(shù) Y0.70。5） 由參考資料 1 圖 6.28 查得螺旋角系數(shù)Y0.92 。6） 許用彎曲應力可用FYNF lim 算得。SF由參考資料 1 圖 6.29f 、圖 6.29b查得彎曲疲勞極限應力F lim 1220MPa ,F lim 2 170 MPa由參考資料 1 圖 6.32 查得壽命系數(shù) YN 1YN 21.0 。由參考資料 1 表 6.7 查得安全系數(shù) SF 1.25 ，故YN 1F lim 11.0220F 1S

18、F176MPa1.25YN 2F lim 21.0170F 2SF136MPa1.25F 12KT1 YF 1YS1Y Y21.93861202.7 1.57 0.7 0.9288.61MPaF1bmn d1732.556.12YF 2YS 288.652.241.82F 2F1YF 1YS12.785.23MPaF 21.57滿足齒根彎曲疲勞強度。齒輪傳動其他尺寸序號項目1齒輪 1齒數(shù)齒輪 22法面模數(shù) (mm)3端面模數(shù) (mm)4 法面壓力角（度 )5 端面壓力角（度 )6齒頂高系數(shù)7頂隙系數(shù)8 標準中心距 (mm)9螺旋角10齒輪 1齒頂高 (mm)齒輪 211齒輪 1齒根高 (mm)

19、齒輪 212齒輪 1分度圓直徑 (mm)齒輪 213齒輪 1齒頂圓直徑 (mm)齒輪 214齒輪 1齒根圓直徑 (mm)齒輪 215重合度（ mm ）圓柱齒輪幾何尺寸表代號計算公式計算結果z1/22z2/76mn/2.5mtmtmn/ cos2.55n/20ttanttann/ cos20.38/1c*/0.25aamn ( z1z2 ) / 2cos125/11.48ha1ha mn ha*2.5ha22.5hf1hfmn (ha*c* )3.125hf23.125d1dmn z / cos56.12d2193.88da1dad2ha61.12da2200.13df1d fd2h f51.1

20、2df2187.631tanz2 tan a 2 tan3.29az1 tana1a2由于采用二級同軸式設計，故兩對齒輪對應相同，故另一對不需重復設計。3. 裝配圖草圖設計前的準備3.1 選擇聯(lián)軸器的類型對于連接電動機和減速器高速軸的聯(lián)軸器和輸出軸出的減速器，為了減小啟動轉矩，適應震動和沖擊以及定心不完全準確，選擇聯(lián)軸器類型應具有較小的轉動慣量和較好的減震性能，所以采用彈性柱銷聯(lián)軸器LH 型。 輸出軸為了獲得較大的轉矩，選用凸緣式聯(lián)軸器GY5型3.2 確定滾動軸承的類型及其潤滑與密封方式（ 1） 由于減速器使用的齒輪是斜齒圓柱齒輪，因此有軸向力， 所以選擇角接觸球軸承。（ 2） 采用油潤滑，但

21、需在軸承座孔大于齒輪處安裝擋油板，防止?jié)櫥蜎_擊軸承。（ 3） 由于軸承為油滑，并且工作環(huán)境為清潔，故采用唇形密封圈進行密封。（ 4）兩級齒輪在密封箱體中應用浸油潤滑，同時起到冷卻的作用。3.3 確定軸承端蓋的結構型式為了使得設計的結構緊湊同時符合個傳動件的結構與空間的要求，所以選擇嵌入式軸承端蓋。3.4 確定減速器機體的結構方案考慮到拆裝方便，采用剖分式機體，取通過傳動件軸線的平面為剖分面。鑄件減速器機體結構尺寸表如下：鑄鐵減速器機體結構尺寸計算表名稱符號尺寸關系尺寸大小基座壁厚0.025a3mm8mm8 mm機蓋壁厚10.02a3mm8mm8 mm機座凸緣厚度b1.512 mm機蓋凸緣厚度

22、b11.512 mm機座底凸緣厚度p2.520 mm地腳螺釘直徑df0.036a 12mmM20地腳螺釘數(shù)目na 250mm時， n=44軸承旁連接螺栓直徑d10.75dfM16機蓋與機座連接螺栓直徑d 2(0.50.6)d fM12連接螺栓 d 2 的間距l(xiāng)150200mm150窺視孔蓋螺栓直徑d 4(0.30.4)d fM8定位銷直徑d(0.70.8)d f12mmdf 、d1 、 d 2 至外壁最小距c1/26、 22、 18mm離d1 、 d 2 至凸緣最小距離c2/20、16mm內(nèi)機壁至軸承座端面距離l 2c1 c2 (5 8)mm58mm大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離11.210mm齒輪端

23、面與內(nèi)機壁距離210mm機蓋、機座肋厚m1, mm1 0.85 1, m0.85m1 7 、 m 7軸承端蓋外徑D 280mm軸承旁連接螺栓距離s視結構而定4. 軸的設計計算4.1軸 I 的設計計算4.1.1選擇材料通過已知條件和查閱相關的設計手冊得知，該傳動機所傳遞的功率屬于中小型功率。因傳遞功率不大，且對質(zhì)量及結構尺寸無特殊要求，故選用常用材料45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。4.1.2按扭轉強度初算軸徑對于轉軸，按扭轉強度初算直徑：dminPC 3nm其中P 軸傳遞的功率，nm 軸的轉速，r/minC由許用扭轉剪應力確定的系數(shù)。查參考資料 2 表 9.4 得 C=106 118，取 C=118 。9.

24、55 106 P3 P32.6103ndC11816.47mm0.2 n960考慮鍵槽影響，取 dmin 16.47 (15%)17.29 mm 。軸的結構設計為方便軸承部件的裝拆， 減速器的機體用剖分結構形式。 因傳遞功率小， 齒輪減速器效率高， 發(fā)熱小， 軸不會很長，故軸承部件的固定方式采用兩端固定。由于本設計中的軸需要安裝聯(lián)軸器，軸承同時需要設計成齒輪軸。并且各處受力不同，因此，設計成階梯軸形式，共分為五段。（1） 聯(lián)軸器及軸段1對于連接電動機和減速器高速軸的聯(lián)軸器，為了減小啟動轉矩，其聯(lián)軸器類型應具有較小的轉動慣量和較好的減震性能，故采用彈性柱銷聯(lián)軸器。計算轉矩為TCKT1.526.2

25、N m37.8N m式中， T 聯(lián)軸器所傳遞的名義轉矩。K 工作情況系數(shù)，查參考文獻2 表 12.1 可?。?K=1.5 。根據(jù) TC37.8 N m 和電動機軸徑 D=38mm ，查參考文獻 1 表 13.1 LH 型彈性柱銷聯(lián)軸器，確定選擇 LH3 型聯(lián)軸器。其參數(shù)為：公稱轉矩 630N m，許用轉速為 5000r/min 。取與軸相連端軸徑 35mm，軸孔長度 60mm， A 型鍵槽。最后可確定減速器高速軸軸伸處的直徑 d130 mm ，軸段 1 的長度應該比聯(lián)軸器主動端軸孔長度略短，故取l158 mm 。（2） 密封圈與軸段2軸段 2 要對聯(lián)軸器進行軸向固定，并且要考慮密封圈的尺寸。h

26、 (0.07 0.1) d1(0.07 0.1)30 (2.1 3) mmd 2d12h 302 (2.1 3.0)(34.1 36) mm由于工作環(huán)境清潔，因此選用唇型密封圈，查GB/T 13871-1992 得，選取內(nèi)徑為 35mm的唇形圈合適，故取d235mm（3）這段 3考慮到選擇適當?shù)妮S承，出選軸承為7208c，所以該段直徑定為40mm。（4） 軸段 4考慮到軸承的的軸向固定以及齒輪軸的設計選著設計直徑為48。（5） 軸段 5在其上加工齒輪軸。（6） 軸段 6同軸段 4（7） 軸段 7同軸段 3（8） 機體與各軸段的長度軸段 2、4 的長度除與軸上零件有關外，還與機體及軸承蓋等零件有

27、關。軸段1 為了適應聯(lián)軸器選擇長度略短與聯(lián)軸器的長度為58mm。軸段 2 應該能保證聯(lián)軸器中柱銷的裝拆，并且需要計算端蓋的總厚度，長度l=8+10+30=48mm 。軸段 3安裝軸承同時具體長度與結構設計有關長度有作圖得到為26mm。軸段 4的設計長度與機體其他部分結構有關其長度依據(jù)畫圖做出為5mm。軸段 5 上需要加工齒輪軸，長度應與齒輪齒寬相同，長度為80mm。軸段 6長度與 4 長度相同。軸段 7的長度與所選用的軸承相關，并應比軸承長一點，長度為21mm。（9）鍵連接設計聯(lián)軸器與軸之間采用 A 型普通平鍵連接，根據(jù)參考文獻 2 表 11.27，軸段 1 選用 A 型普通平鍵，為鍵 845 GB/T1096-2003， h = 7 mm 。4.2 軸 II 的設計計算由與中間軸所用軸承不應比輸入軸小，故選用7209C，故中間軸最小軸頸dmin45mm。軸的結構設計為方便軸承部件的裝拆， 減速器的機體用剖分結構形式。 因傳遞功率小， 齒輪減速器效率高， 發(fā)熱小， 估計軸不會很長，故軸承部件