机械设计课程设计二级齿轮减速器超级完美版

HarbinInstituteofTechnology课程名称：设计题目：院系：班级：设计者：学号：指导教师：设计时间：哈尔滨工业大学目录TOC\o"1-2"\h\z\u一.传动装置的总体设计 1分析或确定传动方案 1选择电动机 2计算传动装置的总传动比并分配传动比 3计算传动装置各轴的运动和动力参数 4二.传动零件的设计计算 52.1选择材料、热处理方式及精度等级 52.2高速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸 52.3低速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸 9三.轴的设计计算 123.1高速轴设计计算 123.2中间轴的设计计算 133.3输出轴的设计计算 14四.轴I的校核 154.1轴I的受力分析 15轴I的强度校核 16轴I上键连接强度校核 17轴I上轴承寿命校核 17五.轴II的校核 185.1轴II的受力分析 185.2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 21六.轴III的校核 226.1轴III的受力分析 226.2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 25七.联轴器的选择 267.1输入轴联轴器 267.2输出轴联轴器 26八.润滑密封设计 27九.减速器附件及其说明 27一.传动装置的总体设计 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，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=2200N传送带卷筒直径：d=250mm传送带带速：v=m/s关于减速器的生产和工作的要求：机器产量为小批量；机器工作环境为有尘；机器载荷特性为平稳载荷；机器最短工作年限为六年二班。 选择电动机 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。 选择电动机的容量（功率）首先计算工作机有效功率：P式中F——传送带的初拉力；v——传送带的带速从原动机到工作机的总效率：＝×××6＝17式中，QUOTE——联轴器传动效率，由参考文献1表，； QUOTE——轴承传动效率，QUOTE QUOTE——齿轮啮合效率，QUOTE； QUOTE——卷筒传动效率，QUOTE。则所需电动机功率：P确定电动机的转速工作机（套筒）的转速：n式中，d——传送带卷筒轴直径。由参考文献1表，两级齿轮传动QUOTE，所以电动机的转速范围为：=(8~40)×6=（~）符合这一范围的同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/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。根据电动机的类型、容量和转速，由参考文献[1]P172页表，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)Y132S-631000960计算传动装置的总传动比并分配传动比总传动比QUOTE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＝/n＝960/6＝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＝1.4×13.96=4.42，则＝＝3.16。计算传动装置各轴的运动和动力参数各轴的转速：

＝＝960r/min

＝＝960/＝r/min

＝

/

＝/=6r/min==6r/min各轴的输入功率：＝×＝×0.99＝kW

＝×η2×＝×8×7＝kW

＝×η2×＝×8×7＝kW＝×η2×η1=×8×9＝kW各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩=9550=9550×/960=×N·mm：＝×=××0.99=×N·mm＝×××=××××0.97=×N·mm＝×××=××3.16×=×N·mm=××=××8×0.99=×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×9601Ⅰ轴×9605Ⅱ轴×3.165Ⅲ轴×7卷筒轴×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。

齿轮材料及热处理方式和精度等级

①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/T10095－1998，均选择8级精度初选齿数选高速级齿轮，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，T设计时，因v值未知，K不能确定，初取=1.4。由参考文献1表取齿宽系数初选螺旋角=12°。QUOTE由参考文献1表查得弹性系数QUOTE。由图选取区域系数Z齿数由参考文献1式，端面重合度：由参考文献1式，轴面重合度：由参考文献1图查得：QUOTE。由参考文献1式，许用接触应力QUOTE,由参考文献1图（e）得接触疲劳极限应力QUOTE=570MPa=390MPa小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为N=60na=60×960×（2×6×250×6）×10hN2=由参考文献1图查得寿命系数：,。由参考文献，取安全系数QUOTE[]=[]=取QUOTE初算小齿轮1的分度圆直径QUOTE，得QUOTE=32×1.4×2383确定传动尺寸：计算载荷系数KK＝=×6××1.2=1.55。式中，QUOTE——使用系数。由参考文献1表，原动机和工作机工作特性均是均匀平稳，故取QUOTEQUOTE——动载系数。分度圆上的速度v=πd1tn1故由参考文献1图查得。QUOTE——齿向载荷分布系数。由参考文献1图，因为小齿轮是非对称布置的，故查得齿向载荷分布系数K。QUOTE——齿间载荷分配系数。由参考文献1表，未经表面硬化的8级精度斜齿轮取QUOTEK=1.2。对QUOTE进行修正。d=d=×=确定模数QUOTEQUOTE=取=2mm计算传动尺寸中心距：QUOTEa===圆整为120mm。螺旋角=β的大小改变对于d1的影响很小，故不再修正参数。其它传动尺寸：QUOTEQUOTE取49mm。=+（5~10）mm，取=55mm。4.齿根弯曲疲劳强度校核K、T、mn、d1同上K=1.55、T=N/mm、mn=2

计算当量齿数由参考文献[1],图查得=2.63，3由参考文献[1]，

由参考文献[1]

由图查得重合度系数

由参考文献[1]

由图查得螺旋角系数

由参考文献[1]

由图

查得弯曲疲劳极限应力，小齿轮大齿轮由参考文献[1]图查得得弯曲疲劳寿命系数:.Y=1.0Y由参考文献[1]表8.7查得弯曲疲劳安全系数S=1.25(1%失效概率)[]=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255211°120大齿轮4993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，QUOTE=设计时，因v值未知，K不能确定，初取。由参考文献1表取齿宽系数=1QUOTE由参考文献1表查得弹性系数QUOTE。由参考文献1图8.14选取区域系数Z=2.5齿数u=i2由参考文献1式，端面重合度：由参考文献1图查得：由参考文献1式，许用接触应力QUOTE,由参考文献1图得接触疲劳极限应力QUOTE=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图查得寿命系数：,（允许局部点蚀）。由参考文献1表，取安全系数QUOTE[]==1.13×[]=×390=故取QUOTE初算小齿轮3的分度圆直径QUOTE，得QUOTE=确定传动尺寸：计算载荷系数KK＝=×××=。式中，QUOTE——使用系数。由参考文献1表，原动机和工作机工作特性均是均匀平稳，故取QUOTEQUOTE——动载系数。分度圆上的速度为故由参考文献1图查得QUOTEK。QUOTE——齿向载荷分布系数。由参考文献1图，查得齿向载荷分布系数K。QUOTE——齿间载荷分配系数。由参考文献1表，取QUOTEK=1.1。对QUOTE进行修正。=×=确定模数QUOTEQUOTE=取=3mm计算传动尺寸中心距：QUOTEa===150取整为150mm。其它传动尺寸：QUOTEQUOTE=+（5~10）mm，取=80mm。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3728024150大齿轮2287276三.轴的设计计算高速轴的设计计算

参数：＝kW＝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，考虑扭矩大于弯矩，取小值，C=106。 P——轴传递的功率。QUOTE n——轴的转速。QUOTE轴承部件的结构设计对某些必须限制的尺寸取值如下：取内机壁至轴承座端面距离l因采用脂润滑，轴承外圈端面至机体内壁的距离要留出安放挡油板的空间，取∆3=10mm；取挡油板宽度取中间轴上齿轮2端面至机体内壁的距离∆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①前面计算的dmin即为轴段①的直径，又考虑轴段①上安装联轴器，因此轴由前面设计可知，选用弹性柱销联轴器。查文献[1]表取KA，计算转矩T由参考文献[2]表查询可得GB/T5014-2003中的LX1型弹性柱销联轴器符合要求，其参数为：公称转矩250N·m，许用转速为8500r/min，轴孔直径范围是12~24mm。满足电动机轴径要求。取与轴相连端轴径20mm，轴孔长度60mm，J型轴孔，选用A型键。相应的，轴段①的直径d1=20mm，轴段长度应该比联轴器略短，故取其长度为l密封圈与轴段②联轴器右端采用轴肩固定，取轴肩高度h=~3.0mm，相应的轴段②的直径范围为2~26mm，查文献[2]表，选用唇型密封圈中的轴径为25mm的，则轴段②的直径d2轴承与轴段③及轴段⑦由前面设计知，轴承类型为角接触轴承，暂取轴承型号为7206C，由文献[2]表查得内径d=300mm，外径D=62mm，宽度B=16mm挡油板长度11mm，其他长度套筒补齐。定位轴肩直径d4=35mm。由于齿轮齿根圆直径较小,df1=41.71齿轮轴段⑤取l5轴段⑥在轴段⑦和齿轮轴段间采用轴肩定位d6=36机体与轴段②③④⑥⑦的长度因采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=8mm。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=15mm。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③⑦的长度l3轴段②的长度l2轴段⑥的长度考虑三根轴的协调关系，并结合草图取l轴段④的长度l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=92mm；L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A6×36GB/T1096中间轴的设计计算中间轴上的功率=kW,转速r/min,转矩T2=。初定轴上的最小直径作用在高速级大齿轮上的力与作用在高速级小齿轮上的力等大反向，不再赘述。作用在低速级小齿轮上的力：选择轴的材料因考虑到要用到齿轮轴，故选用40Cr，调质处理，获得良好的机械性能。初算轴径对于转轴，按扭转强度初算轴径式中,C——由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献[2]，考虑扭矩大于弯矩，取小值，C=106。 P——轴传递的功率。QUOTE n——轴的转速。QUOTE结构设计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①及轴段⑤轴承类型初选为角接触轴承，暂取轴承型号为7208C，由文献[2]表查得内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm，故轴段①的直径d1轴段⑤的直径应与轴段①相同，即d5齿轮3与轴段②由计算知低速级小齿轮应做成齿轮轴，取l2齿轮2与轴段④齿轮2左端用轴肩固定，取轴径d4=44mm。齿轮2右端用套筒固定，则轴段④的长度应略小于齿轮2的宽度b轴段③齿轮2左端用轴肩固定，由文献[1]图中公式得到轴肩高度h=~mm，取d3=52mm轴段①、⑤的长度ll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=51mm；L键连接设计高速级大齿轮与低速小齿轮与轴之间均采用A型普通平键连接，d2=45键A14×9×74GB/T1096—输出轴设计计算材料同为45号钢输出轴上的功率kW,转速r/min,转矩T3=2。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[2]P193页表，考虑扭矩大于弯矩，取小值，C=106。 P——轴传递的功率。QUOTE n——轴的转速。QUOTE考虑到轴上键槽适当增加轴直径，。结构设计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①前面计算的dmin即为轴段①的直径，又考虑轴段①上安装联轴器，考虑到输出轴应保证同心度，故选用刚性联轴器：GYS型有对中榫凸缘联轴器。因此轴查文献[1]表取KA=1.5，计算转矩T由参考文献[2]表13.4查得GB/T5843-2003中GYS6满足要求，公称转矩900N·m，许用转速为6800r/min，轴孔直径范围是38～50mm。取与轴相连端轴径38mm，轴孔长度为L=60mm，J1型轴孔。相应的，轴段①的直径d1=38mm，取其长度为l密封圈与轴段②联轴器右端采用轴肩固定，同时考虑唇型密封圈标准，查文献[2]表，选用的轴径为42mm的，则轴段②的直径d2轴承与轴段③及轴段⑦由前面设计知，轴承类型为角接触球轴承，暂取轴承型号为7209C，由文献[2]表查得内径d=45mm，外径D=85mm，宽度B=19mm，故轴段③的直径d3轴段⑦的直径应与轴段③相同，即d7轴段④为了便于齿轮的安装，d4应略大于d7，取d4=52mm，齿轮4右端用轴肩固定，则轴段轴段⑤齿轮4右端用轴肩固定，由文献[1]图中公式得到轴肩高度h=~mm，相应的轴段③的直径范围为~mm，适当放大，取d5轴段6轴段6长度略小于低速轮大轮齿厚，l机体与轴段②③④⑤⑦的长度因采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=8mm。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=15mm。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③的长度l3轴段②的长度l2轴段⑦的长度l7取轴段⑤的长度l5轴段④的长度由草图设计确定l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=89.2mm；L键连接设计联轴器、齿轮6与轴之间采用A型普通平键连接，型号分别为：键A10×8×50键A14×9×62GB/T1096四.轴I的校核轴I的受力分析（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=23830N·mm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，抗弯剖面模量抗扭剖面模量弯曲应力σσ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。轴I上键连接强度校核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1表得[σ]p轴I上轴承寿命校核7207C轴承得QUOTECr=25500N，C0r=15200N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即可计算当量动载荷，查表得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表得。载荷变动小，为减速器用轴承，查参考文献1表，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》QUOTELh>2Lh'，故轴承寿命很充裕。五.轴II的校核轴II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，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，抗弯剖面模量抗扭剖面模量弯曲应力σσ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。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表得[σ]p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表得[σ]p=120~150MPaQUOTE[σ]p轴II上轴承寿命校核7206C轴承得QUOTECr=25500N，C0r=15200N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即可计算当量动载荷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表得。载荷变动小，为减速器用轴承，查参考文献1表，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》QUOTELh>2Lh'，故轴承寿命很充裕。六.轴III的校核轴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，抗弯剖面模量抗扭剖面模量弯曲应力σσ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。轴III上键连接强度校核齿轮4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表得[σ]p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表得[σ]p=120~150MPaQUOTE[σ]p轴III上轴承寿命校核7209C轴承得QUOTECr=25500N，C0r=15200N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计算当量动载荷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表得。载荷变动小，为减速器用轴承，查参考文献1表，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》QUOTELh>2Lh'，故轴承寿命很充裕。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Y132S-6，由参考文献[1]P152页表13.1选取LH1型号，公称转矩250N·m满足使用要求。输入端选取直径为12-24mm的联轴器,轴孔长度为36mm。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38mm的联轴器,轴孔长度为60。八.润滑密封设计根据齿轮转速，