哈工大机械设计课程设计同轴式二级齿轮减速器2014最新

1、机械设计课程设计课程名称：机械设计课程设计设计题目： 同轴式二级齿轮减速器院 系： 机申工程学院设计时间：_哈尔滨工业大学哈尔滨工业大学课程设计任务书1. 传动装置的总体设计 11.1选择电动机11.1.1选择电动机的类型11.1.2选择电动机的容量 11.1.3确定电动机转速 11.2计算传动装置的总传动比i并分配传动比 21.3计算传动装置各轴的运动和动力参数 21.3.1各轴的转速21.3.2各轴的输入功率21.3.3各轴的输入转矩32. 传动件设计32.1高速级斜齿圆柱齿轮传动设计 32.1.1选择齿轮材料、热处理方式和精度等级 32.1.2初步计算传动主要尺寸 42.1.3确定传动尺

2、寸62.1.4校核齿根弯曲疲劳强度 72.1.5齿轮传动其他尺寸 83. 装配图草图设计前的准备 93.1选择联轴器的类型93.2确定滚动轴承的类型及其润滑与密封方式 93.3确定轴承端盖的结构形式93.4确定减速器机体的结构方案 94. 轴的设计计算104.1轴I的设计计算104.1.1选择材料104.1.2按扭转强度初算轴径 104.1.3轴的结构设计104.2轴II的设计计算124.2.1轴的结构设计 124.3轴III的设计计算124.3.1选择材料124.3.2轴的结构设计 124.4车由系部件校核计算 144.4.1轴的受力分析144.4.2求弯矩、转矩 154.4.3校核轴的强度

3、 154.4.4键连接强度的校核 154.4.5轴承寿命的校核165. 轴系部件结构设计 175.1 传动零件的结构设计 175.1.1 大齿轮的结构设计 175.1.2 齿轮轴齿轮的结构设计 185.2 轴承端盖的结构设计 185.3 挡油板的结构设计 186. 参考文献 181传动装置的总体设计1.1选择电动机1.1.1选择电动机的类型按照工作要求和工作条件选用 压 380V。Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电1.1.2选择电动机的容量工作机的有效功率为PwFv10001900N 1.18m/s10002.242kW从电动机到工作机输送带间的总效率为2421234式中，1、

4、2、 3、4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机械传动效率概略值查得，当联轴器选择弹性联轴器、轴承选择滚动轴 承、齿轮选择一般圆柱齿轮8级精度油润滑时，取10.99、2 0.99、3 0.97、40.96，贝U2420.990.990.970.960.85所以电动机所需工作效率为P & 2.243kW 2.636kW0.851.1.3确定电动机转速按参考文献1表2.1常用减速器的类型和特点推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i 840，而工作机卷筒轴的转速为60 1000Vnwd60 1000 1.1828080.5r / min所以电动机转速

5、的可选范围为i nw (840) 80.5r/min (6443220)r/min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大小、经济性等因素，为使传动装置结构紧凑， 决定选用同步转速为1000 r/min 的电动机 Y132S-6。根据电动机类型、容量和转速，由参考文献1表14.1 Y系列三相异步电动机的型号及相关数据，选定电动机型号为Y132S-6。其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kWY132S-63满载转速(r/min)960最大转矩 额定转矩2.0 2.0起动转速额定转速电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如下

6、表：mm型号HABCDEF GDGKbb1b2hAABBHAL1Y112M-613221614089388010 8331228021013531560200184751.2计算传动装置的总传动比i并分配传动比1. 总传动比i为2. 分配传动比nw96080511.933.45由于是同轴式减速器，两轴上的齿轮应该对应相同，故iI iII ,r .11.93 3.451.3计算传动装置各轴的运动和动力参数1.3.1各轴的转速I 轴nInm 960r / minII轴nilnl960r / minil3.45277.94r/minIll轴niiinilill228r / min3.4580.5r

7、/ min1.3.2各轴的输入功率i 轴 R Fd 1 2.63&W 0.99 2.61CkWII轴RiR 2 32.61kW0.990.972.506kWIll轴RiiRl2 32.3kW0.990.972.407kW卷筒轴r2.407kW0.962.359 kW1.3.3各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td为Td9.55106 Pd 9.55 1062.636kW42.623 104N mmnw960r /min所以：1轴TiTd126230 N mm0.992.600410 N mmII轴TiiTi2 3ii 26000Nmm 0.99 0.973.458.612410 N mm

8、III轴TiiiTii2 3iII86120Nmm 0.99 0.96 3.452.86105N mm卷筒轴TTiii2 1286000 Nmm 0.99 0.992.80510 Nmm计算结果汇总于下表:轴名功率P/kW转矩 T/(N mm)转速 n/(r/mi n)传动比i效率电机轴2.63642.62 1096010.99I轴2.6102.60 1049603.450.96II轴2.50648.61 10277.93.450.96III轴2.4072.86 10580.510.98卷筒轴2.35952.80 1080.52. 传动件设计2.1斜齿圆柱齿轮传动设计2.1.1选择齿轮材料、热

9、处理方式和精度等级带式输送机为一般机械，且要求成批生产，故毛坯需选用锻造工艺，大小齿轮均选用45号钢，采用软齿面。由参考文献1表6.2查得：小齿轮调质处理，齿面硬度为217255HBW，平均硬度236HBW ；大齿轮正火处理，齿面硬度162217HBW，平均硬度190HBW。大、小齿轮齿面平均硬度差为46HBW，在3050HBS范围内，选用8级精度。2.1.2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。齿面疲劳强度设计计算公式为:2Ku 1 ZeZhZ Zj u TT式中：u齿数比（或称传动比），为大齿轮与小齿轮齿数之比；Ze 材料弹性系数，根据配对的大、小齿轮的材

10、料按参考资料2表6.5查取,MPaZh节点区域系数，反映了节点齿廓形状对接触应力的影响，根据大、小齿轮变位系数和与齿数和的比值、分度圆螺旋角按参考资料2图6.15查取。z 重合度系数，是考虑重合度对齿面接触应力影响的系数。根据端面重合度和轴面重合度按参考资料2图6.16查取。z 螺旋角系数，是考虑斜齿轮 （0）同其当量齿轮（0）相比承载能力得到提高对齿面接触应力影响的系数。可根据分度圆螺旋角按参考资料2式Z cos 计算或按图6.26查取。d 齿宽系数，可根据齿轮相对于轴承的位置、齿面硬度按参考资料2表6.6查取。di小齿轮分度圆直径，mm。b齿宽，mm。Ti小齿轮传递的转矩，N mm。h 许

11、用接触应力，按参考资料2式（6.26）计算，MPa.由于中间轴上扭矩较大，故应选中间轴进行设计。 式中各参数为：1） 小齿轮传递的扭矩，由前面的设计可知，Tn 8.612 104N mm2）设计时，因v值未知，仏不能确定，故可初选载荷系数 Kt 1.1 1.8，初取Kt 1.43）根据参考资料2表6.6齿宽系数，由于齿轮相对于轴承的布置形式为非对称布置，因此 d 取 0.61.2，取 d1.3。4） 根据参考资料2表6.5材料弹性系数，大小齿轮材料均为钢，Ze 189.8-MPa。5） 初选螺旋角12，根据参考资料2图6.15 ,节点区域系数系数为 Zh 2.46。6）齿数比 u ii 3.4

12、5.7）初选 z 22，则 Z2 uzi 3.45 22 75.9 取 76。则端面重合度为1.881 13.2cosZ1Z21.883.21 12276cos12 1.655轴面重合度为0.318 忆 tan0.3181.3 22tan 121.636由参考资料1图6.16查得，重合度系数 Z 0.775。8）根据参考资料1图6.26查得，螺旋角系数 Z 0.99。9）许用接触应力由式H Zn Hlim算得。Sh由参考资料2图6.29e和图6.29a得接触疲劳极限应力：h limi570 MPa , h iim2 39° MPa小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为N160maL1

13、0h60 277.9 1.0 5 1 8 250 1.67 1°8507N2Nii1.67 1083.454.83 107查参考资料1图6.30得寿命系数ZN1 1.18, ZN2 1.30。由参考资料2表6.7安全系数参考值，取安全系数Sh1.0，得H1Zn1 Hlim1Sh1.18 570MPa1.0672.6MPaZn 2 H lim2Sh1.30 390MPa1.0507.0MPa故取 H1 H2 207.0MPa初算小齿轮1的分度圆直径，得3 2KT1 u 1 ZeZhZ Zd1t V二 d UH3 2 1.4 861201.323.45 1 189.8 2.46 0.77

14、5 0.99 mm3.4549.24 mm2.1.3确定传动尺寸1）计算载荷系数。由参考资料1表6.3查得使用系数Ka 1.25 。41输24 277.94。"什60 1000 60 1000由参考资料1图6.7查得 动载系数Kv1.03。由参考资料1图6.12查得齿向载荷分布系数K1.25。由参考资料2表6.4查得齿间载荷分配系数K1.2 。故载荷系数K KAKVK K 1.25 1.03 1.251.21.9312）对d1t进行修正。因K与Kt有较大差异，故需对按Kt值计算出的d1t进行修正，即d1d1tKt49.241.931 mm 1.454.81mm3）确定模数mn。mnd

15、1 COS54.81 cos12按参考资料2表6.1,取mnZ1222.43mm2.5mm。4）计算传动尺寸。中心距a "（乙 Z2）2cosL?Smm2 cos12125.24mm圆整为a = 125mm，则螺旋角d1arccos2aarccos皿西2 12511 28'40''11.48、值改变后,d1变化量很小，因此不再修正 mn和a。cos2.5 22mm cos11.4856.12mm叫Z22.5 76 "cccd2一mm 193.88mmcos cos11.48由 bdd1 1.3 56.12mm 72.96mm，取 b2 b 73mm。

16、又 b, b2(510)mm，取 b1 80mm。2.1.4校核齿根弯曲疲劳强度斗YsYY bmnd,式中各参数1） K、T,、d,值在前已经查得。2)齿宽 b b2 73mm。3）齿形系数Yf和应力修正系数Ys。、/ 曰. 当量齿数ZviZi3COS223mmcos 11.4823.37mmZv23COS3mm 80.75mmcos311.48由参考资料1图6.20查得YF12.7，YF22.24。由参考资料1图6.21查得YS11.51，YS21.82。4）由参考资料1图6.22查得重合度系数 丫 0.7Q5）由参考资料1图6.28查得螺旋角系数 Y 0.92。丫6） 许用弯曲应力可用F

17、N如算得。SF由参考资料1图6.29f、图6.29b查得弯曲疲劳极限应力Fiim1 220MPa, f lim 2170 MPa由参考资料1图6.32查得寿命系数 YN1YN21.0。由参考资料1表6.7查得安全系数SF 1.25，故F1Yn1 Flim1Sf1.0 2201.25176MPaF2YN2F lim 21.0 170Sf1.25136MPa空UYfiYsiYYbmnd!2 1.93 8612073 2.5 56.122.7 1.57 0.7 0.9288.61MPaF1F2Y88.65 2.24 1.8285.23MPaYF1YS12.7 1.57满足齿根弯曲疲劳强度。2.1.5

18、齿轮传动其他尺寸圆柱齿轮几何尺寸表序号项目代号计算公式计算结果1齿数齿轮1Z1/22齿轮2Z2/762法面模数（mm）mn/2.53端面模数（mm）mtmt mn/cos2.554法面压力角（度）n/205端面压力角（度）ttan t tan n / cos20.386齿顶咼系数h：/17顶隙系数c*/0.258标准中心距（mm）aa mn(z.j z2)/2cos1259螺旋角/11.4810齿顶咼（mm）齿轮1ha1hamnha2.5齿轮2ha22.511齿根咼（mm）齿轮1hf1hfmn(ha c )3.125齿轮2hf23.12512分度圆直径（mm）齿轮1d1d mnz/ cos56

19、.12齿轮2d2193.8813齿顶圆直径（mm）齿轮1da1da d 2 ha61.12齿轮2da2200.1314齿根圆直径（mm）齿轮1df1df d 2hf51.12齿轮2df2187.6315重合度（mm）a1a 乙 tan a1 tanz2 tan a2 tan23.29由于采用二级同轴式设计，故两对齿轮对应相同，故另一对不需重复设计。3. 装配图草图设计前的准备3.1选择联轴器的类型对于连接电动机和减速器高速轴的联轴器和输出轴出的减速器，为了减小启动转矩， 适应震动和冲击以及定心不完全准确，选择联轴器类型应具有较小的转动惯量和较好的减震性能，所以采用弹性柱销联轴器 LH型。输出轴

20、为了获得较大的转矩，选用凸缘式联轴器 GY5型3.2确定滚动轴承的类型及其润滑与密封方式（1） 由于减速器使用的齿轮是斜齿圆柱齿轮，因此有轴向力，所以选择角接触球轴承。（2）采用油润滑，但需在轴承座孔大于齿轮处安装挡油板，防止润滑油冲击轴承。（3）由于轴承为油滑，并且工作环境为清洁，故采用唇形密封圈进行密封。（4）两级齿轮在密封箱体中应用浸油润滑，同时起到冷却的作用。3.3确定轴承端盖的结构型式为了使得设计的结构紧凑同时符合个传动件的结构与空间的要求，所以选择嵌入式轴承3.4确定减速器机体的结构方案考虑到拆装方便，采用剖分式机体，取通过传动件轴线的平面为剖分面。 铸件减速器机体结构尺寸表如下：

21、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 3mm 8mm8 mm机盖壁厚10.02a 3mm 8mm8 mm机座凸缘厚度b1.512 mm机盖凸缘厚度bi1.512 mm机座底凸缘厚度P2.520 mm地脚螺钉直径df0.036a 12mmM20地脚螺钉数目na 250mm 时，n=44轴承旁连接螺栓直径di0.75dfM16机盖与机座连接螺栓直径d2(0.50.6)dfM12连接螺栓d2的间距l150200mm150窥视孔盖螺栓直径d4(0.30.4)d fM8定位销直径d(0.70.8)df12mmdf、di、d2至外壁最小距离c1/26、22、18mmdi

22、、d2至凸缘最小距离C2/20、16mm内机壁至轴承座端面距离l2c1 c2(5 8)mm58mm大齿轮顶圆与内机壁距离1>1.210mm齿轮端面与内机壁距离210mm机盖、机座肋厚m1, mm 0.85 1, m 0.85m17、m 7轴承端盖外径D280mm轴承旁连接螺栓距离s视结构而定4. 轴的设计计算4.1轴I的设计计算4.1.1选择材料通过已知条件和查阅相关的设计手册得知，该传动机所传递的功率属于中小型功率。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。4.1.2按扭转强度初算轴径对于转轴，按扭转强度初算直径:其中P 轴传递的功率，nm轴的转速，

23、r/mi ndminC由许用扭转剪应力确定的系数。P9.55 1C6nd 3 0.2C3； 118 3 29600 1647mm查参考资料2表9.4得C=106118,取C=118。考虑键槽影响，取 dmin 16.47(15%)17.29 mm。4.1.3轴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形式。因传递功率小，齿轮减速器效率高，发热小，轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两端固定。由于本设计中的轴需要 安装联轴器，轴承同时需要设计成齿轮轴。并且各处受力不同，因此，设计成阶梯轴形式， 共分为五段。(1)联轴器及轴段1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

24、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。计算转矩为TC KT 1.5 26.2N m 37.8N m式中，T 联轴器所传递的名义转矩。K工作情况系数，查参考文献2表12.1可取：K=1.5。根据 TC 37.8N m 和电动机轴径 D=38mm ，查参考文献 1表 13.1 LH 型弹性柱销联轴器，确定选择LH3型联轴器。其参数为：公称转矩 630N m,许用转速为5000r/min。取 与轴相连端轴径 35mm，轴孔长度60mm， A型键槽。最后可确定减速器高速轴轴伸处的直 径 d1 30mm ,轴段 1 的长度应该比联轴器主动端轴孔长度略短,故取l1 58mm

25、。（ 2） 密封圈与轴段 2轴段 2 要对联轴器进行轴向固定，并且要考虑密封圈的尺寸。h （0.07 0.1） d1 （0.07 0.1） 30 （2.1 3）mmd2 d1 2h 30 2 （2.1 3.0） （34.1 36）mm由于工作环境清洁，因此选用唇型密封圈，查GB/T 13871-1992 得，选取内径为 35mm的唇形圈合适，故取 d2 35mm（ 3）这段 3考虑到选择适当的轴承，出选轴承为7208c，所以该段直径定为 40mm。（ 4） 轴段 4考虑到轴承的的轴向固定以及齿轮轴的设计选着设计直径为48。（ 5） 轴段 5在其上加工齿轮轴。（ 6） 轴段 6同轴段 4（ 7）

26、 轴段 7同轴段 3（ 8） 机体与各轴段的长度轴段 2、4 的长度除与轴上零件有关外，还与机体及轴承盖等零件有关。轴段1 为了适应联轴器选择长度略短与联轴器的长度为 58mm。轴段 2 应该能保证联轴器中柱销的装拆，并且需要计算端盖的总厚度，长度l=8+10+30=48mm 。轴段 3 安装轴承同时具体长度与结构设计有关长度有作图得到为26mm。轴段 4 的设计长度与机体其他部分结构有关其长度依据画图做出为5mm。轴段 5 上需要加工齿轮轴，长度应与齿轮齿宽相同，长度为80mm。轴段 6 长度与 4 长度相同。轴段 7 的长度与所选用的轴承相关，并应比轴承长一点，长度为 21mm。（9）键连

27、接设计联轴器与轴之间采用 A 型普通平键连接，根据参考文献 2 表 11.27，轴段 1 选用 A 型 普通平键，为键 8X 45 GB/T109&2003, h = 7 mm。4.2 轴 II 的设计计算由与中间轴所用轴承不应比输入轴小，故选用7209C,故中间轴最小轴颈 dmin 45mm。4.2.1 轴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形式。 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。由于本设计中的轴 需要安装联轴器、 齿轮、轴承等不同的零件， 并且各处受力不同， 因此，设计成阶梯轴形式， 共分为 5

28、段。轴段1和6安装轴承，轴承选择7209C,轴承宽度为19，有作图得到长度分别为 40mm 30mm， d=45mm。轴段 2 上安装齿轮，长度比齿轮略短一些，长度为71mm， d=48mm。齿轮轴3为过渡轴段，且为大齿轮的定位轴段，故d=55，长度由作图确定为 83mm轴段 4 上加工齿轮轴，长度即为齿宽 80mm。轴段5为挡油板的固定轴肩，故 d=52,长度由作图得 6mm键连接设计，大齿轮与轴之间采用 A型普通平键连接，根据参考文献 2表11.27，轴 段 2 选用 A型普通平键，14X 55 GB/T1096-2003 , h = 9 mm。4.3 轴 III 的设计计算4.3.1 选

29、择材料通过已知条件和查阅相关的设计手册得知， 该传动机所传递的功率属于中小型功率。 为 了使结构紧凑对称选用材料 45。4.3.2 轴的结构设计在该轴选用 7209C 轴承，故轴段 1 直径为 45mm。为方便轴承部件的装拆， 减速器的机体用剖分结构形式。 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。由于本设计中的轴 需要安装联轴器、 齿轮、轴承等不同的零件， 并且各处受力不同， 因此，设计成阶梯轴形式， 共分为 7 段。1） 联轴器及轴段 7对于连接电动机和减速器低速轴的联轴器，为了获得较大转矩，故选择凸缘式联轴器。 计算转矩为TC KT

30、 1.5 286N m 429N m式中， T 联轴器所传递的名义转矩。K工作情况系数，查参考文献 2表12.1可取：K=1.5。由参考文献1表13.2查询可得选用 GY5型联轴器，取与轴相连端轴径 38mm ,轴孔长 度为60, J型。相应的，轴段 7的直径d7 38mm，取其长度为l7 58mm略短于联轴器 轴孔长度。（ 2） 密封圈与轴段 6轴段 6 要对联轴器进行轴向固定,并且要考虑密封圈的尺寸。h （0.07 0.1）d1 （0.07 0.1） 38 （2.66 3.8）mmd d1 2h 38 2 （2.663.8） （43.345.6）mm由于使用唇形密封圈，查得应选取内径为42

31、mm的密封圈，故轴段直径为 42mm（ 3） 轴承及轴段 5、轴段 1轴段 1 和轴段 5 安装轴承,尺寸由轴承确定。故取 d1 d4 45mm 。长度由作图得为 21 和 39mm。（ 4） 齿轮与轴段 2轴段2是轴承定位轴肩，选取 d=52mm。长度由作图得11mm。（ 5） 轴段 3是齿轮的定位轴环，故 d=55，长度为5mm（ 6） 轴段 4轴段4是齿轮所在轴段，故 d=48mm，长度为71mm。（7）力的跨距输出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L 74 2 18.2 2 111.6mm4.4 轴系部件校核计算本设计中已完成高、 中、低速轴的轴系部件校核

32、计算,均满足设计要求,此处只给出低 速轴校核计算过程。441轴的受力分析弯矩图如下：Fa鳖直方冋水平方向仪和弯矩门T3 2.86 105N mm览A A£2 £6x10 mm= 59540X*TTT转矩:FT周向力Ft3d193.88轴向力FaFt3tan2947径向力FrFtta n/ costan 11.48598N2947N2947 tan 20*/cos11.481095N轴承支反力:R2HFrRvR1 h 1095111.6 193.8810955982 2111.6281067NFtL 2947 / 21473.5NR2VR21819N2Rh21474N28N轴

33、承的内部轴向力 Fa1 FS1 0.4 1474 590NFa2 Fai Fsi 0.4 1474 598 1188N4.4.2求弯矩、转矩I-I截面处弯矩最大，Mh R2HL /2 1067 111.6 2 59540N mm；MV R2VL /2 1473.5 111.6 2 82220N mmM , MV2 MH 2101.5N m5作用在轴上的转矩：Tg 2.86 10 N mm4.4.3校核轴的强度i-i截面既有弯矩又有转矩，且弯矩最大，为危险截面。按弯扭合成强度计算。根据参考文献2式10.3，有(M)2 4<)2八0.0404(0.3 2 286 160.048s)220.0

34、6MPa 1b 40MPa式中:根据转矩性质而定的折合系数，对于不变的转矩，取0.6 ；1b 对称循环的许用弯曲应力，由参考文献2表 9.7， 1b 40MPa。校核通过4.4.4键连接强度的校核由参考文献2式6.12T1kld式中：工作面的挤压应力，MPa ；传递的转矩，N mm ；b, L、b为键的公称长度和键宽;轴的直径， mm ；键的工作长度，mm, A型,许用挤压应力，MPa，由参考文献2表4.1，静连接，材料为钢，有轻微冲击,p 100120MPa ,取 100Mpa。r键的型号在上叙轴的结构设计中已经设计。2T1pkid 48 4.5 (55 14)2 28664.59MPa p100MPa；校核通过。键连接强度校核通过。445轴承寿命的校核(1) 计算轴承的轴向力见4.1.1，故只需校核轴承2即可(2) 计算当量动载荷Fa/C00.04,Fa/Fr 0.65e故 F 0.44R21.35Fa2 2404N(3) 校核轴承寿命由参考文献1式11.1c,106fT CLh60n3 fp P10660 80.51 385001.1