哈工大机械设计课程设计减速器

1、 、传动方案拟定传动方案：工作机:jk1B士!11d图2.传动方案简要说明：传动方案如图1,原动机伸出轴通过联轴器与减速器输入轴相连。减速器输出轴通过联轴器与工作机（带式运输机）相连，使原动机的运动传递到工作机上。减速机为二级展开式圆柱齿轮减速器，通过两对减速齿轮进行减速，其中输入轴上安装第一级小齿轮（远离原动机一侧），中间轴安装第一级大齿轮和第二级小齿轮，输出轴安装第二级大齿轮。电动机的选择和传动装置的运动、动力参数计算工作机输出功率P二Fv二2000 x1.2W二2.4kW。由参考文献表9.1查得齿轮传动效率耳=0.97，滚动轴承传动效率耳=0.99。为补偿两轴线偏移，缓冲振动,12P电机

2、选用弹性柱销联轴器，传动效率为耳3=0.99。0.973x0.992x0.992_么737由参考文献表14.1选择Y系列三相异步电动机Y100L2-4，同步转速1420r/min,额定功率3kW。三、传动零件的设计计算31确定传动比传动装置的总传动比/由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n确emw定。其中n二60V二60X1.2二81.89r/min。wnd3.14x0.28所以i=2m=17.340。en81.89w由参考文献，对于二级展开式圆柱齿轮减速器，可取i=1.4i，所以取12刁2/IC=f；1.4x17.340=4.927，i=3.519。1人e2i4.92713.2第一级减

3、速齿轮设计对第一对减速齿轮，考虑到斜齿轮传动平稳，适合于高速传动，因此选用斜齿圆柱齿轮。3.2.1选择齿轮材料、精度等级减速器为一般机械，大、小齿轮均采用45钢，采用软齿面。查参考文献表6.2可知，45钢采用调制处理，齿面平均硬度为236HBW，正火处理齿面平均硬度可达190HBW。因此小齿轮采用调制处理，大齿轮采用正火处理，使大齿轮齿面硬度比小齿轮齿面硬度低3050HBW。考虑到减速器为一般机械，不需要过高精度等级，因此选用8级精度。3.2.2初算传动尺寸采用软齿面闭式传动，其设计准则是按齿面接触疲劳强度进行设计，校核齿根弯曲疲劳强度。由参考文献式(6.21)得：,3：2KTu+1ZZZZ、

4、d+（ehL）210uQrdH式中，5为小齿轮分度圆直径。K为齿轮传动计算载荷，K=KKKK。查1Av0a参考文献表6.3可知在原动机工作特性为均匀平稳，工作机工作特性均匀平稳的TOC o 1-5 h z条件下，选取使用系数K=1.00。动载系数K与节圆速度有关，由于速度未知，Av初选K=1.20。齿向载荷分布系数K与齿宽系数Q有关。由于齿轮为非对称布置,v卩d查参考文献表6.6，取0=1.0。查参考文献图6.12取K=1.05。查参考文献d卩表6.4得齿间载荷分配系数K=1.2。a所以K二KKKK二1.00X1.20 x1.05x1.2二1.512。Av卩aP2737电动机输出转矩T二9.5

5、5x106二9.55x106x二18407.3N-mm，则小齿轮n1420传递的转矩T二Tnn二18407.3x0.99x0.99二18041.0N-mm。123u为大小齿轮齿数比，取u=i=4.927。1由参考文献表6.5查得弹性系数Z二189.8jMPa，初选螺旋角0二12。，由E参考文献图6.15查得节点区域系数Z=2.46。H初选z二19，z=zi=19x4.927=93.613，取z二94。12112则端面重合度8=1.88-3.2（丄+丄）cos卩=1.88-3.2（+丄）cos12。=1.641,azz199412轴面重合度8二0.1380ztan卩二0.318x1.0 x19x

6、tan12=1.284。由参考文献20d1图6.16查得重合度系数Z=0.800，由图6.26查得螺旋角系数Z二0.99。0许用接触应力=ZN1QHlim，查参考文献图6.29e、图6.29a可知接触疲劳HSH强度t=570MPa，t=390MPa。小齿轮1与大齿轮2的循环次数分别为HlimlHlim2N=60naL二60 x1420 xlx4x250 x3x8二2.0448x1091110hzNN=12i12.0448x1094.927二4.188x108由参考文献图6.30得寿命系数Z=1.0，Z=1.07。取安全系数S=1.0得TOC o 1-5 h zN1N2Hr.Zt1.0 x570

7、“t=n_h讪=MPa=570MPaH1S1.0Ht=N2Hlim2=7.3MPaH2S1.0H取t=t=417.3MPa，则小齿轮1分度圆直径HH2d1(eh)2eutdH：2“512x1847.3乂竺空乂門8x246x8x0密;-37.464mm1.04.927417.3小齿轮节圆速度v二摯-3.14x37.464x1420-2.784m/s，则由参考文献60 x100060 x1000图6.7查得动载系数Kv=1.18与初设的1.20差别不大，不需修正。dcos0模数m-nz119-37464xcos12-1.928，取m-2。n则中心距a-mn(z1+z2)-2x(19+94)-115

8、.52mm。2cos02cos12圆整为a-116mm，则螺旋角0m(z+z)2(19+94)13。3,323QU0-arccoSf+2-arccos-13332.382a2x116修正0-13。332.38，发生变化的参数有Z-2.30，-1.590，=1.544，Ha0Z-0.80，Z-0.97，计算得d-34.769mm。01t34.769cos13332.38则模数m-1.782，取m-2。n19n19中心距a-2cos02X（19*94）-116mm。2cos13332.38螺旋角0=arccos=arccos帰=喙32.38。z小齿轮分度圆直径d1=材=cos1?3：32.38=3

9、9.01mm34.769mm。2xl9大齿轮分度圆直径d2=驚-cos1；X9；38=192.99mm。大齿轮齿宽b=Qd-1.0 x39.01mm-39.01mm，取b-40mm，2d1取b=45mm。3.2.3校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度,要满足KT“c-4YYYYQFbmdfss0Fn1其中,m、d值同前,n1b=b=40mm。2当量齿数zZ-v1COS3019=cos313332.38=恥5z八z2101.68v2cos30cos313332.3894查参考文献图6.20和图6.21查得，齿形系数Y=2.80，F1=2.25。应力修正系数Y-1.54，Y-1.77。由图6.

10、22查得重合度系数Y-0.74，S1S2螺旋角系数YcYn-0.87。许用弯曲应力可由C-FFlim求得。0FSF由参考文献图6.29f、图6.29b查得弯曲疲劳极限应力c=220MPa,c=170MPaFlimlFlim2由参考文献图6.32查得寿命系数Y=Y=1.0，由表6.7查得安全系数N1N2S=1.25，所以有Frycc=_F1SF=甘MPa=176MPacF2Yc=_Flim2SF1.0 x1701.25MPa=136MPac=2KT1YYYYF1bmdF1S16Pn1=57.72MPacF12x1.512x18407.340 x2x39.01x2.80 x1.54x0.74x0.

11、87c=YYYYF2bmdF2S26Pn1=52.31MPa3（EH匚单）230undH式中，d为小齿轮3分度圆直径。K为齿轮传动计算载荷，K二KKKK。3Av0a查参考文献表6.3可知在原动机工作特性为均匀平稳，工作机工作特性均匀平稳的条件下，选取使用系数K=1.00。动载系数K与节圆速度有关，由于速度未知,TOC o 1-5 h zAv初选K=1.10。齿向载荷分布系数Ka与齿宽系数Q有关。由于齿轮为非对称布置,v卩d查参考文献表6.6，取0=1.0。查参考文献图6.12取K=1.05。查参考文献dB表6.4得齿间载荷分配系数K=1.2。a所以K二KKKK二1.00X1.10 x1.05x

12、1.2二1.386。Av卩a小齿轮3传递的转矩T二Tinn二18407.3x4.927x0.98x0.99二87990.1N-mm。31112U为大小齿轮齿数比，取u=i=3.519。2由参考文献表6.5查得弹性系数Z二189.MPa，初选螺旋角0二15。，由E参考文献图6.15查得节点区域系数Z=2.32。H初选z=21，z二zi二21x3.519二73.899，取z=74。TOC o 1-5 h z34322则端面重合度 HYPERLINK l bookmark54 o Current Document 8=1.88-3.2（丄+）cos0=1.88-3.2（丄+）cos15o=1.627

13、azz217434轴面重合度8二0.1380ztan0=0.318x1.0 x21xtan15=1.448。0d3由参考文献图6.16查得重合度系数Z=0.810，由图6.26查得螺旋角系数8 HYPERLINK l bookmark58 o Current Document Z二0.981。许用接触应力In=ZN3。Hlim，查参考文献2图6.29e、图6.29a可知0HSHHlim4Hlim3接触疲劳强度n=570MPa，n=390MPa。小齿轮3与大齿轮4的循环次数分别为1420N二60naL=60 xx1x4x250 x3x8二4.188x1083310h4.9272NN=34i24.

14、188x1083.519=1.190 x108由参考文献图6.30得寿命系数Z=1.04,Z=1.18。N3N4取安全系数S口=1.0得HZa1.04x570卄Q=N3_hiim3=MPa=592.8MPaTOC o 1-5 h zH3S1.0Ha=ZN4Hlim4=1.18x390MPa=460.2MPaH4S1.0H取a=a=460.2MPa，则小齿轮3分度圆直径HH42KTu+1ZZZZ3(EH)21uadH3:2x1386x990.1xx(1898x232x81x%=53.716mm HYPERLINK l bookmark60 o Current Document 1.03.5194

15、60.2小齿轮节圆速度v=ndn33=60 x10003.14x53.716x290.84360 x1000=0.818m/s则由参考文献2图6.7查得动载系数K=1.11与初设的1.10差别不大，不需修正。v模数mndcos0=-3-z35716xC0S15=2.417,21取m=2.5。n则中心距a=m(z+z)n34-2cos02x(21+74)2cos15=122.9mm。圆整为a=123mm，则螺旋角m(z+z)2.5(21+74)15。620,0=arccosn34=arccos=156202a2x123螺旋角0不需修正。2x21小齿轮分度圆直径d=54.379mm53.716mm

16、。cosBcos156202x74大齿轮分度圆直径d4=养=cos；5620=191.621mm。大齿轮齿宽b=Qd=1.0 x54.379mm=54.379mm，取b=55mm，取b=60mm。43校核齿根弯曲疲劳强度,要满足3.3.3校核齿根弯曲疲劳强度2KTa=4YYYYaFbmdFSs3Fn3其中,m、d值同前,n3b=b=55mm。4当量齿数21=cos315620=23.33674TOC o 1-5 h zZ74z=4=82.233v4cos3Bcos315O620查参考文献图6.20和图6.21查得，齿形系数Y=2.65，Y=2.20。应力修F3F4正系数Y=1.56，Y=1.7

17、6。由图6.22查得重合度系数Y=0.71，螺旋角系数S1S2丫二0.87。许用弯曲应力可由Q=FFlim求得。FSF由参考文献图6.29f、图6.29b查得弯曲疲劳极限应力a=220MPa，a=170MPaFlim1Flim2由参考文献图6.32查得寿命系数Y=Y=1.0，由表6.7查得安全系数N1N2=1.25，所以有1Yc1.0 x220_la=N3fiim3=MPa=176MPaf3S1.25F1.0 xl701.25MPa=136MPa2ktc=4YYYYF3bmdF3S3spn3=71.946MPacF32xl.386x87990.155x2.5x54.379x2.65x1.56x

18、0.71x0.872ktc=1YYYYF4bmdF4S4spn3=67.386MPa5。其中5为机座壁厚，且85+2。其中58mm为机盖壁厚。211取5=8mm，5=10mm，A=10mm。122则内壁线L=b+b+A+2A=40+60+6+20=126mm。1242由参考文献，轴承座宽度l=5+c+c+(58)mm，其中c、c为扳手空间，21212取轴承座旁连接螺栓公称直径M12,查参考文献表4.2知c=18mm，c=16mm。12贝Ul=10+18+16+8=52mm，取l=55mm。22输入轴转速n=1420r/min，传递的功率P=2.737x0.99x0.99=2.683kW。11由

19、参考文献式(9.2)知式中，P=P=2.683kW，n=n=1420r/min，C为由许用扭转切应力确定的11系数，由参考文献2表9.4取C=100，计算得d12.363mm。考虑到输入轴与联轴器相连，需要在键上铳出键槽，因此轴径增大5%，取d=12.363x1.05=12.981mm。输入轴结构图如图3。图3.为与联轴器配合，设计右起第一段轴段直径为d=14mm，查参考文献表13.111知当选用LH型弹性柱销联轴器Y型轴孔时，其轴孔长度L=82mm，因此第一段轴段长度l=82mm。第二段轴段要通过轴承端盖，考虑到减速器工作环境为有尘，11因此选用内包骨架旋转轴唇形密封圈作为密封方式。轴段2的

20、直径应比轴段1直径大23mm,且与唇形圈内径相同，查参考文献3内包骨架旋转轴唇形密封圈的标准(GB/T13871.1-2007),选择轴段2的直径=16mm，并应伸出轴承端盖10mm。其长度由伸出轴承端盖的距离和轴承的布置位置决定。轴段3与轴承配合，由于采用斜齿轮传动，考虑到轴承会受到较大的轴向力，采用角接触球轴承。查参考文献1表12.2(GB/T292-1994摘录)，并考虑轴段3的直径应比轴段2稍大，选用7204C型号，其内圈直径为20mm，因此轴段3的直径d=20mm。考虑到输入轴转速较快，且电机正反转未知，高速旋转的齿轮搅动润13滑油可能对轴承造成冲击。因此设计当油环阻止润滑油冲击轴承

21、。由于要与轴承和挡油环配合，轴段3的长度应比轴承宽度宽2mm。轴段5与齿轮配合，考虑到轴段6与另一个轴承配合，轴段6的直径d=20mm，16设计轴段5内径为24mm。考虑到第一级小齿轮齿根圆较小，应该验证是否需要直接加工为齿轮轴。第一级小齿轮齿根圆半径d=d-2.5m=39.01-5=34.01mm，查参考文献11f11表11.27可知应选用工程尺寸bxh为8X7的平键，对应轮毂键槽深度为3.3mm，因1此小齿轮齿根圆到轮毂键槽处距离为A=(d-d-3.3)=3.3540.6mm。1f变位斜齿轮齿根圆直径为d=d一2m(h*+c*一x)fa1求得X=1.9。考虑到安装要求，轴段5比齿轮宽度短2

22、mm。4.2轴的受力分析输入轴上是斜齿轮传动，受径向力F、轴向力F、圆周力F和扭矩T。rat1其中2T2x17680N-mm门39mmi=906.67Ndi=F=906.67tan20=338.68Ntcos卩cos13。F=Ftanl3。=Ftanl3。=209.32Na求支反力。设轴承1处径向支反力为R，轴向力R，轴承2处轴向支反力为R，径向支TOC o 1-5 h zrlalr2反力为R。则有a2R+R二Frxlrx2rR(L+L)二FLrxl12r2R+R二Frylry2tR(L+L)二FLryl12t2其中L+L=150mm,12L=42.5mm。2且R=、；R2+R2,rlrxlr

23、ylR=R2+R2。r2rx2ry2求得R=274.227N,rlR=693.634N。r2画出轴的弯矩图如图4所示。图4.可知齿轮齿宽中点处为危险截面。4.3轴的强度校核由参考文献1表9.6可知，对危险截面的抗弯模量兀，W=d3=32x243=1356mm332抗扭模量兀，W=d3t16兀X243二2712mm316则弯曲应力=M=35Nmm=22.13MPaW1356mm3同理扭切应力2612mm3=T=1768“mm=6.76MPaW=25.18MPaQ=300MPa-1b其中0为对称循环变应力下轴许用弯曲应力，由参考文献表9.3查得。-1b安全系数的校核公式为S=4=_300=8.85

24、7+屮c-x16.42+0.2x0Peam0.92x0.88S=-1TK+屮PeTTmT其中:S只考虑弯矩时的安全系数;、T-1-1S只考虑转矩时的安全系数;T材才料对称循环的弯曲疲劳极限和扭转疲劳极限，由参考文献表9.3,45号钢调质处理，二300MPa,T二155MPa；TOC o 1-5 h z-1-1K、K弯曲时和扭转时轴的有效应力集中系数，由参考文献附表9.10、附T表9.11，K二1.67,K二1.42；Te、e零件的绝对尺寸系数，由参考文献附图9.12，e=0.88,e=0.81；TTP表面质量系数，P=PP，由参考文献1附图9.8、附表9.9，P=0.92；12屮、屮把弯曲时和

25、扭转时轴的平均应力折算为应力幅的等效系数，由参考文T献查得，屮二0.2,屮二0.1；T、弯曲应力的应力幅和平均应力，二29.6MPa,二0；amamt、t扭转剪应力的应力幅和平均应力，T二T二3.0MPa；amams许用疲劳强度安全系数，由参考文献表9.13，kL1.51.8；校核通过。同理确定中间轴最小轴径24mm，输出轴最小轴径32mm，并校核通过。已知传动中心距a=123mm,齿轮法向模数m=2.5mm，法向压力角a二20。,nn螺旋角0=15。620，齿数74,8级精度。用插值法得齿轮最小侧隙j=0.136,bnmin则齿厚上偏差E=-j/2cosa=0.136/2cos20。=0.0

26、72mmTOC o 1-5 h zsnsbnminn齿轮分度圆直径d=191.621mm，齿轮径向跳动公差为F=0.056mm。4r查得切齿径向进刀公差b=1.261xIT9=1.261x115=0.145mm。r则齿厚公差T=yF2+b2x2tana=：0.0562+0.1452x2tan20。=0.113mm。snrrn齿厚下偏差E=ET=0.072mm0.113mm=0.185mm。snisnssn则公法线长度上偏差E=Ecosa=0.072xcos20。=0.068mm。bnssnsn公法线长度下偏差E=Ecosa=0.195xcos20。=0.183mm。bnisnin查得假想齿数系

27、数K=1.106，则假想齿数z=Kz=1.106x74=81.844。按z的AW*=0.0118mm,所以W=(W*+W*)m=(29.1797+0.0118)x2.5=72.979mm。nnkknnW=72.979-0-068mm。nk0.183五、滚动轴承的选择和基本额定寿命计算输入轴上装有第一级减速小齿轮，且为圆柱斜齿齿轮传动，选择角接触球轴承7024C。中间轴转矩较大，选择圆锥滚子轴承30205。输出轴上轴承选择角接触球轴承7028C。对输入轴上的一对轴承，轴承2受力较大，因此只校核轴承2。轴承2所受径向力F=693.63N，轴向力F=318.90N。ra查参考文献表10.13取X=1

28、.44,Y=1.4。则当量动载荷F=XF+YF=751.67N。ra查得C=14500N。106,C10614500则轴承寿命L=()s=()3=84251h。10h60nF60 x1420751.67减速器工作年限为4年3班，每年250个工作日，则设计寿命为24000h，寿命其寿命分别为校核通过。同理求得中间轴上轴承当量动载荷F=3883N，F=2494N。23则其寿命分别为=317382hL=(C)=106(j1500)：10h260nF60 x2903883L=竺(C)=()3=661024h10h60nF60 x812494均校核通过。六、键的选择和键连接强度的计算输入轴与联轴器相连的

29、键的校核2Tx103kid选择圆头普通平键，键剖面尺寸bxh按轴径为14mm选取为5X5,键长L由轴压应力为LL100120MPap段长度选取为75mm，键的材料为45钢。查参考文献表6.1，静连接、轻微冲击，轴、毂及键的材料均为钢，则许用pMPa式中T=17.68Nmk=0.4h=0.4x5mm=2mml=L-b=75一5=70mmd=14mmc-2X17.68X103MPa-18.04MPaQp2x70 x14p校核通过。输入轴上连接小齿轮的键的校核。选择圆头普通平键，键剖面尺寸bXh按轴径为24mm选取为8X7,键长L由轴段长度选取为36mm,键的材料为45钢。查参考文献表6.1,静连接

30、、轻微冲击，轴、毂及键的材料均为钢，则许用压应力为C-100120MPap2Tx103c-MPapkid式中T-17.68Nmk-0.4h0.4x7mm-2.8mml-L一b36一8-28mmd24mmc-2X17.68X103MPa-26.31MPacp2x28x24p校核通过。中间轴连接大齿轮的键的校核。选择圆头普通平键，键剖面尺寸bxh按轴径为45mm选取为14X9，键长L由轴段长度选取为32mm，键的材料为45钢。查参考文献表6.1，静连接、轻微冲击，轴、毂及键的材料均为钢，则许用压应力为C-100120MPap2Tx103c-MPapkid式中T二82.90Nmk=0.4h=0.4x

31、9mm=3.6mml=Lb=32一14=18mmd=45mm2x82.90 x103“rnc一MPa一56.86MPaQp3.6x18x45p校核通过。同理中间轴小齿轮上键校核通过。对输出轴与联轴器相连的键的校核。选择圆头普通平键，键剖面尺寸bxh按轴径为32mm选取为10X8，键长L由轴段长度选取为75mm,键的材料为45钢。查参考文献表6.1,静连接、轻微冲击，轴、毂及键的材料均为钢，则许用压应力为LL100120MPap2Tx103c一MPapkld式中T一292.12Nmk一0.48一0.4x8mm一3.2mml一L10一7510一65mmd一32mm2x292.12x103crrcx

32、cr,c一MPa一87.78MPacp3.2x65x32p校核通过。同理输出轴上连接大齿轮的键校核通过。七、啮合件及滚动轴承的润滑轴承的润滑和密封是保证轴承正常运行的重要结构措施。当浸油齿轮圆周速度大于2m/s时，可以靠机体内油的飞溅直接润滑轴承，也可以通过机体剖分面上的油沟将飞溅到机体内壁上的油引导至轴承进行润滑。为保证端盖在任何位置时油都能流进轴承中，应将端盖的端部直径取小些，并在其上开出四个槽，如下图所示。图5.八、密封方式考虑到轴承采用油润滑，且减速器的工作环境为有尘，上文中设计密封方式为内包骨架唇形密封圈。密封圈与轴的关系如下图所示。图6.九、减速器附件及其说明9.1窥视孔、窥视孔盖和通气器为检查传动件的啮合情况，并向机体内注入润滑油，应在机体上设计窥视孔。窥视孔应该设置在减速器上部，可以看到所有传动件啮合的位置，以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙，检查齿轮的失效情况和润滑情况。窥视孔的大小应