哈工大机械设计课程设计(二级圆柱齿轮减速器)

1、精选优质文档-倾情为你奉上目录4.2轴I的强度校核164.3轴I上键连接强度校核174.4轴I上轴承寿命校核175.2轴II的强度校核205.3轴II上键连接强度校核215.4轴II上轴承寿命校核216.2轴III的强度校核246.3轴III上键连接强度校核256.4轴III上轴承寿命校核25一.传动装置的总体设计1.1分析或确定传动方案1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机传送带组成。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。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大 其传动方案如下根据要求，选用二级斜齿圆柱齿轮减速器，将动力传送到传送带上，

2、实现传送带预先设计的参数及其相应的功能。设计的原始数据要求：传送带的初拉力：F=4000N传送带卷筒直径：d=400mm传送带带速：v=1.6m/s关于减速器的生产和工作的要求：运输机工作平稳，单向运转，单班工作，使用期限8年，大修期3年，输送带速度允差为5%，其中减速器由一般规模厂中小批量生产。1.2选择电动机1.2.1选择电动机的结构形式电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于生产单位一般多采用三相交流电源，因此，无特殊要求时应选用三相交流电动机，其中以三相交流异步电动机应用广泛。所以选择使用三相交流异步电动机。1.2.2选择电动机的容量（功率）首先计算工作机有效功率：式中，F传送带的初拉

3、力； v传送带的带速。从原动机到工作机的总效率：×××0.960.8504式中，联轴器传动效率，由参考文献1表9.1，； 轴承传动效率， 齿轮啮合效率，； 卷筒传动效率，。则所需电动机功率：1.2.3确定电动机的转速工作机（套筒）的转速： 式中，D传送带卷筒轴直径。由参考文献1表9.2，两级齿轮传动，所以电动机的转速范围为：=(840)×76.4=（611.23056）符合这一范围的同步转速为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100

4、0 r/min的电动机。根据电动机的类型、容量和转速，由参考文献1P172页表15.1，选定电动机型号为Y132S-6，其主要性能如下表所示。电动机型号额定功率/kW同步转速/（r·min）满载转速(r·min)Y112M-62.210009402.02.01.3计算传动装置的总传动比并分配传动比1.3.1总传动比 由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为/n940/61.415.311.3.2分配传动比×式中分别为一级、二级齿轮传动比。考虑润滑条件，为使俩大齿轮直径相近。高速级传动比为4.63，则3.306。1.4计算传动装置各轴的运动

5、和动力参数1.4.1各轴的转速：   940r/min   940/4.63203.02r/min    / 203.02/3.306=61.4r/min =61.4r/min1.4.2各轴的输入功率： ×2.01×0.991.99kW   ×2×1.99×0.99×0.971.91kW   ×2×1.91×0.99×0.971.835kW ×2×1=1.835

6、15;0.99×0.971.798kW1.4.3各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩=9550 =9550×2.01/940=2.042×N·mm： × =2.042××0.99=2.022× N·mm ×××=2.022××4.63×0.99×0.97=8.99× N·mm ×××=8.99××3.306×0.99×0.97=2.85×N&

7、#183;mm=××=2.85××0.99×0.99=2.793× N·mm。整理以上数据，制成表格以备用户随时方便查阅。减速器运动学和动力学参数一览表轴名功率转矩转速传动比效率电机轴2.0194010.99轴1.999404.630.96轴1.91203.023.3060.96轴1.83561.41.000.98卷筒轴1.79861.4二.传动零件的设计计算2.1 选择材料、热处理方式及精度等级考虑到卷筒机为一般机械，且该齿轮传动为闭式传动。2.1.1      

8、 齿轮材料及热处理方式和精度等级  材料：大，小齿轮均采用45号钢，软齿面，由参考文献1表8.2查得，小齿轮调制处理，齿面硬度为217-255HBW,平均硬度为236HBW；大齿轮正火处理，齿面硬度为162-217HBW，平均硬度为190HBW。大，小齿轮齿面平均硬度差为46HBW，在30-50HBW范围内。按GB/T100951998，均选择8级精度2.1.2根据所选齿数重新修订减速器运动学和动力学参数。选减速器运动学和动力学参数更新后一览表轴名功率转矩转速传动比效率电机轴2.0194010.99轴1.999404.620.96轴1.91203.53.3040.96轴1.83561

9、.51.000.98卷筒轴1.79861.52.2 高速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮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：小齿轮传递的转矩， 设计时，因v值未知，K不能确定，初取=1.4。由参考文献1表8.6取齿宽系数=1.1初选螺旋角=12°。由参考文献1表8.5查得弹性系数。由图8.14选取区域系数 Z=2.46 齿数由参考文献1式8.1，端面重合度：由参考文献1式8.2，轴面重合度：由参考文献1图8.15查得：=0.775。由图8.24查得螺旋角系数=0.99由参考文献1式8.26，许用接触应力,由参考文献1图8.28（e）得接触疲劳极限

10、应力=570MPa =390MPa 小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为N=60na =60×940×（2×8×250×6）=1.354×10hN= h 由参考文献1图8.29查得寿命系数：=1.0, =1.13。由参考文献8.7，取安全系数= 故取 初算小齿轮1的分度圆直径，得=确定传动尺寸：（1） 计算载荷系数KK=1.0×1.12×1.11×1.2=1.465。式中，使用系数。由参考文献1表8.3，原动机和工作机工作特性均是均匀平稳，故取 动载系数。分度圆上的速度为故由参考文献1图8.7查得 K=

11、1.12。 齿向载荷分布系数。由参考文献1图8.11，因为小齿轮是非对称布置的，故查得齿向载荷分布系数K =1.11。 齿间载荷分配系数。由参考文献1表8.4，未经表面硬化的8级精度斜齿轮取 K =1.2。对进行修正。d=d=34.58×=35.1确定模数= 取=1.75mm计算传动尺寸中心距： a=105.5 圆整为105mm。螺旋角= 其它传动尺寸： 取42mm。 =+（510）mm， 取=50mm。4. 齿根弯曲疲劳强度校核 K、T、同上 K=1.465、T=2.022Nmm、       计算当量齿数由参考文献1,图

12、8.19查得=2.75，=2.2由参考文献1由图8.20查得=1.56，=1.79      由参考文献1 由图8.21查得重合度系数 =0.71    由参考文献1 由图8.26查得螺旋角系数 =0.89     由参考文献1  由图8.28  查得弯曲疲劳极限应力， 小齿轮 大齿轮由参考文献1图8.30查得得弯曲疲劳寿命系数:.Y=1.0 Y=1.0由参考文献1表8.7 查得弯曲疲劳安全系数 S=1.25(1%失

13、效概率)=MPa=结论：满足齿根弯曲疲劳强度。高速级齿轮参数列表法向模数分度圆直径(mm)齿宽齿数螺旋角中心距a(mm)小齿轮1.7537.37502110.475105大齿轮172.6242972.3 低速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮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： 按齿面接触疲劳强度设计：式中各参数为：小齿轮传递的转矩，=设计时，因v值未知，K不能确定，初取=1.3。由参考文献1表8.6取齿宽系数=1由参考文献1表8.5查得弹性系数。由参考文献1图8.14选取区域系数 Z=2.5齿数由参考文献1式8.1，端面重合度：由参考文献1图8.15查得：由参考文献1式8

14、.26，许用接触应力,由参考文献1图8.28得接触疲劳极限应力=570MPa =390MPa 小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为h 由参考文献1图8.29查得寿命系数：, （允许局部点蚀）。由参考文献1表8.7，取安全系数=1.13×570=644.1 =1.18×390=471.9 故取 初算小齿轮3的分度圆直径，得=确定传动尺寸：计算载荷系数KK=1.0×1.05×1.09×1.1=1.26。式中，使用系数。由参考文献1表8.3，原动机和工作机工作特性均是均匀平稳，故取 动载系数。分度圆上的速度为故由参考文献1图8.7查得 K=1.05

15、。 齿向载荷分布系数。由参考文献1图8.11，查得齿向载荷分布系数K =1.09。 齿间载荷分配系数。由参考文献1表8.4，取 K =1.1。对进行修正。=60.37×=确定模数= 取=2.75mm计算传动尺寸中心距： a=136.125 取整为136mm。其它传动尺寸： 取66mm。=+（510）mm， 取=72mm。低速级齿轮参数列表法向模数分度圆直径(mm)齿宽齿数中心距a(mm)小齿轮2.7563.257223136大齿轮2096676三.轴的设计计算3.1高速轴的设计计算参数： 1.99kW N=940r/min2.作用在齿轮上的力：选择轴的材料选用45号钢调质处理，获得良

16、好的综合机械性能。初算轴上的最小直径按弯扭强度计算：考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2表10.2，考虑扭矩大于弯矩，取小值，C=106。 P轴传递的功率。 n轴的转速。轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构。因传递功率小，齿轮减速器效率高，发热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从dmin处开始设计。根据电动机d=28mm，联轴器选取LH2。故取，根据参考文献1，依次选取：尺寸如下图3.2中间轴的设计计算 中间轴上的功率=1.91kW,

17、 转速n2=203.2r/min, 转矩T2=。初定轴上的最小直径由参考文献1，根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。取， 3.3输出轴设计计算材料同为45号钢输出轴上的功率=1.835kW, 转速n3=61.4r/min, 转矩T3=2.85。初定轴上的最小直径式中， C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献2P193页表10.2，考虑扭矩大于弯矩，取小值，C=106。 P轴传递的功率。 n轴的转速。考虑到轴上键槽适当增加轴直径，。轴上各个轴段的参数计算轴段1，为输出轴与联轴器的连接部分。查参考文献2表13.1，取联轴器LH3，取由参考文献1得尺寸如下图：四.轴I的校核4.1轴I的受力分

18、析（1）计算支承反力由转矩T=N·mm，按齿轮受力关系计算可得圆周力 径向力轴向力那么，在水平面上在垂直平面上 解得轴承I的总支承反力 轴承II的总支承反力（2）画弯矩图和转矩图在水平面上在垂直面上 合成弯矩 转矩T=20220N·mm4.2轴I的强度校核a-a左侧剖面弯矩大，且有转矩，定义为危险截面。由参考文献1附表10.1，抗弯剖面模量 抗扭剖面模量 弯曲应力 蟽m=0扭剪应力 对于单向转动的轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为：已知轴的材料为45钢，调制处理，查表得，。显然，故轴的a-a左侧剖面强度满足要求。4.3轴I上键连接强度校核联轴器处键连接的

19、挤压应力 取键、轴及联轴器的材料都为钢，查参考文献1表6.1得。显然，蟽p<蟽p，故强度足够。4.4轴I上轴承寿命校核由参考文献2表12.1查7207C轴承得。（1） 计算轴承的轴向力轴承1.2内部轴向力分别为：与轴向力A的方向相同且故故只需校核轴承1即可（2） 计算当量动载荷，查表得e=0.39得当量动载荷 校核轴承的寿命。轴承在 100°C以下工作，查参考文献1表11.9得。载荷变动小，为减速器用轴承，查参考文献1表11.10，得。故轴承的寿命 已知最短使用6年，为2班工作制，则预期寿命 显然，故轴承寿命很充裕。五.轴II的校核5.1轴II的受力分析（1）计算支承反力按齿轮

20、受力关系计算可得圆周力 ，径向力，轴向力那么，在水平面上解得在垂直平面上 解得轴承I的总支承反力 轴承II的总支承反力（2）画弯矩图和转矩图在水平面上在垂直面上 合成弯矩 转矩5.2轴II的强度校核1-1右侧剖面弯矩大，且有转矩，又存在键槽的应力集中，定义为危险截面。由参考文献1附表10.1，抗弯剖面模量 抗扭剖面模量 弯曲应力 蟽m=0扭剪应力 对于单向转动的轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为：已知轴的材料为45钢，调制处理，查表得，。显然，故轴的a-a左侧剖面强度满足要求。5.3轴II上键连接强度校核齿轮2处键连接的挤压应力 取键、轴及联轴器的材料都为钢，查参考文献1表

21、6.1得。显然，蟽p<蟽p，故强度足够。齿轮3处键连接的挤压应力 取键、轴及联轴器的材料都为钢，查参考文献3表6.1得。显然，故强度足够。5.4轴II上轴承寿命校核由参考文献2表12.1查7206C轴承得。（3） 计算轴承的轴向力轴承1.2内部轴向力分别为：与轴向力A的方向相同且故故只需校核轴承2即可（4） 计算当量动载荷，查表得e=0.45得当量动载荷 校核轴承的寿命。轴承在 100°C以下工作，查参考文献1表11.9得。载荷变动小，为减速器用轴承，查参考文献1表11.10，得。故轴承的寿命 已知最短使用6年，为2班工作制，则预期寿命 显然，故轴承寿命很充裕。六.轴III的校

22、核6.1轴III的受力分析（1）计算支承反力按齿轮受力关系计算可得圆周力 径向力 那么，在水平面上解得在垂直平面上 解得轴承I的总支承反力 轴承II的总支承反力（2）画弯矩图和转矩图在水平面上在垂直面上 合成弯矩 转矩6.2轴III的强度校核a-a右侧剖面弯矩大，且有转矩，又存在键槽的应力集中，定义为危险截面。由参考文献1附表10.1，抗弯剖面模量 抗扭剖面模量 弯曲应力 蟽m=0扭剪应力 对于单向转动的轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为：已知轴的材料为45钢，调制处理，查表得，。显然，故轴的a-a左侧剖面强度满足要求。6.3轴III上键连接强度校核齿轮4处键连接的挤压应力

23、 取键、轴及联轴器的材料都为钢，查参考文献1表6.1得。显然，蟽p<蟽p，故强度足够。联轴器处键连接的挤压应力 取键、轴及联轴器的材料都为钢，查参考文献3表6.1得。显然，故强度足够。6.4轴III上轴承寿命校核由参考文献2表12.1查7209C轴承得。（5） 计算轴承的轴向力轴承1.2内部轴向力分别为：故故校核任意轴承即可（6） 计算当量动载荷，查表得e=0.39得当量动载荷 校核轴承的寿命。轴承在 100°C以下工作，查参考文献1表11.9得。载荷变动小，为减速器用轴承，查参考文献1表11.10，得。故轴承的寿命 已知最短使用6年，为2班工作制，则预期寿命 显然，故轴承寿命

24、很充裕。七.联轴器的选择总结：7.1输入轴联轴器因为减速器应用场合高速，选用弹性柱销联轴器，根据使用的电机型号Y112M-6，由参考文献1P152页表13.1选取LH2型号，公称转矩315 N·m满足使用要求。输入端选取直径为25-28 mm的联轴器,轴孔长度为62。7.2输出轴联轴器输出联轴器根据输出轴尺寸，选取LH3弹性住销联轴器。选取直径为35 mm的联轴器,轴孔长度为82。八. 润滑密封设计根据齿轮转速，选用脂润滑，轴承处添加挡油板，箱体内选用SH0357-92中50号润滑油油深，h=10mm.九.减速器附件及其说明由于是大规模生产，减速器的箱体采用铸造箱体。 附件设计 A 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并用垫片加强密封，盖板用钢板焊接制成，用M6螺栓紧固。B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器中部，以便放油，放油孔用螺塞堵住，并加封油圈加以密封。由要求选取A=110,B=90，A1=140，B1=120，C=125，C1=80，C2=105，R=5,螺钉尺