哈工大機械設計課程設計二級直齒圓柱齒輪減速器設計說明書

1、目錄一.傳動裝置的總體設計11.1分析或確定傳動方案11.2選擇電動機21.3計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比31.4計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)3二.傳動零件的設計計算42.1 選擇材料、熱處理方式及精度等級42.2 確定計算公式52.3 高速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸52.4 低速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸8三.軸的設計計算113.1高速軸設計計算113.2中間軸的設計計算123.3輸出軸的設計計算143.4輸出軸的校核計算15四.鍵的設計和計算19五.校核軸承壽命19六.聯(lián)軸器的選擇206.1輸入軸聯(lián)軸器206.2輸出軸聯(lián)軸器20七. 減速器附件及其說明20八.整體

2、結構的的最初設計21九.參考文獻22一傳動裝置的總體設計 1.1分析或確定傳動方案1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機傳送帶組成。2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3. 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大 其傳動方案如下：圖一：傳動方案簡圖根據(jù)要求，選用二級斜齒圓柱齒輪減速器，將動力傳送到傳送帶上，實現(xiàn)傳送帶預先設計的參數(shù)及其相應的功能。設計的原始數(shù)據(jù)要求：傳送帶的初拉力：F=2400N傳送帶卷筒直徑：d=300mm傳送帶帶速：v=1.0m/s關于減速器的生產(chǎn)和工作的要求：機器產(chǎn)量為大批量；機器工作環(huán)境為清潔；機器載荷特性為平穩(wěn)載荷

3、；機器最短工作年限為六年二班。1.2選擇電動機1.2.1選擇電動機的結構形式電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于生產(chǎn)單位一般多采用三相交流電源，因此，無特殊要求時應選用三相交流電動機，其中以三相交流異步電動機應用廣泛。所以選擇使用三相交流異步電動機。并按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，電壓為380V。 選擇電動機的容量（功率）首先計算工作機有效功率：式中， F傳送帶的初拉力，由設計原始數(shù)據(jù)，F(xiàn)=2400N； V傳送帶的帶速，由設計原始數(shù)據(jù)，V=1.0m/s。從原動機到工作機的總效率：0.960.8504式中，聯(lián)軸器傳動效率，由參考文獻1P81頁表9.1，

4、； 軸承傳動效率，由參考文獻1P81頁表9.1， 齒輪嚙合效率，； 卷筒傳動效率，。則所需電動機功率：1.2.3確定電動機的轉速工作機卷筒軸的轉速： 式中，d傳送帶卷筒軸直徑。由設計原始數(shù)據(jù)，d=300mm。二級圓柱齒輪減速器傳動比=840，所以電動機的轉速的可選范圍為:=(840)63.7=（509.62548.0）r/min.符合這一范圍的同步轉速為750 r/min、1000 r/min、1500 r/min三種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，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。根據(jù)電動機的類型、容量和轉速，由參考文獻1P142頁表1

5、4.1，選定電動機型號為Y132S-6，其主要性能如下表所示。電動機型號額定功率/kW同步轉速/（rmin）滿載轉速(rmin)Y132S-6310009602.02.01.3 計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比總傳動比 由選定的電動機滿載轉速和工作機主動軸轉速 nw，可得傳動裝置總傳動比為/nw960/63.715.07分配傳動比 式中分別為一級、二級齒輪傳動比。考慮潤滑條件，為使倆大齒輪直徑相近。高速級傳動比為 4.59，則3.28。1.4計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)各軸的轉速： 960r/min 960/4.59209.15r/min/209.15/3.28=63.76r/min=6

6、3.7r/min各軸的輸入功率： 2.820.992.79kW 22.790.990.972.68kW 22.680.990.972.57kW 21=2.570.990.992.52kW各軸的輸入轉矩電動機軸的輸出轉矩=9550 =95502.82/960=2.81Nmm： =2.810.99=2.78 Nmm =2.784.590.990.97=1.22 Nmm =1.223.280.990.97=3.86Nmm=3.860.990.99=3.78 Nmm。整理以上數(shù)據(jù)，制成表格以備用戶隨時方便查閱。減速器運動學和動力學參數(shù)一覽表軸名功率轉矩轉速傳動比效率電機軸2.8296010.99軸2.

7、799604.590.96軸2.68209.153.280.96軸2.5763.761.000.98卷筒軸2.5263.76二、傳動零件的計算2.1 選擇材料、熱處理方式及精度等級考慮到帶式運輸機為一般機械，且該齒輪傳動為閉式傳動，故大、小齒輪均選用45鋼，采用軟齒面，由表6.2得：小齒輪調質處理 ，齒面硬度為217255HBW，平均硬度為236HBW；大齒輪正火處理，齒面硬度為162217HBW，平均硬度為190HBW。大小齒輪齒面硬度差為46HBW，在3050HBW范圍內，選用8級精度。取高速級小齒齒數(shù)=20，高速級大齒輪Z=iZ=4.5920=91.8,取Z=91齒。取低速級小齒輪3齒數(shù)

8、=19齒，大齒輪4齒數(shù)=3.28=62.89.取=63。根據(jù)所選齒數(shù)重新修訂減速器運動學和動力學參數(shù)。減速器運動學和動力學參數(shù)更新后一覽表軸名功率轉矩轉速傳動比效率電機軸2.8296010.99軸2.799604.550.96軸2.68210.983.310.96軸2.5763.741.000.98卷筒軸2.5263.742.2確定計算公式由于是閉式軟齒面齒輪傳動，其主要失效形式是齒面接觸疲勞點蝕。故按照齒面接觸疲勞強度進行設計，再對齒根彎曲疲勞強度進行校核。2.3高速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度設計齒輪傳動：（由參考文獻1P103頁式6.8）式

9、中各參數(shù)為：1) 小齒輪傳遞的轉矩，=2.78 Nmm。2) 設計時，因v值未知，Kv不能確定，初取=1.6。3) 由參考文獻1P104表6.6取齒寬系數(shù)=0.9。4) 初選螺旋角=15，由參考文獻1圖6.15選取區(qū)域系數(shù) Z=2.43 5) 由參考文獻1P103頁表6.5查得彈性系數(shù)。6) 齒數(shù)比u=i1=4.55。7) 由參考文獻1P99頁式6.1，端面重合度：由參考文獻1P99頁式6.2，軸面重合度：由參考文獻1P104圖6.16查得：=0.775。8) 由參考文獻1圖6.26查得螺旋角系數(shù)=0.989) 由參考文獻1P116式6.26，許用接觸應力,。由參考文獻1P115圖6.29（e

10、）、圖6.29（a）得接觸疲勞極限應力=570MPa =410MPa 。小齒輪1與大齒輪2的應力循環(huán)次數(shù)分別為：N=60na =60960（282506）=1.38210hN= h由參考文獻1P116圖6.30查得壽命系數(shù)：=1.0， =1.11。由參考文獻1P116表6.7，取安全系數(shù)=1570=570 =1.11410=455.1故取 初算小齒輪1的分度圓直徑，得=確定傳動尺寸：1)計算載荷系數(shù)KK=1.01.151.121.2=1.5456。式中，使用系數(shù)。由參考文獻1P95頁表6.3，原動機和工作機工作特性均是均勻平穩(wěn)，故取 動載系數(shù)。分度圓上的速度為故由參考文獻1P96頁圖6.7查得

11、 K=1.15。 齒向載荷分布系數(shù)。由參考文獻1P96頁圖6.12，因為小齒輪是非對稱布置的，故查得齒向載荷分布系數(shù)K =1.12。 齒間載荷分配系數(shù)。由參考文獻1P99頁表6.4，未經(jīng)表面硬化的8級精度斜齒輪取 K =1.2。2) 對進行修正:d=d=41.4=40.93) 確定模數(shù)= 取=2mm4) 計算傳動尺寸中心距： a=115.916mm， 圓整為115mm。螺旋角=15921。 其它傳動尺寸： ，取38mm。 =+（510）mm， 取=45mm。 齒根彎曲疲勞強度校核： K、T、mn、d1同上 K=1.5456、T=2.78N.mm、mn=2、d1=41.44mm計算當量齒數(shù)zv1

12、z1/cos320/ cos15.15622.241zV2z2/cos391/ cos15.156101.196由參考文獻1圖6.20查得=2.72，=2.2由參考文獻1圖6.21查得=1.55，=1.8 由參考文獻1由圖6.22查得重合度系數(shù) =0.74由參考文獻1由圖6.28查得螺旋角系數(shù) =0.88 由參考文獻1圖6.29（f）、圖6.29（b）查得彎曲疲勞極限應力， 小齒輪 大齒輪由參考文獻1圖6.32查得彎曲疲勞壽命系數(shù)：Y=Y=1.0由參考文獻1表6.7查得彎曲疲勞安全系數(shù):SF=1.25(1%失效概率)=MPa=結論：滿足齒根彎曲疲勞強度。高速級齒輪參數(shù)列表法向模數(shù)分度圓直徑(m

13、m)齒寬齒數(shù)螺旋角中心距a(mm)小齒輪241.44452015921115大齒輪188.5638912.3低速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度設計齒輪傳動：(由參考文獻1P103頁式6.8）按齒面接觸疲勞強度設計：式中各參數(shù)為：1)小齒輪傳遞的轉矩，= 。2）設計時，因v值未知，K不能確定，初取=1.6。3）由參考文獻1P104表6.6取齒寬系數(shù)=1.1。4）初選螺旋角=15，由參考文獻1 圖6.15選取區(qū)域系數(shù) Z=2.43。5)由參考文獻1P103表6.5查得彈性系數(shù)。6）齒數(shù)比比u=iII=3.31。7）由參考文獻1P99頁式6.1，端面重合

14、度：由參考文獻1P99頁式6.2，軸面重合度：由參考文獻1 P104頁圖6.16查得：=0.775。8）由參考文獻1圖6.26查得螺旋角系數(shù)=0.98。9）由參考文獻1P116頁式6.26，許用接觸應力,由參考文獻1P115圖6.29（e）、圖6.29（a）得接觸疲勞極限應力=570MPa =410MPa 。小齒輪1與大齒輪2的應力循環(huán)次數(shù)分別為N=60na =60210.98（282506）=hN= h 由參考文獻1 P116圖6.30查得壽命系數(shù)：=1.1, =1.2（允許局部點蝕）。由參考文獻1 P116表6.7，取安全系數(shù)=1.1570=627 =1.2410=492 故取 。初算小齒

15、輪1的分度圓直徑，得=確定傳動尺寸:計算載荷系數(shù)KK=1.01.071.121.2=1.43。式中，使用系數(shù)。由參考文獻2P95頁表6.3，原動機和工作機工作特性均是均勻平穩(wěn)，故取 動載系數(shù)。分度圓上的速度為: 故由參考文獻2P96頁圖6.7查得 K=1.07。 齒向載荷分布系數(shù)。由參考文獻2P98頁圖6.12，因為小齒輪是非對稱布置的，故查得齒向載荷分布系數(shù)K =1.12。 齒間載荷分配系數(shù)。由參考文獻2P99頁表6.4，未經(jīng)表面硬化的8級精度斜齒輪取 K =1.2。對進行修正：=61.1=58.8確定模數(shù)=，按照表6.1取=3mm計算傳動尺寸中心距： a=127.3，圓整為130mm。 螺

16、旋角= =14255。值與初選值相差較大，需修正與值相關的數(shù)值。其它傳動尺寸： 取65mm。=+（510）mm， 取=70mm。 齒根彎曲疲勞強度校核 K、T、mn、d1同上 K=1.43、T=1.21N.mm、mn=3、d3=58.85mm計算當量齒數(shù)/cos319/ cos14.420.91/cos391/ cos14.469.34由參考文獻1圖6.20查得=2.75，=2.25由參考文獻1圖6.21查得=1.52，=1.75 由參考文獻1圖6.22查得重合度系數(shù) =0.73 由參考文獻1圖6.28查得螺旋角系數(shù) =0.98 由參考文獻1 圖6.29（f）、圖6.29（b）查得彎曲疲勞極限

17、應力， 小齒輪，大齒輪由參考文獻1圖8.30查得得彎曲疲勞壽命系數(shù): =1.0。由參考文獻1表6.7 查得彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.25(1%失效概率)=MPa= 136MPa結論：滿足齒根彎曲疲勞強度低速級齒輪參數(shù)列表法向模數(shù)分度圓直徑(mm)齒寬齒數(shù)螺旋角中心距a(mm)小齒輪361.85701914255 130大齒輪198.156563三、軸的設計計算3.1高速軸的設計計算1. 軸的基本參數(shù)-軸： 2.820.992.79kW =2.810.99=2.78 Nmm n=960r/min 2. 選擇軸的材料選用45號鋼調質處理，獲得良好的綜合機械性能。3.初算軸頸按扭轉強度計算：考慮到軸

18、上鍵槽適當增加軸直徑，。式中，C由許用扭轉剪應力確定的系數(shù)。由參考文獻2P197頁表9.4，考慮扭矩大于彎矩，取小值，C=106。 P軸傳遞的功率。 n軸的轉速。4. 軸承部件的結構設計(1)軸承部件的結構形式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，故軸承部件的固定方式采用兩端固定。由此所設計的軸承部件的結構形式如圖：輸入軸的草圖1 所示，然后，可按軸上零件的安裝順序，從最小直徑的軸端1開始設計。圖二：高速軸結構圖(2)軸端1本設計中dmin 就是軸段直徑，又考慮到軸段1上安裝聯(lián)軸器，因此1的設計與聯(lián)軸器同時進行。為補償聯(lián)軸器所

19、連接兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查參考文獻1表12.1，取。則由計算轉矩=41.7N.m考慮電機輸入軸直徑為38mm，由參考文獻2表13.1中的LH3聯(lián)軸器滿足條件。選用J1型軸孔A型鍵。聯(lián)軸器長L=60mm。與LH3對應的最小軸徑為30mm，軸段1的長度應比聯(lián)軸器的軸孔長度略短，故取l1=58mm。（3）軸段2在確定軸段2的直徑的時候，應該同時考慮聯(lián)軸器的固定與軸承端蓋的密封兩個方面，當dn1.5105mm(r/min)時，采用脂潤滑，又因工作環(huán)境清潔，則采用毛氈圈進行密封。查表毛氈密封圈的直徑系列中有公稱直徑35，同時考慮聯(lián)軸器軸向固定，軸肩高h=（0.070.1）d1=

20、2.13mm，則可以確定軸段2的直徑d2=35mm。軸段2的長度由軸承端蓋的長度和軸段1軸肩到軸承端蓋的距離決定。選擇凸緣式軸承端蓋，則：由參考文獻2表4.1計算知，軸承端蓋螺釘直徑為M8，則軸承端蓋長為e+m19.6mm，軸段1軸肩到軸承端蓋的距離l1015mm，取12mm。由草圖可確定軸段2最終的長度為l2=22+10+12=44mm(4) 軸段3和軸段5考慮使用斜齒輪，齒輪有軸向力，選擇軸承類型為角接觸球軸承。軸段3及軸段5直徑d3=d5=d2+（12）mm，考慮軸頸及安裝，可取軸承型號為7208C,查得d=40mm，D=80mm，B=18m。故取軸段3和軸段5的直徑為40mm。軸段3和

21、軸段5的長度均為滾動軸承寬度與擋油板寬度之和，則l3=l5=18+12=30mm。(5) 軸段4軸段4的直徑根據(jù)軸承的軸向固定，查參考文獻2表12.2得軸段4的直徑為d4=47mm。軸段4的長度，以及高速級小齒輪的位置由另外兩根軸的尺寸和中間軸上高速級大齒輪的位置確定。經(jīng)過草圖設計，最終可以確定軸段4上高速級小齒輪左右端面離機體內壁的距離分別為，25.5mm，84.5mm。3.2中間軸的設計計算 1. 軸的基本參數(shù)-II軸：功率PII=2.68kW轉速n2=210.98r/min轉矩T2=1.212.選擇軸的材料選用45號鋼調質處理，獲得良好的綜合機械性能。3. 初算軸頸初定軸上的最小直徑式中

22、，C由許用扭轉剪應力確定的系數(shù)。由參考文獻2P197頁表9.4，考慮扭矩大于彎矩，取小值，C=106。 P軸傳遞的功率。 n軸的轉速。4. 軸承部件的結構設計根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。圖三：中間軸結構圖（1）軸段1二級齒輪減速器，中間軸的最小直徑處安裝滾動軸承，可考慮最小直徑圓整確定，但是不應小于高速軸安裝軸承處的直徑，則中間軸的滾動軸承初選7208C，則軸徑d1=40mm.B=18mm，而軸段1的長度等于軸承寬度、軸承外圈端面至箱體內壁距離與齒輪端面至箱體內壁的距離之和，長為l1=18+10+10=38mm。（2）軸段2 因該軸段處安裝低速級小齒輪，（考慮可能出現(xiàn)的齒輪軸問題

23、，進行校核計算，分度圓直徑為58.85mm，其中鍵的尺寸為：bh=128mm，則:e=（58.85-40）/2-2mhf-3.32.5m=7.5mm所以該齒輪需要做成齒輪軸），可判斷出齒輪的結構型式為齒輪軸。軸段2的長度為小齒輪尺寬l2=70mm。（3）軸段3軸段3為軸肩，用于齒輪的軸向固定，h=（0.070.1）d4=3.084mm，則軸段3的軸徑d3=d4+2h=d4+2（0.070.1）d4=50.1652mm，取d3=52mm，長度l3為58mm，取8mm。（6）軸段4軸段4與高速級大齒輪的輪轂配合。直徑d4=d5+（25）mm，取d4=44mm，軸段4的長度略小于高速級大齒輪齒寬。取

24、軸段4的長度l4為（38-2）=36mm。（7）軸段5軸段5與滾動軸承配合。取7208C軸承。內徑為40mm。所以軸段5內徑為d5=40mm，長度為軸承寬度、齒輪2輪轂與箱體內壁距離與軸承外圈端面至箱體內壁距離以及輪轂寬度與軸段4長度差值之和，則l5=18+29+10+2=59mm 3.3輸出軸設計計算1. 軸的基本參數(shù)-II軸：=2.57Kw 轉速n3=63.74r/min轉矩T3=3.85。2.選擇軸的材料選用45號鋼調質處理，獲得良好的綜合機械性能。3. 初算軸頸初定軸上的最小直徑式中，C由許用扭轉剪應力確定的系數(shù)。由參考文獻1P193頁表10.2，考慮扭矩大于彎矩，取小值，C=106。

25、 P軸傳遞的功率。 n軸的轉速。考慮到軸上鍵槽適當增加軸直徑，。4. 軸承部件的結構設計根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。圖四：低速軸結構圖（1）軸段1軸段1為輸出軸與聯(lián)軸器的連接部分?？紤]對中性的要求。使用剛性聯(lián)軸器。查參考文獻2表13.6，可取聯(lián)軸器其安裝尺寸，孔徑為d1=38mm，J1型接口，孔徑長L=60。軸段1的長度應略短于聯(lián)軸器的長度，則可取l1=58mm。（2）軸段2 在確定軸段2的直徑的時候，應該同時考慮聯(lián)軸器的固定與軸承端蓋的密封兩個方面，當dnP2所以P=2960.5N，只需校核軸承的壽命（3）校核軸承壽命軸承在以下工作，由參考文獻1表10.10查得。載荷平穩(wěn)，由參

26、考文獻1表10.11查得，。軸承I的壽命為已知減速器使用6年，兩班工作制，則預期壽命h顯然 故軸承壽命很充裕。六、聯(lián)軸器的選擇6.1輸入軸聯(lián)軸器因為減速器應用場合高速，選用彈性柱銷聯(lián)軸器，根據(jù)使用的電機型號Y132S-6，由參考文獻2P132頁表13.1選取LH3型號，公稱轉矩650 Nm，滿足使用要求。輸入端選取直徑為30mm的聯(lián)軸器，J1型接口，長度L=60mm。6.2輸出軸聯(lián)軸器輸出聯(lián)軸器根據(jù)輸出軸尺寸，由參考文獻2P140頁表13.6選取KL6型號無彈性元件的撓性聯(lián)軸器。聯(lián)軸器內徑選取38mm，J1型接口，長度L=60mm。七、減速器附件及其說明由于是大規(guī)模生產(chǎn)，減速器的箱體采用鑄造箱

27、體。附件設計 A 窺視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與鑄造的凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鋼板焊接制成，用M6螺栓緊固。B 放油孔及放油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器中部，以便放油，放油孔用螺塞堵住，并加封油圈加以密封。選取M14的螺塞。具體尺寸見參考文獻3P20頁。C 油面指示器：選取桿式油標。選取M12的油標。具體尺寸見參考文獻3P19頁，油標位置箱體中部。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.D 通氣孔：由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡。由于是在清潔無塵的環(huán)境下，只需使用簡易通氣孔。選取M201.5的簡易通氣孔。具體尺寸選取查閱參考文獻3P19頁。E 啟蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。選取M820的平底螺栓。螺釘桿端部要做成圓柱形或大倒角，以免破