二级直齿轮减速器(哈工大).doc

机械设计课程设计目录一、传动方案的拟定41.1 传动方案简图4二、电动机的选择和传动装置的运动、动力参数计算42.1 选择电动机42.1.1 选择电动机类型42.1.2 选择电动机的容量42.1.3 确定电动机转速52.2 计算传动装置的总传动比并分配传动比52.2.1 总传动比52.2.2 分配传动比62.3 计算传动装置各轴的运动和动力参数62.3.1 各轴的转速62.3.2 各轴的输入功率62.3.3 各轴的输入转矩6三、传动零件的设计计算73.1 高速级直齿圆柱齿轮传动设计73.1.1 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级73.1.2 初步计算传动主要尺寸73.1.3 确定传动尺寸83.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度93.2 低速级直齿圆柱齿轮传动设计103.2.1 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级103.2.2 初步计算传动主要尺寸103.2.3 确定传动尺寸123.2.4 校核齿根弯曲疲劳强度133.3 直齿圆柱齿轮几何尺寸表13四、轴的校核164.1输入轴的校核164.1.1 选择轴的材料164.1.2 初算轴径164.1.3结构设计164.1.4轴的受力分析174.1.5校核轴的强度184.2 中间II的校核194.2.1 选择轴的材料194.2.2 初算轴径194.2.3结构设计194.2.4轴的受力分析204.2.5校核轴的强度214.3 输出轴III的校核224.3.1 选择轴的材料224.3.2 初算轴径234.3.3结构设计234.3.4轴的受力分析244.3.5校核轴的强度25五、滚动轴承的选择和基本额定寿命计算265.1 输出轴的轴承校核265.1.1 滚动轴承的选择265.1.2 计算轴承的轴向力265.1.3 计算当量动载荷265.1.4 校核轴承寿命275.2 中间轴的轴承校核275.2.1 滚动轴承的选择275.2.2 计算轴承的轴向力275.2.3 计算当量动载荷275.2.4 校核轴承寿命275.3 输入轴的轴承校核285.3.1 滚动轴承的选用285.3.2 计算轴承的轴向力285.3.3 计算当量动载荷285.3.4 校核轴承寿命28六、键的选择和键连接的强度计算286.1 输出轴上键的校核286.1.1 键的选择286.1.2 键连接强度校核296.2 中间轴上键的校核296.2.1 键的选择296.2.2 键连接强度校核296.3 输入轴上键的校核296.3.1 键的选择296.3.2 键连接强度校核29七、联轴器的选择307.1 输入轴上联轴器的选择307.2 输出轴上联轴器的选择30八、啮合件及轴承的润滑308.1 齿轮及轴承的润滑方式308.2 润滑剂牌号308.3 装油量30九、密封方式的选择31十、减速器的附件及其说明3110.1 窥视孔和窥视孔盖3110.2 放油口及放油螺塞3110.3 油面指示器3110.4 通气孔3110.5 吊耳和吊钩3110.6 定位销3110.7 启箱螺钉32十一、参考文献32一、 传动方案的拟定1.1 传动方案简图参照设计任务书，本设计采用传动方案（），即二级圆柱齿轮减速器。图1-1 传动装置简图二、 电动机的选择和传动装置的运动、动力参数计算2.1 选择电动机2.1.1 选择电动机类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。2.1.2 选择电动机的容量工作机的有效功率为从动机到工作机输送带间的总效率为式中，分别为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的传动效率。由参考文献1表9.1可知，则所以电动机所需工作功率为2.1.3 确定电动机转速按参考文献1表9.2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。根据参考文献1表14.1和表14.2，所选电动机型号为Y100L2-4，其主要性能如表2-1所示，安装尺寸如表2-2所示，表中各代号所表示的含义见参考文献1表14.2。电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/min)启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y112M-62.29402020表2-1 Y112M-6型电动机的主要性能型号HABCDEFGDGY112M1121901407028608724型号Kbb1b2hAABBHAL1Y112M122451901152655018015400表 2-2 Y112M-6型电动机的安装尺寸2.2 计算传动装置的总传动比并分配传动比2.2.1 总传动比2.2.2 分配传动比考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取，故2.3 计算传动装置各轴的运动和动力参数2.3.1 各轴的转速轴 轴 轴 卷筒轴 2.3.2 各轴的输入功率轴 轴 轴 卷筒轴 2.3.3 各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩故轴 轴 轴 卷筒轴 将上述计算结果汇总于表2-3，以备查用。轴名功率P/kW转矩T/(N*mm)转速n/(r/min)传动比i效率电机轴2.232.2710494010.99轴2.212.255104940轴2.179.64104215.14.370.98轴2.132.9610568.753.130.98卷筒轴2.092.9010568.7510.98表2-3 带式传动装置的运动和动力参数三、 传动零件的设计计算3.1 高速级直齿圆柱齿轮传动设计3.1.1 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级考虑到带式运输机为一般机械，故大齿轮均选用45钢，小齿轮选40Cr，采用软齿面，由参考文献2表6.2得：大、小齿轮均调质处理，小齿轮齿面硬度为241286HBW，平均硬度为264HBW，大齿轮齿面硬度为217255HBW，平均硬度为236HBW。大、小齿轮齿面硬度差为28HBW，接近在3050HBW范围内，选用7级精度。3.1.2 初步计算传动主要尺寸由于是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。式中各参数为：小齿轮传递的扭矩设计时，因v未知，Kv 不能确定，故可初选载荷系数Kt =1.11.8，本设计初取Kt =1.3。由参考文献2表6.6取齿宽系数。由参考文献2表6.5查得弹性系数。由参考文献2图6.15查得节点区域系数齿数比。初选，则，取。端面重合度由参考文献2图6.16查得重合度系数。由参考文献2图6.29e得接触疲劳极限应力、。小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为由参考文献2图6.30查得寿命系数.0。由参考文献2表6.7，取安全系数，得故取初算小齿轮1的分度圆直径，得3.1.3 确定传动尺寸 计算载荷系数。由参考文献2表6.3查得使用系数。因由参考文献2图6.7查得动载荷系数。由参考文献2图6.12查得齿向载荷分布系数。由参考文献2表6.4查得齿间载荷分配系数。故载荷系数。对进行修正。因K与差异较大，故需对按值计算出的进行修正，即确定模数m。按参考文献2表6.1，取。计算传动尺寸。中心距，采用变位齿轮的方法对中心距圆整。对小齿轮1、大齿轮2采用正变位，圆整中心距，则中心距变动系数 取。3.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度式中各参数：值同前。由参考文献2图6.20查得齿形系数。 由参考文献2图6.21查得应力修正系数。由参考文献2图6.22查得重合度系数。由参考文献2图6.29f和图6.29b查得弯曲疲劳极限应力由参考文献2图6.32查得寿命系数由参考文献2表6.7查得安全系数故满足齿根弯曲疲劳强度。3.2 低速级直齿圆柱齿轮传动设计3.2.1 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级考虑到带式运输机为一般机械，故大齿轮均选用45钢，小齿轮选40Cr，采用软齿面，由参考文献2表6.2得：大、小齿轮均调质处理，小齿轮齿面硬度为241286HBW，平均硬度为264HBW，大齿轮齿面硬度为217255HBW，平均硬度为236HBW。大、小齿轮齿面硬度差为28HBW，接近在3050HBW范围内，选用7级精度。3.2.2 初步计算传动主要尺寸由于是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。式中各参数为：小齿轮传递的扭矩设计时，因v未知，Kv 不能确定，故可初选载荷系数Kt =1.11.8，本设计初取Kt =1.3。由参考文献2表6.6取齿宽系数。由参考文献2表6.5查得弹性系数。由参考文献2图6.15查得节点区域系数齿数比。初选，则，取。端面重合度由参考文献2图6.16查得重合度系数。由参考文献2图6.29e得接触疲劳极限应力、。小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为由参考文献2图6.30查得寿命系数.0。由参考文献2表6.7，取安全系数，得故取初算小齿轮1的分度圆直径，得3.2.3 确定传动尺寸 计算载荷系数。由参考文献2表6.3查得使用系数。因由参考文献2图6.7查得动载荷系数。由参考文献2图6.12查得齿向载荷分布系数。由参考文献2表6.4查得齿间载荷分配系数。故载荷系数。对进行修正。因K与差异较大，故需对按值计算出的进行修正，即确定模数m。按参考文献2表6.1，取。计算传动尺寸。中心距，采用变位齿轮的方法对中心距圆整。对小齿轮3采用正变位，圆整中心距，则中心距变动系数 取。3.2.4 校核齿根弯曲疲劳强度式中各参数：值同前。由参考文献2图6.20查得齿形系数。 由参考文献2图6.21查得应力修正系数。由参考文献2图6.22查得重合度系数。由参考文献2图6.29f和图6.29b查得弯曲疲劳极限应力由参考文献2图6.32查得寿命系数由参考文献2表6.7查得安全系数故满足齿根弯曲疲劳强度。3.3 直齿圆柱齿轮几何尺寸表序号项目代号结果1齿数齿轮1Z118齿轮2Z2792模数m2mm3压力角204齿顶高系数15顶隙系数0.256标准中心距97mm7实际中心距a100mm8啮合角24.299变位系数齿轮1X10.8齿轮2X20.710齿顶高齿轮1ha13.6mm齿轮2ha23.4mm11齿根高齿轮1hf10.9mm齿轮2hf21.1mm12分度圆直径齿轮1d136mm齿轮2d2158mm13齿顶圆直径齿轮1da143.2mm齿轮2da2164.8mm14齿根圆直径齿轮1df134.2mm齿轮2df2155.8mm15齿顶圆压力角齿轮138.46齿轮225.7216齿宽齿轮1B140mm齿轮2B236mm17重合度1.36表3-1 高速级直齿圆柱齿轮几何尺寸序号项目代号结果1齿数齿轮3Z320齿轮4Z4632模数m3mm3压力角204齿顶高系数15顶隙系数0.256标准中心距124.5mm7实际中心距a125mm8啮合角20.629变位系数齿轮3X30.2齿轮4X4010齿顶高齿轮3ha33.6mm齿轮4ha42.4mm11齿根高齿轮3hf33.15mm齿轮4hf43.75mm12分度圆直径齿轮3d360mm齿轮4d4189mm13齿顶圆直径齿轮3da366.6mm齿轮4da4193.8mm14齿根圆直径齿轮3df353.7mm齿轮4df4181.5mm15齿顶圆压力角齿轮332.16齿轮423.5916齿宽齿轮3B364mm齿轮4B460mm17重合度1.41表3-2 低速级直齿圆柱齿轮几何尺寸四、 轴的校核4.1输入轴的校核4.1.1 选择轴的材料40Cr调质处理。4.1.2 初算轴径由参考文献2表9.4可知，对于40Cr钢，有C=10697，取C=100，则考虑键槽的影响，将轴径加大5%，则，按Ra20系列圆整，又考虑联轴器，取。4.1.3结构设计按要求，设计成阶梯轴形式，共分七段，如图4-1所示。图4-1 输出轴示意图各轴段长度、轴径及功能见表4-1。表4-1 输出轴尺寸及功能轴段号1234567轴径d/mm2024303637.23630长度l/mm3050287638630功能装联轴器装轴承端盖装轴承定位齿轮轴轴肩装轴承4.1.4轴的受力分析 图4-21) 计算支承反力。齿轮圆周力为；径向力为;轴向力；在水平面上;在垂直平面上在轴承的总支承反力;在轴承的总支承反力2) 画弯矩图（图3 C,D,E）在水平面上a-a剖面在垂直平面上合成弯矩a-a剖面3) 画转矩图(图3 F)4.1.5校核轴的强度a-a剖面，因弯矩大，有转矩，故a-a剖面为危险剖面。由文献【1】表【9.6】查得， 抗弯剖面模量抗扭剖面模量弯曲应力扭切应力对于一般用途的转轴，按弯扭合成强度进行校核计算。对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量力已知轴的材料为40Cr钢，调质处理由表【9.3】查得，由表【9.7】查得。显然，故轴的a-a剖面的强度满足要求。4.2 中间II的校核4.2.1 选择轴的材料40Cr钢调质处理。4.2.2 初算轴径，取。4.2.3结构设计按要求，设计成阶梯轴形式，共分五段，如图4-1所示。图4-3 输出轴示意图各轴段长度、轴径及功能见表4-1。轴段号12345轴径d/mm35424560.535长度l/mm423486438功能轴承齿轮1轴肩齿轮轴轴承表4-2 输出轴尺寸及功能4.2.4轴的受力分析 图4-41） 计算支承反力。2） 齿轮1圆周力为；齿轮2圆周力为；径向力为;径向力为;轴向力；在水平面上;在垂直平面上在轴承的总支承反力;在轴承的总支承反力3） 画弯矩图（图3 C,D,E）在水平面上a-a剖面b-b剖面在垂直平面上合成弯矩a-a剖面b-b剖面4） 画转矩图(图3 F)4.2.5校核轴的强度a-a剖面，因弯矩大，轴颈小故a-a剖面为危险剖面。由文献【1】表【9.6】查得， 抗弯剖面模量抗扭剖面模量弯曲应力扭切应力对于一般用途的转轴，可按弯扭合成强度进行校核计算。对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量力已知轴的材料为40Cr钢，调质处理由表【9.3】查得，由表【9.7】查得。显然，故轴的b-b剖面的强度满足要求。4.3 输出轴III的校核4.3.1 选择轴的材料因传递功率不大，且对质量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用材料45钢，调质处理，以提高其综合性能。4.3.2 初算轴径由参考文献2表9.4可知，对于45钢，有C=106118，取C=106，则考虑键槽的影响，将轴径加大5%，则，取。4.3.3结构设计按要求，设计成阶梯轴形式，共分七段，如图4-1所示。图4-5 输出轴示意图各轴段长度、轴径及功能见表4-1。轴段号1234567轴径d/mm32354048554540长度l/mm5840304665642功能装联轴器装轴承端盖装轴承定位轴肩齿轮装轴承表4-3 输出轴尺寸及功能4.3.4轴的受力分析 图4-64) 计算支承反力。齿轮圆周力为；径向力为;轴向力；在水平面上;在垂直平面上在轴承的总支承反力;在轴承的总支承反力5) 画弯矩图（图3 C,D,E）在水平面上a-a剖面在垂直平面上合成弯矩a-a剖面6) 画转矩图(图3 F)4.3.5校核轴的强度a-a剖面，因弯矩大，有转矩，故a-a剖面为危险剖面。由文献【1】表【9.6】查得， 抗弯剖面模量抗扭剖面模量弯曲应力扭切应力对于一般用途的转轴，也可按弯扭合成强度进行校核计算。对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量力已知轴的材料为45钢，调质处理由表【9.3】查得，由表【9.7】查得。显然，故轴的a-a剖面的强度满足要求。五、 滚动轴承的选择和基本额定寿命计算5.1 输出轴的轴承校核5.1.1 滚动轴承的选择为了增加滚动轴承的寿命，选用角接触球轴承，由参考文献1表12.1查得，轴承代号为6208C，基本额定动负荷，基本额定静负荷。5.1.2 计算轴承的轴向力轴承、内部力分别为比较两轴承受力，因，故只需校核轴承即可。5.1.3 计算当量动载荷当量动载荷为5.1.4 校核轴承寿命轴承在100以下工作，由参考文献2表10.10得，温度系数；由于载荷平稳无冲击，由参考文献2表10.11得，载荷系数，取。轴承的寿命已知减速器使用4年，两班制工作，则预期寿命显然， ，故轴承寿命很充裕。5.2 中间轴的轴承校核5.2.1 滚动轴承的选择选用角接触球轴承，代号6207C，。5.2.2 计算轴承的轴向力比较两轴承受力，因，故只需校核轴承即可。5.2.3 计算当量动载荷5.2.4 校核轴承寿命显然， ，故轴承寿命很充裕。5.3 输入轴的轴承校核5.3.1 滚动轴承的选用同5.2.1。5.3.2 计算轴承的轴向力比较两轴承受力，因，故只需校核轴承即可。5.3.3 计算当量动载荷当量动载荷5.3.4 校核轴承寿命显然， ，故轴承寿命很充裕。六、 键的选择和键连接的强度计算6.1 输出轴上键的校核6.1.1 键的选择所有键均选用A型平键，根据参考文献1表11.28，连接大齿轮与轴的键与联轴器的键的各项尺寸如表6-1所示。键序号长度L/mm宽度b/mm高度h/mm5014945108表6-1 A型普通平键尺寸6.1.2 键连接强度校核由于转矩相同，故相比之下键更脆弱，因此，需对键进行强度校核。按挤压强度校核为许用挤压应力，查相关资料得，。故强度校核满足。6.2 中间轴上键的校核6.2.1 键的选择该轴上只有一个键，用于连接高速级从动齿轮与轴。根据参考文献1表11.28查得键的尺寸如下：6.2.2 键连接强度校核故强度校核通过。6.3 输入轴上键的校核6.3.1 键的选择6.3.2 键连接强度校核故强度校核通过。七、 联轴器的选择7.1 输入轴上联轴器的选择根据传动装置的工作条件，拟选用LH型弹性柱销联轴器(GB/T 5104-2003)。计算转矩为式中，为联轴器所传递的名义转矩，即K为工作系数，查相关资料可知，K=1.21.5，取K=1.5。经过综合考虑，根据参考文献1表13.1，最终确定选用LH2型弹性柱销联轴器，其轴孔直径为2032mm，可满足电动机的轴径要求。7.2 输出轴上联轴器的选择由于输出轴与工作机轴相连，转速不大，且载荷平稳，故选用刚性联轴器即可。根据参考文献1表13.4得，选用KL6型滑块联轴器(JB/ZQ 4384-1986)，轴孔直径为3045mm，可满足使用要求。八、 啮合件及轴承的润滑8.1 齿轮及轴承的润滑方式齿轮采用油润滑方式。高速级齿轮的圆周速度为1.60m/s小于2m/s，因此，高速轴轴承仍采用脂润滑方式，而低速级齿轮的圆周速度远小于2m/s，所以低速轴轴承应采用脂润滑，综合考虑，滚动轴承采用脂润滑方式。8.2 润滑剂牌号齿轮润滑油：L-AN68润滑油。轴承润滑脂：ZN-3钠基润滑脂。8.3 装油量圆柱齿轮浸油深度不应小