哈工大_机械设计课程设计-二级齿轮减速器-设计说明书

1、Harbin Institute of Technology机械设计课程设计说明书 题 目： 二级展开式齿轮减速器 院 系： 机械制造及其自动化 班 级： 1 姓 名： 学 号： 指导教师： 王黎钦 日 期： 2014.1.2 哈尔滨工业大学目录键入章标题(第 1 级)1键入章标题(第 2 级)2键入章标题(第 3 级)3键入章标题(第 1 级)4键入章标题(第 2 级)5键入章标题(第 3 级)6一、传动装置的总体设计（二）选择电动机1.选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机。全封闭自扇冷式结构，电压为380V。2.选择电动机的容量工作机的有效功率为：从电动机到工作

2、机传送带间的总效率为：式中：分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。由表9.1取。则：所以电动机所需要的工作功率为：283.确定电动机转速按表9.1推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比，而工作机卷筒轴的转速为：所以电动机转速的可选范围为：符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机，另需要其中电机工作所需工作功率：。根据电动机类型、容量和转速，由本书的表14.1或有关手册选定电动机型号为Y112M-6，其主要性能如下

3、表：电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/min)起动转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩Y132S-63.09602.02.0电动机的主要安装尺寸及外形尺寸如下：型号HABCDEF×GDGKY132S-613221614089388010×83312bb1b2hAABBHAL12802101353156020018475（三）、计算传动装置的总传动比1.总传动比为：2分配传动比：考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相接近，取，故：（四）计算传动装置各轴的运动和动力参数1.各轴的转速轴轴轴卷筒轴2.各轴的输入功率轴轴轴卷筒轴3.各轴的输出转矩电动机轴的输出转矩为所以： 轴轴轴卷筒

4、轴将上述计算结果汇总于下表得:轴名功率kW转矩 T/(N·mm)转速 n/(r/min)传动比i效率电机轴2.3996010.98轴2.349604.380.96轴2.25219.23.130.96轴2.1670卷筒轴2.107010.97二.传动零件的设计计算二.传动零件的设计计算（一）、高速齿轮传动1选择材料、热处理方式及精度等级考虑到带式运输机为一般机械，且该齿轮传动为闭式传动，故大小齿轮均为45钢，采用软齿，由表6.2（参考文献1）得：小齿轮调质处理，齿面硬度为217255HBW，平均硬度为236 HBW；大齿轮正火处理，齿面硬度为162217HBW，平均硬度为190HBW。

5、大小齿轮齿面硬度差为46 HBW，在3050HBW内，选用8级精度。 2.初步计算传动主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度设计齿轮传动： 式中各参数为：（1）小齿轮传递的转矩 （2）初选载荷系数，初取（3）由参考文献1表6.6，取齿宽系数（4）由参考文献1表6.5，查得弹性系数（5）初选螺旋角，由参考文献1图6.15查得节点区域系数为（6）齿数比（7）初选，则，取 由参考文献1式6.1，端面重合度：由参考文献1式6.2，轴面重合度：由参考文献1图6.16查得：重合度系数（8）由参考文献1图6.26查得：螺旋角系数（9）许用接触应力由参考文献1式6.26，算得。由参考文献1图6.2

6、9e,图6.29a得，接触疲劳极限应力，。小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为 由参考文献1图6.30查得寿命系数，（允许局部点蚀）由参考文献1表6.7，取安全系数，得：取初算小齿轮1的分度圆直径，3.确定传动尺寸 （1）计算载荷系数 由参考文献1表6.3查得使用系数由参考文献1图6.7查得：动载荷系数由参考文献1图6.12查得：齿向载荷分布系数由参考文献1表6.4查得：齿间载荷分布系数载荷分布系数（2）对进行修正（3）确定模数由参考文献1表6.1，取（4）计算传动尺寸中心距圆整为则螺旋角因为值与初选值相差较大，故与有关的数值需修正，修正后的结果是，1.39，。显然值改变后，的计算值变化很小

7、，因此不再修正和。故取 mm，4 校核齿根弯曲疲劳强度式中各参数：(1) K、同前。(2) 齿宽b=50mm。(3) 齿形系数与应力修正系数。当量齿数由参考文献1图6.20查得：齿形修正系数，。由参考文献1图6.21查得：应力修正系数，。(4) 由参考文献1图6.22查得：重合度系数。(5) 由参考文献1图6.28查得：螺旋角系数。(6) 许用弯曲应力可由下式算得由参考文献1图6.29f,图6.29b查得:弯曲疲劳极限应力，由参考文献1图6.32查得:寿命系数。由参考文献1表6.7查得安全系数，故故满足齿根弯曲疲劳强度要求。高速级齿轮参数列表齿轮法向模数分度圆直径齿宽齿数螺旋角中心距a小22.

8、7435521115大187.2574892（二）、低速速齿轮传动（二级传动）1选择材料、热处理方式及精度等级 与高速级相同。2.初步计算传动主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度设计齿轮传动： 式中各参数为：（1）小齿轮传递的转矩 （2）初选载荷系数，初取（3）由参考文献1表6.6，取齿宽系数（4）由参考文献1表6.5，查得弹性系数（5）初选螺旋角，由参考文献1图6.15查得节点区域系数为（6）齿数比（7）初选，则，取，此时 ，是允许的。由参考文献1式6.1，端面重合度：由参考文献1式6.2，轴面重合度：由参考文献1图6.16查得：重合度系数（8）由参考文献1图6.26查得：螺旋

9、角系数（9）许用接触应力由参考文献1式6.26，算得。由参考文献1图6.29e,图6.29a得，接触疲劳极限应力，。小齿轮3和大齿轮4的应力循环次数分别为 由参考文献1图6.30查得寿命系数，（允许局部点蚀）由参考文献1表6.7，取安全系数，得：取初算小齿轮3分度圆直径，3.确定传动尺寸 （1）计算载荷系数 由参考文献1表6.3查得使用系数由参考文献1图6.7查得：动载荷系数由参考文献1图6.12查得：齿向载荷分布系数（对称布置）由参考文献1表6.4查得：齿间载荷分布系数载荷分布系数（2）对进行修正（3）确定模数由参考文献1表6.1，取（4）计算传动尺寸中心距圆整为则螺旋角因为值与初选值相差较

10、大，故与有关的数值需修正，修正后的结果是，。显然值改变后，的计算值变化很小，因此不再修正和。故圆整为b=70 mm。取 mm，4 校核齿根弯曲疲劳强度式中各参数：(7) K、同前。(8) 齿宽b=70mm。(9) 齿形系数与应力修正系数。当量齿数由参考文献1图6.20查得：齿形修正系数，。由参考文献1图6.21查得：应力修正系数，。(10) 由参考文献1图6.22查得：重合度系数。(11) 由参考文献1图6.28查得：螺旋角系数。(12) 许用弯曲应力可由下式算得由参考文献1图6.29f,图6.29b查得:弯曲疲劳极限应力，由参考文献1图6.32查得:寿命系数。由参考文献1表6.7查得安全系数

11、，故故满足齿根弯曲疲劳强度要求。低速级齿轮参数列表齿轮法向模数分度圆直径齿宽齿数螺旋角中心距a小363.6507520130大197.3507063（三）根据所选齿数修订减速器运动学和动力学参数。轴名功率kW转矩 T/(N·mm)转速 n/(r/min)传动比i效率电机轴2.3996010.98轴2.349604.380.96轴2.25219.23.130.96轴2.1670卷筒轴2.107010.97三、草图第一阶段3.1 草图准备3.1.1 选定联轴器类型对于连接电动机和减速器高速轴的联轴器，为了减小启动转矩，其联轴器类型应具有较小的转动惯量和较好的减震性能，故采用弹性柱销联轴器

12、，对于低速轴和工作机相连的联轴器，因其转速较低，转矩较大，考虑到本设计安装时不易保证同心度，采用具有良好补偿位移偏差的金属滑块联轴器。3.1.2 确定滚动轴承类型对于高速级斜齿圆柱齿轮传动，因轴向力较小，选择深沟球轴承；低速级采用深沟球轴承。3.1.3 确定滚动轴承的润滑和密封方式由前面计算可知高速级齿轮线速度v1= 2.02 m/s，低速级齿轮线速度v2=0.67 m/s，故选用油润滑唇形圈密封。3.1.4 确定轴承端盖的结构形式凸缘式轴承端盖调整轴承间隙比较方便，密封性能也好，故选用凸缘式轴承端盖，采用铸铁铸造成型。3.1.5 确定减速器机体的结构方案考虑工艺性能、材料消耗和制造成本，选用

13、剖分式机体，铸铁材料铸造成型。结构示例图如下图所示：与机体有关零件的结构尺寸见下表：铸铁减速器机体结构尺寸计算表名称符号尺寸关系尺寸大小基座壁厚0.025a+3810mm机盖壁厚10.02a+3810mm机座凸缘厚度b1.515mm机盖凸缘厚度b11.5115mm机座底凸缘厚度p2.525mm地脚螺钉直径df0.036a+12M16地脚螺钉数目nn=6/轴承旁连接螺栓直径d10.75dfM12机盖与机座连接螺栓直径d2(0.50.6) dfM10连接螺栓d2的间距l150200120mm轴承端盖螺栓直径d3(0.40.5) dfM8窥视孔盖螺栓直径d4(0.30.4) dfM6定位销直径d(0

14、.70.8) d28 mmdf、d1、d2至外壁距离c1/22、18、16 mmdf、d2至凸缘距离c2/20、14 mm凸台高度H根据低速级轴承外径确定外机壁至轴承座端面距离l1c1+c2+(58)50 mm内机壁至轴承座端面距离l2+c1+c2+(58)60 mm大齿轮顶圆与内机壁距离1>1.215 mm齿轮端面与内机壁距离212 mm机盖、机座肋厚m1、mm10.851,m0.85m1=m=8 mm轴承端盖外径D2轴承座孔径+(55.5)d3视具体轴承而定轴承端盖凸缘厚度e(11.2)d310 mm轴承旁连接螺栓距离ssD2视具体轴承而定3.2 草图第一阶段3.2.1 间距确定取中

15、间轴上两齿轮轴向间距4=8mm，机体内润滑采用油润滑取3=4 mm； 3.2.2 高速轴轴系部件设计选择轴的材料因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用45钢并进行调制处理。初步轴径dmin，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径d1和长度L1对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献1 表9.4，C=106118， C= 112，则dmin=C3Pn=112×32.34960=15.073mm考虑键槽影响，取dmin=15.073×1+5% mm=15.827mm。确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式。联轴器

16、及轴段前面计算的dmin即为轴段的直径，又考虑轴段上安装联轴器，因此轴段的设计与联轴器的设计同时进行。由前面设计可知，选用弹性柱销联轴器。查文献1表13.1取KA=1.5，计算转矩Tc1= KAT=1.5×2.38×104=3.57×104N·mm由参考文献2表13.1查询可得GB/T 5014-2003中的LX2型弹性柱销联轴器符合要求，其参数为：公称转矩560 N·m，许用转速为6300 r/min，轴孔直径范围是2035 mm。满足电动机轴径要求。取与轴相连端轴径20 mm，轴孔长度38 mm，J型轴孔，选用A型键，联轴器主动端代号为HL

17、2 28×44 GBT5014-2003。相应的，轴段的直径d1=20mm，轴段长度应该与联轴器相当，故取其长度为l1=38 mm密封圈与轴段联轴器右端采用轴肩固定，取轴肩高度h=2.453.5 mm，相应的轴段的直径范围为24.927 mm，查文献313页，选用旋转轴唇型密封圈GB/T 13871-1992中的轴径为25 mm的，则轴段的直径d2=20 mm。轴承与轴段及轴段由前面设计知，轴承类型为深沟球轴承，暂取轴承型号6306，由文献2表12.1查得内径d=30 mm，外径D=72 mm，宽度B=19mm，定位轴肩直径damin=37 mm，Damax=65 mm。故轴段的直径

18、d3=30 mm。轴段的直径应与轴段相同，即d7=19 mm。轴段轴与齿轮应做成齿轮轴，取过渡轴段d4=37mm齿轮轴段取l5=b1=55 mm。轴段在轴段和齿轮轴段间取过渡轴段段d6=17 mm机体与轴段的长度因采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=10mm。由于所选联轴器不影响轴承端盖螺栓的拆卸，轴肩与轴承端盖之间的间隙取K=15 mm。在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖的相互位置与尺寸之后，即可确定各轴段的长度。取轴段的长度l3=l7=19轴段的长度l2=60mm；轴段的长度l6=17mm；轴段的长度l4= 96 mm。轴的各部分尺寸均确定。取联轴器轮毂中间位置为力的作用点，可得跨距L1=88.5

19、；L2=133 mm；L3=54mm。完成的结构草图如下所示。键连接设计联轴器与轴之间采用A型普通平键连接，型号为：键 6×28 GB/T 10962003，h=6，t1=2.8 mm。3.2.2 中间轴轴系部件设计选择轴的材料因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用45钢并进行调制处理。初步轴径dmin，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径d1和长度L1对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献3第759页得，C=106118，考虑轴端弯矩比转矩小，取C= 112，则dmin=C3Pn=112×32.25219.2=24.341 mm考虑键槽影响，取dmin=24.3

20、41×1+5% mm=25.558 mm。确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式。轴承与轴段及轴段由前面设计知，轴承类型为深沟球轴承，取轴承型号为6306C，由文献2表12.1查得内径d=30 mm，外径D=72mm，宽度B=19 mm，定位轴肩直径damin=37mm，Damax=65 mm。故轴段的直径d1=30 mm。轴段的直径应与轴段相同，即d6=30 mm。齿轮2与轴段为了便于齿轮的安装，取d2=40mm，齿轮2左端用套筒固定，则轴段的长度应略小于齿轮2的宽度b2，取l2=46mm。轴段齿轮2右端用轴肩固定，取d3

21、=45 mm l3=8 mm齿轮2与轴段做成齿轮轴d4=68.5mm，l4=75取d5=37 mm l5=16 mm。取d6=30 mm l6=19 mm。轴段的长度l1=44mm, l2=69.5mm, l3=55mm完成的结构草图如下所示。键连接设计齿轮2、齿轮3与轴之间采用A型普通平键连接，型号分别为：键 12×40GB/T 10962003，h=8，t1=3.3 mm；3.2.3 低速轴轴系部件设计选择轴的材料因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用45钢并进行调制处理。初步轴径dmin，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径d1和长度L1对于转轴，按扭转强度初算轴径，由

22、参考文献3第759页得，C=106118，考虑轴端弯矩比转矩小，取C= 112，则dmin=C3Pn=112×32.1670=35.129mm考虑键槽影响，取dmin=35.129×1+5% mm=36.886mm。确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式。联轴器及轴段前面计算的dmin即为轴段的直径，又考虑轴段上安装联轴器，因此轴段的设计与联轴器的设计同时进行。由前面设计可知，选用金属滑块联轴器。查文献1表13.5取KA=1.2，计算转矩Tc1= KAT=1.5×2.95×105=4.425 &

23、#215;105N·m由参考文献2表13.5查询可得JB/ZQ 4384-1997中公称转矩500 N·m的金属滑块联轴器满足要求，其许用转速为3800 r/min，轴孔直径范围是30-45 mm。取其长度为l1=60 mm。密封圈与轴段查文献3表15页，选用旋转轴唇型密封圈GB/T 13871-1992中的轴径为40 mm的，则轴段的直径d2=40mm。轴承与轴段及轴段由前面设计知，轴承类型为深沟球轴承，暂取轴承型号为6309，由文献2表12.1查得内径d=45 mm，外径D=100 mm，宽度B=25 mm，定位轴肩直径damin=54 mm，Damax=91 mm。故

24、轴段的直径d3=45 mm。轴段的直径应与轴段相同，即d7=45 mm。轴段为了便于齿轮的安装，d6应略大于d7，取d6=55 mm，取l6=68 mm。轴段取d5=62 mm。l5=8轴段取过渡轴段直径d4=55 mm。机体与轴段的长度因采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=8 mm。由于所选联轴器不影响轴承端盖螺栓的拆卸，轴肩与轴承端盖之间的间隙取K=15 mm。在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖的相互位置与尺寸之后，即可确定各轴段的长度。取轴段的长度l3=25 mm；轴段的长度l2=55 mm；轴段的长度l7=45 mm；轴段的长度l4=73mm。轴的各部分尺寸均确定。取联轴器轮毂中间位置为力的作

25、用点，可得跨距L1=97.5；L2=128.5 mm；L3=67.5 mm。完成的结构草图如下所示。键连接设计联轴器、和齿轮4与轴之间采用A型普通平键连接，型号分别为：键 10×50 GB/T 10962003，h=8，t1=3.3 mm。键 16×50 GB/T 10962003，h=10，t1=4.3 mm。(三)输出轴(即轴)的设计计算1. 轴的基本参数-轴：则经过计算可得作用在齿轮上的力：2.选择轴的材料考虑使用45号钢的时候轴可能会比较粗，结构复杂，而且第三根轴传递力矩较大，故选用40Cr，热处理方式为调质，能获得良好的综合机械性能。3.初算轴径按弯扭强度计算：考

26、虑到轴上键槽适当增加轴直径，。式中：C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献1表9.4中查得C值，45号钢的值为118106考虑扭矩大于弯矩，取小值C=106。P2轴传递的功率（单位kW）。n轴的转速。5.轴上键校核中间轴轴段7与轴段4上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，其键长大于所需最短工作长度即可。连接为动连接，载荷轻微振动，且键材料均选用45号钢，查表可得：，取。需满足：(1) 轴段4与大齿轮连接处的键其中轴段4的直径50mm，可取键的尺寸b×h=14×9mm。则可解得: 查表取键长为36mm。此轴段键槽处为低速齿轮大齿轮：4号齿轮，其齿宽为30mm。即齿轮的齿宽不

27、符合最小键长要求，使键长为36mm，则初设计轮毂宽度为42mm。(2) 轴段7与联轴器连接处的键其中轴段7的直径30mm，可取键的尺寸b×h=10×8mm。则可解得: 查表取键长为56mm。6.轴的强度校核(1)画轴的受力简图输出轴的受力:画出轴的受力简图首先, 确定轴承的支点位置时,查机械设计手册20-149表20.6-7.对于7208C型的角接触球轴承,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.经计算得L1=102.5mm，L2=78mm，L3=47.5mm。(2)计算支反力（取向上为垂直正方向，向前为水平正方向）水平面上:垂直平面上:轴承1的总支承反力轴承2的总支承反力(3)画

28、弯矩图在水平面上：a-a剖面左侧，a-a剖面右侧：在垂直面上：合成弯矩：a-a剖面左侧: a-a剖面右侧：(4)画转矩图(5)校核轴的强度由弯矩图可知，a-a截面左侧，轴的弯矩最大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，为危险截面。由参考文献1P205页附表10.1 ：抗弯剖面模量：抗扭剖面模量弯曲应力：扭剪应力由参考文献1P192页表10.1和P201页表10.4得，45号钢调质处理，由参考文献1表10.1查得材料的等效系数，键槽引起的应力集中系数，由附表10.4查得绝对尺寸系数，由参考文献1附图10.1查得轴磨削加工时的表面质量系数，由参考文献1附图10.2查得安全系数S= 所以a-a剖面是安全

29、的，强度满足要求。7.校核轴承寿命由表12.3（参考文献2）查得7208C轴承的。(1)计算轴承的轴向力轴承I、II内部轴向力分别为比较两轴承的受力，因>及>，故只需校核轴承I。(2)计算当量动载荷由，由表10.13查得。因为>，所以查表插值可得：。当量动载荷为(3)校核轴承寿命轴承在以下工作，由表10.10查得。微振，由表10.11查得。轴承I的寿命为已知减速器使用3年两班，则预期寿命为>，故轴承寿命充裕。8.环境清洁，且线速度小于4m/s，故选用毛毡圈密封3.3.2 轴承端盖的设计采用凸缘式轴承端盖，结构如下图所示：低速轴、中间轴轴承端盖设计由前面设计可知，轴承外径

30、D=72 mm，d3=8mm，D2=D+55. 5d3=112116 mm，取D2=112 mm。D0=0.5(D2+D)=0.5×112+72=92mm由参考文献2表14.4可知，d1=40 mm，b2=7mm高速轴轴承端盖设计由前面设计可知，轴承外径D=100 mm，d3=8 mm，D2=D+55. 5d3=140144 mm，取D2=140 mm。D0=0.5(D2+D)=0.5×140+100=120 mm由参考文献2表14.4可知，d1=55mm，b2=8mm3.3.3 套筒设计中间轴套筒设计取内径d1=30 mm，外径d2=38 mm，长度l=11 mm。低速轴套筒设计取内径d1=45 mm，外径d2=53 mm，长度l=20 mm。3.4 草图第三阶段3.4.1减速器机体的结构设计3.4.2 减速器的附件设计窥视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与铸造的凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面