二级圆柱齿轮减速器的设计

1、一、前言机械设计基础这门课是机械类专业很重要的一门基础课程，我们平时上课是按部就班地按照学，学的比较散，没有真正地联系贯通也没有实际用过，而课程设计将我们学的知识整个联系起来，让我们用自身学到的知识去处理实际问题，也真正贯彻我校 “学以致用” 的校训二、设计任务书（附纸）三传动方案的分析和拟定 1. 组成：传动装置由电动机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。方案图如下：四电动机的选择4.1电动机功率Ped的选择电动机功率Ped，设：工作机（卷筒）所需功率PW，卷筒效率W，电机至卷筒轴的传动总效率a（减速器效率）电机需要的功率P

2、d 计算如下：=0.99 查手册取，对于Ped=4kW的电动机型号有四种：型号Y112M-2Y112M-4Y132M1-6Y160M1-8同步转速3000 r/min1500 r/min1000 r/min750 r/min满载转速2890 r/min1440 r/min960 r/min720 r/min4.2电动机转速的选择已知卷筒转速为60r/min，二级减速器的总传动比合理范围是ia=825。所以：电动机转速为nd=ian=4801500 r/min，该范围内的转速有 750 r/min, 1000 r/min, 1500 r/min。方案电动机额定功率Ped（kW）电动机转速r/mi

3、n电动机重量（kg）参考价格减速器传动比ia型号同步转速满载转速 1Y112M-441500144043242Y132M1-64100096073163Y160M1-8475072011812通过比较和计算，知道如果选用方案1，则在后面分配传动比时将出现i1=5.58,不符合教材P249页直齿传动比要求（i3,最大可达5）。2号方案相对而言，其重量轻，价格便宜，传动比适中，故选2号方案。4.3总传动比计算和分配各级传动比由上表读出Ia=16，按浸油润滑条件考虑，取高速级传动比i1=1.3i2则 ia=1.3 i2i2=1.3i22所以i2=3.51，i1 =ia/i2=4.56.五、传动装置运

4、动和动力参数计算5.1各轴转速的计算n1=nd=960 r/minn2= n1/ i1 =960/4.56=210.53 r/minn3= n2/ i2= 210.53/3.51=59.98 r/min5.2各轴功率的计算电动机：Pd=3.77kW高速轴3.770.99=3.73中间轴低速轴5.2各轴扭矩的计算将各轴的运动和动力参数列于下表上：电动机轴轴轴轴滚筒轴转速n/(r/min)960960210.53 59.98 59.98 功率P/(kW)3.773.73 3.58 3.44 3.37 扭矩T/(Nm)37.50 37.13 162.58 548.02 537.11 传动比i14.5

5、63.511六.传动零件设计计算6.1高速级齿轮的传动设计计算1.选择齿轮材料级精度等级按教材表11.8选择齿轮的材料为：小齿轮选用45钢调质，硬度为220250HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为170210HBS。因为是普通减速器，由教材表11.20选8级精度，要求齿面粗糙度Ra3.26.3um。2.确定设计准则由于该减速器为闭式齿轮传动，而且两齿轮均为齿面硬度HBS小于等于350的软齿面，齿面点蚀是主要的失效形式。应现按齿面接触疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后再按弯曲强度校核齿根的弯曲强度。3.按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢质齿轮，可应用教材P228页（11.2

6、3）求出d1值。确定有关参数与系数：（1）转矩T1由上表可以读出T1 =37.13Nm=37130 Nmm(2) 载荷系数K直齿，圆周速度高，精度相对较低，齿宽系数大，齿轮在两轴承间非对称布置时取大值。由教材P226页表11.10查出K=1.2（3）齿数z1和齿宽系数根据教材P249，在闭式软齿面齿轮传动中，齿轮的承受能力主要决定于齿面接触疲劳强度，齿轮的弯曲强度总是足够的，因此齿数可多些，推荐z1=2440小齿轮的齿数z1取为24。此处小齿轮的齿数z1取24，则大齿轮的齿数z2= i1z1=4.5624=109.44，因z1和z2最好互质，所以z2取109。实际齿数比为齿数传动比误差因二级直

7、齿圆柱齿轮为不对称布置，而齿轮表面又软齿面由教材P250页表11.19选取=11.2。（4）许用接触应力由教材图11.23查得，由教材P224页表11.9查得取=1。=609601（1525010）=2.16根据教材P222页，图11.26读出接触疲劳系数ZN1=1, ZN2=1根据教材P222页式（11.15）计算齿面接触疲劳许用应力故=42.56则根据教材P201页表11.3取模数标准值m1=2mm4.主要尺寸计算由此处取b2=50mmb1= b2+（510）取b1为55mm5.按齿根弯曲疲劳强度校核根据教材P230页，若能得出,则校核合格。确定有关系数与参数：（1）齿形系数根据教材P22

8、9页，表11.12得出（2）应力修正系数YS根据教材P230页,表11.13得出(3)许用弯曲应力根据教材224页，图11.24查得由教材P224页，表11.9查得SF=1.3;教材P225页图11.25查得根据教材P222页式（11.16）可得由教材230页式（11.25）可得齿根弯曲强度较和合格。6.验算齿轮得圆周速度由表11.21可知，选8级精度是合适的。7.几何尺寸计算小齿轮：da1=d1+2ha=48+212=52mm，直径较小做成齿轮轴。df1=d1-2hf=48-2（1+0.25）=43mm大齿轮：da2=d2+2ha=218+212=222mm，由于200mmda2500mm,

9、所以采用腹板式结构。df2=d2-2hf=218-5=213mm整理求得的参数a12=133 m12=2 z1=24 b1=55 d1=48 da1=52 df1=43z2=109 b2=50 d2=218 da2= 222 df2=2136.2低速级齿轮的传动设计计算1.疲劳强度设计（1）齿数z3和齿宽系数齿数z3取为29。则大齿轮的齿数z2= i1z1=3.5129=101.79，因z3和z4最好互质，所以z4取102。实际齿数比为齿数传动比误差因二级直齿圆柱齿轮为不对称布置，而齿轮表面又软齿面由教材P250页表11.19选取=11.2。（2）许用接触应力由教材图11.23查得，由教材P2

10、24页表11.9查得取=1。=60210.531（1525010）=4.74根据教材P222页，图11.26读出接触疲劳系数ZN3=1.07, ZN4=1.12根据教材P222页式（11.15）计算齿面接触疲劳许用应力=68.215则根据教材P201页表11.3取模数标准值m34=2.5mm2.主要尺寸计算由此处取b2=75mmb3= b4+（510）取b1为80mm整理求得的参数:a34=163.75 m34=2.5 z3=29 b3=80 d3=72.5 da3=77.5 df3=66.25z4=102 b4=75 d4=255 da4=260 df4= 248.75由于200mmda45

11、00mm,所以采用腹板式结构。七轴的设计计算7.1高速轴最小轴径计算（1）选择轴的材料，确定需用应力由前部分计算得知，减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。（1） 按扭转强度估算轴径（最小直径）根据教材P341页表16.2得C=118107。又由式（16.2）得mm考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故需将估算直径加大3%5%，取为17.319.5，再根据联轴器轴径要求，由设计手册取标准直径d1min=20mm。7.2低速轴的设计计算最小轴径计算mm考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故需将估算直径加大3%5%，取为42.547.8，

12、再根据联轴器轴径要求，再初算转矩要求，直径需要取大一点，则由设计手册取标准直径d1min=50mm7.2.1低速轴的结构设计轴的结构如图所示。(1)各轴段直径的确定d31：最小直径，和联轴器相连d31=d1min=50mmd32：密封处轴段，d32= d31 +2a，a为轴肩高度，通常a（0.070.1）d，得d32在60左右，此处取d32=59mm,以便于下一步轴承的选取。d33：d33= d32+15 mm，此处安装轴承，由设计手则选取d33=60 mmd34：此段起过渡作用d34= d33+15 mm,此处取65mmd35：d35 =d34+15 mm应与齿轮相配取d35=70mmd36

13、：此处安装轴承，所以d36=d33=60 mm(2)各轴段长度确定l 31：由Y联轴器长度可以选得l 31 =110mml32：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定l32=30mml33：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定l33=50mml34：由装配关系，箱体结构等确定l34=50mml35：由齿轮位置关系等确定l35=12mml36：由齿轮宽度确定l36=73mml37：由箱体结构、装配关系滚动轴承、挡油盘等关系确定l37=50mm7.2.2低速轴弯扭组合强度校核作用在齿轮上的圆周力： 径向力： 则求垂直面的支反力：NN计算垂直弯矩：NM NM求水平面的支承力计算、绘制水平面弯矩图： NM

14、NM求合成弯矩图： NM求危险截面当量弯矩：由图可知，C-C处截面最危险，因减速器单项运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6。其当量弯矩为： NM计算危险截面处的直径：轴的材料为45钢调质处理，根据教材P342页表16.3查得Mpa，许用弯曲应力，则考虑到键槽的影响，取d=1.0537.5=39.4mm则可以得出，所以轴是安全的。7.2.3低速轴的疲劳强度安全系数校核（略）7.3中间轴的设计计算最小轴径计算最小轴径处安装滚动轴承，根据设计手则滚动轴承的标准可以得出d21=30mm，其他各段尺寸根据两齿轮宽度及箱体尺寸和安装要求可分别得出d22=48mm，d23=10mm，d24=

15、77mm，d25=45mm八、滚动轴承的选择和计算8.1高速轴和中间轴上滚动轴承的选择因为设计的齿轮都是直齿，所以轴向不受力，再结合速度情况，选用深沟球轴承。高速轴安装轴承的轴段直径为25mm，由设计手则查得应选用深沟球轴承6205 GB/T276-94，中间轴安装轴承的轴段直径为30mm，由设计手则查得应选用深沟球轴承6206 GB/T276-94。8.2低速轴上滚动轴承的选择和计算选择：高速轴安装轴承的轴段直径为60mm，由设计手则查得应选用深沟球轴承6212 GB/T276-94校核：因为所以N此处轴承只由教材P381页，表17.11查得应选1.1。受轴向载荷验算轴承寿命：h所选轴承具有

16、足够的寿命。九、联轴器的选择9.1输入轴联轴器的选择(1)选择类型电动机与减速器高速轴联结用的联轴器，一般选用弹性可移式联轴器，所以此处与高速轴联接的联轴器选弹性柱销联轴器。（2）求计算转矩前面已经求出电动机的扭矩Td=37.5 NM，由教材P435表19.1查得，工作情况系数KA =1.25,故计算转矩TC =KATd=37.51.25=46.875 NNM （3）确定型号由设计手则标准中选取弹性套柱销联轴器TL6。它的公称转矩为60 NM,联轴器为钢时，许用转速为5700r/min,允许轴孔径在2028mm之间。故所选联轴器合适。9.2输出轴联轴器的选择(1)选择类型减速器低速轴与工作机轴

17、联接用的联轴器，选用刚性可移式联轴器，此处选择凸缘联轴器(2)求计算转矩前面已经求出低速轴的扭矩T3=548.02NM，由教材P435表19.1查得，工作情况系数KA =1.5, 故计算转矩TC =KA T3=548.021.5=822.03 NM(3) 确定型号由设计手则标准中选取凸缘联轴器YL11。 它的公称转矩为1000NM, 联轴器为钢时，许用转速为5300r/min,允许轴孔径在5056mm之间。故所选联轴器合适。十、键联接的选择和计算10.1高速轴和中间轴上键连接的选择减速器上的键只需要具有周向固定作用，故普通平键即可，此减速器的所有键都选A型普通平键。（1）高速轴上只有一个与联轴

18、器联接的键，键所在轴段的直径d11=20mm。根据教材P133页表8.1查得键宽为b=6mm,键高h=6mm，键长在轴段允许的范围内越大越好，则L=45mm，则选键为键：645 GB1096-79。（2）中间轴上有两个键，但键所在轴段的直径相同均为40mm，根据教材P133页表8.1查得键宽为b=12mm,键高h=8mm，键长在轴段允许的范围内越大越好，则大齿轮处的键长45mm则选键为键1245 GB1096-79；小齿轮处的键长70mm，则选键为键1270GB1096-7910.2低速轴上键联接的选择和计算低速轴上有两个键的选择。选择：与套筒相联接的轴段的直径为50mm，根据教材P133页表8.1查得键宽为b=14mm,键高h=9mm，键长在轴段允许的范围内越大越好，则L=100mm则所选键为：键14100GB1096-79。校核：由公式得所选键满足挤压强度要求与齿轮相联接的轴段的直径为70mm，根据教材P133页表8.1查得键宽为b=20mm,键高h=12mm，键长在轴段允许的范围内