哈工大机械设计课程设计减速器

一、传动方案拟定传动方案：图1.工作机：.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。1二、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PFv20001.2W2.4kW。由参考文献[1]表9.1查得齿轮传动效率10.97，滚动轴承传动效率20.99。为补偿两轴线偏移，缓冲振动，选用弹性柱销联轴器，传动效率为 3 0.99。PP2.42.737kW322电机0.9730.9920.992123由参考文献[1]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3.1确定传动比传动装置的总传动比i由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw确60v601.281.89r/min。定。其中nw3.140.28dnm142017.340。所以i81.89nw由参考文献[1]，对于二级展开式圆柱齿轮减速器，可取i11.4i2，所以取i11.4i1.417.3404.927，ii17.3403.519。24.927i13.2第一级减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 [2]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2硬度比小齿轮齿面硬度低 30~50HBW。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[2]式(6.21)得：3ZEZHZZ2KT1u1)2d1u(d[]H式中，d1为小齿轮分度圆直径。 K为齿轮传动计算载荷， K KAKvKK。查参考文献[2]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KA1.00。动载系数Kv与节圆速度有关，由于速度未知，初选Kv1.20。齿向载荷分布系数K与齿宽系数d有关。由于齿轮为非对称布置，查参考文献[2]表6.6，取d1.0。查参考文献[2]图6.12取K1.05。查参考文献[2]表6.4得齿间载荷分配系数K1.2。所以KKAKvKK1.001.201.051.21.512。电动机输出转矩T9.55106P9.551062.73718407.3Nmm，则小齿轮n1420传递的转矩TT12318407.30.990.9918041.0Nmm。u为大小齿轮齿数比，取ui14.927。由参考文献[2]表6.5查得弹性系数ZE189.8MPa，初选螺旋角12，由参考文献[2]图6.15查得节点区域系数ZH2.46。初选z119，z2z1i1194.92793.613，取z294。则端面重合度[1.883.2(11)]cos[1.883.2(11)]cos121.641，z1z21994轴面重合度0.138dz1tan0.3181.019tan121.284。由参考文献[2]3图6.16查得重合度系数Z0.800，由图6.26查得螺旋角系数Z0.99。许用接触应力HZN1Hlim，查参考文献[2]图6.29e、图6.29a可知接触疲劳SH强度Hlim1570MPa，Hlim2390MPa。小齿轮1与大齿轮2的循环次数分别为N160n1aL10h60142014250382.04481099N2 N1 2.044810 4.188108i1 4.927由参考文献[2]图6.30得寿命系数ZN11.0，ZN21.07。取安全系数SH1.0得[ZN1Hlim11.0570570MPa]H1SHMPa1.0[]H2ZN2Hlim21.07390MPa417.3MPaSH1.0取[]H[]H2417.3MPa，则小齿轮1分度圆直径3ZEZHZZd12KT1u1)2([]Hdu321.51218407.34.9271189.82.460.80.99()237.464mm1.04.927417.3小齿轮节圆速度vd1tn13.1437.46414202.784m/s，则由参考文献[2]601000601000图6.7查得动载系数Kv1.18与初设的1.20差别不大，不需修正。模数mnd1cos37.464cos121.928，取mn2。z119则中心距amn(z1z2)2(1994)115.52mm。2cos2cos12圆整为a116mm，则螺旋角arccosmn(z1z2)arccos2(1994)133'32.38''2a21164修正133'32.38''，发生变化的参数有ZH2.30，a1.590，1.544，Z0.80，Z0.97，计算得d1t34.769mm。则模数34.769cos133'32.38''1.782，取mn2。mn19中心距amn(z1z2)2(1994)116mm。2cos2cos133'32.38''螺旋角arccosmn(z1z2)arccos2(1994)133'32.38''。2a2116小齿轮分度圆直径d1mnz121939.01mm34.769mm。coscos133'32.38''大齿轮分度圆直径d2mnz2294192.99mm。coscos133'32.38''大齿轮齿宽b2dd11.039.01mm39.01mm，取b240mm，取b145mm。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F2KT1YFYSYsY[]Fbmnd1其中，K、T1、mn、d1值同前，bb240mm。当量齿数zv1z11920.55cos3cos3133'32.38''zv2z294101.68cos3cos3133'32.38''查参考文献[2]图6.20和图6.21查得，齿形系数YF12.80，YF22.25。应力修正系数YS11.54，YS21.77。由图6.22查得重合度系数Y0.74，螺旋角系数0.87。许用弯曲应力可由[]FYFFlim求得。SF5由参考文献[2]图6.29f、图6.29b查得弯曲疲劳极限应力Flim1220MPa，Flim2170MPa由参考文献[2]图6.32查得寿命系数YN1YN21.0，由表6.7查得安全系数SF1.25，所以有YN1Flim11.0220176MPaF1MPaSF1.25YN2Flim21.0170136MPaF2SFMPa1.25F12KT1YF1YS1YY21.51218407.32.801.540.740.87bmnd140239.0157.72MPa[]F1F22KT1YF2YS2YY21.51218407.32.251.770.740.87bmnd140239.0152.31MPa[]F2满足齿根弯曲疲劳强度。3.3第二级减速齿轮设计第二对减速齿轮采用斜齿轮传动。3.3.1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 [2]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3采用调制处理，大齿轮4采用正火处理，使大齿轮齿面硬度比小齿轮齿面硬度低30~50HBW。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。3.3.2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 [2]式(6.21)得：63ZEZHZZ2KT3u12d3()du[]H式中，d3为小齿轮3分度圆直径。K为齿轮传动计算载荷，KKAKvKK。查参考文献[2]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 KA 1.00。动载系数Kv与节圆速度有关，由于速度未知，初选Kv 1.10。齿向载荷分布系数K 与齿宽系数 d有关。由于齿轮为非对称布置，查参考文献[2]表6.6，取d1.0。查参考文献[2]图6.12取K1.05。查参考文献[2]表6.4得齿间载荷分配系数K1.2。所以KKAKvKK1.001.101.051.21.386。小齿轮3传递的转矩T3T1i11218407.34.9270.980.9987990.1Nmm。u为大小齿轮齿数比，取ui23.519。由参考文献[2]表6.5查得弹性系数ZE189.8MPa，初选螺旋角15，由参考文献[2]图6.15查得节点区域系数ZH2.32。初选z321，z4z3i2213.51973.899，取z274。则端面重合度[1.883.2(11)]cos[1.883.2(11)]cos151.627z3z42174轴面重合度0.138dz3tan0.3181.021tan151.448。由参考文献[2]图6.16查得重合度系数Z0.810，由图6.26查得螺旋角系数Z0.981。许用接触应力HZN3Hlim，查参考文献[2]图6.29e、图6.29a可知SH接触疲劳强度Hlim3570MPa，Hlim4390MPa。小齿轮3与大齿轮4的循环次数7分别为N3 60n3aL10h60142014250384.1881084.927N4N34.1881081.190108i23.519由参考文献[2]图6.30得寿命系数ZN31.04，ZN41.18。取安全系数SH1.0得[]H3ZN3Hlim31.04570MPa592.8MPaSH1.0[]H4ZN4Hlim41.18390MPa460.2MPaSH1.0取[]H[]H4460.2MPa，则小齿轮3分度圆直径32KT3u1ZEZHZZd3)2u([]Hd321.38687990.13.5191189.82.320.810.981253.716mm1.03.519(460.2)小齿轮节圆速度vd3tn33.1453.716290.8436010006010000.818m/s，则由参考文献[2]图6.7查得动载系数Kv1.11与初设的1.10差别不大，不需修正。模数mnd3cos53.716cos152.417，取mn2.5。z321则中心距amn(z3z4)2(2174)122.9mm。2cos2cos15圆整为a123mm，则螺旋角arccosmn(z3z4)arccos2.5(2174)156'20''2a2123螺旋角不需修正。8小齿轮分度圆直径mnz322153.716mm。d354.379mmcoscos156'20''大齿轮分度圆直径mnz4274d4191.621mm。coscos156'20''大齿轮齿宽b4dd31.054.379mm54.379mm，取b455mm，取b360mm。3.3.3校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度，要满足2KT3YFYSYsY[]Fbmnd3其中，K、T3、mn、d3值同前，b b4 55mm。当量齿数z321zv3cos323.336cos3156'20''z474zv4cos382.233cos3156'20''查参考文献[2]图6.20和图6.21查得，齿形系数YF32.65，YF42.20。应力修正系数YS11.56，YS21.76。由图6.22查得重合度系数Y0.71，螺旋角系数0.87。许用弯曲应力可由[]FYFFlim求得。SF由参考文献[2]图6.29f、图6.29b查得弯曲疲劳极限应力Flim1220MPa，Flim2170MPa由参考文献[2]图6.32查得寿命系数YN1YN21.0，由表6.7查得安全系数SF 1.25，所以有F3YN3Flim31.0220MPa176MPaSF1.259F4YN4Flim41.0170MPa136MPaSF1.25F32KT3YF3YS3YY21.38687990.12.651.560.710.87bmnd3552.554.37971.946MPa[]F3F42KT3YF4YS4YY21.38687990.12.201.760.740.87bmnd3552.554.37967.386MPa[]F4满足齿根弯曲疲劳强度。四、轴系部件的设计、校核4.1轴系部件设计按照工作原理图，轴系部件的结构图应如图 2所示。图2.中间轴上安装两个齿轮，有参考文献 [1]知中间轴上两齿轮轴向间距 4取10(5~8)mm，取轴向间距46mm。齿宽b240mm，b360mm，机体内壁线距齿轮端面距离2。其中为机座壁厚，且12。其中18mm为机盖壁厚。取18mm，210mm，210mm。则内壁线Lb1b24224060620126mm。由参考文献[1]，轴承座宽度l2c1c2(5~8)mm，其中c1、c2为扳手空间，取轴承座旁连接螺栓公称直径M12，查参考文献[1]表4.2知c118mm，c216mm。则l2101816852mm，取l255mm。输入轴转速n11420r/min，传递的功率P12.7370.990.992.683kW。由参考文献[2]式(9.2)知3dCPn式中，PP12.683kW，nn11420r/min，C为由许用扭转切应力确定的系数，由参考文献[2]表9.4取C100，计算得d12.363mm。考虑到输入轴与联轴器相连，需要在键上铣出键槽，因此轴径增大5%，取d12.3631.0512.981mm。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d1114mm，查参考文献表13.1知当选用LH型弹性柱销联轴器Y型轴孔时，其轴孔长度L82mm，因此第一段轴段长度l1182mm。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，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的直径应比轴段 1直径11大2~3mm，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d1216mm，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d13 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。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d16 20mm，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 d1f d1 2.5m1 39.01 5 34.01mm，查参考文献[1]表11.27可知应选用工程尺寸 b h为8×7的平键，对应轮毂键槽深度为 3.3mm，因此小齿轮齿根圆到轮毂键槽处距离为 1(d1f d15 3.3) 3.35 2.5m=5mm。考虑2到加工齿轮轴较为困难，因此应该通过正变位使齿根圆变大。为保证传动中心距不变，应将中间轴大齿轮进行负变位。这样有助于防止中间轴大齿轮与输出轴干涉。为使变位后齿轮满足设计要求，齿根圆 d1f 40.6mm。变位斜齿轮齿根圆直径为df d 2m(ha* c* x1)求得x1 1.9。考虑到安装要求，轴段 5比齿轮宽度短2mm。4.2轴的受力分析输入轴上是斜齿轮传动，受径向力 Fr、轴向力Fa、圆周力Ft和扭矩T1。12其中Ft2T1217680Nmmd139mm906.67NFrtan906.67tan20Ft338.68Ncoscos13FaFttan13Fttan13209.32N求支反力。设轴承1处径向支反力为Rr1，轴向力Ra1，轴承2处轴向支反力为 Rr2，径向支反力为Ra2。则有Rrx1Rrx2FrRrx1(L1L2)FrL2Rry1Rry2FtRry1(L1L2)FtL2其中L1L2150mm，L242.5mm。且Rr1Rrx12Rry12，Rr2Rrx22Rry22。求得Rr1274.227N，Rr2693.634N。画出轴的弯矩图如图 4所示。13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W32d32431356mm332抗扭模量WT16d32432712mm316则弯曲应力bM30005Nmm22.13MPaW1356mm3同理扭切应力T117680Nmm6.76MPaW2612mm3当量应力24()2b25.18MPa[]1b=300MPaeb14其中[ ]1b为对称循环变应力下轴许用弯曲应力，由参考文献 [1]表9.3查得。安全系数的校核公式为S 1Ka mS 1Km

3008.8571.6716.42 0.2 00.92 0.88其中：——只考虑弯矩时的安全系数；——只考虑转矩时的安全系数；1、1——材料对称循环的弯曲疲劳极限和扭转疲劳极限，由参考文献[1]表9.3，45号钢调质处理，1300MPa,1155MPa；K、K——弯曲时和扭转时轴的有效应力集中系数，由参考文献[1]附表9.10、附表9.11，K1.67,K1.42；、——零件的绝对尺寸系数，由参考文献[1]附图9.12，0.88,0.81；——表面质量系数，12，由参考文献[1]附图9.8、附表9.9，0.92；、 ——把弯曲时和扭转时轴的平均应力折算为应力幅的等效系数，由参考文献[1]查得，0.2,0.1；a、m——弯曲应力的应力幅和平均应力，a29.6MPa,m0；a、m——扭转剪应力的应力幅和平均应力，am3.0MPa；S——许用疲劳强度安全系数，由参考文献[1]表9.13，S1.5~1.8；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。15已知传动中心距a=123mm，齿轮法向模数mn2.5mm，法向压力角n20，螺旋角156'20''，齿数74，8级精度。用插值法得齿轮最小侧隙jbnmin0.136，则齿厚上偏差Esnsjbnmin/2cosn0.136/2cos200.072mm齿轮分度圆直径d4191.621mm，齿轮径向跳动公差为Fr0.056mm。查得切齿径向进刀公差br1.261IT91.2611150.145mm。则齿厚公差TsnFr2br22tann0.05620.14522tan200.113mm。齿厚下偏差EsniEsnsTsn0.072mm0.113mm0.185mm。则公法线长度上偏差EbnsEsnscosn0.072cos200.068mm。公法线长度下偏差EbniEsnicosn0.195cos200.183mm。查得假想齿数系数K1.106，则假想齿数z'Kz1.1067481.844。按z'的Wn*0.0118mm，所以Wnk(Wk*Wn*)mn(29.17970.0118)2.572.979mm。Wnk72.97900..068183mm。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Fr 693.63N，轴向力Fa 318.90N。查参考文献[2]表10.13取X=1.44，Y=1.4。则当量动载荷F XFr YFa 751.67N。查得C=14500N。16则轴承寿命L10h106(C)106(14500)384251h。60nF601420751.67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F23883N，F32494N。则其寿命分别为106(C)10610L10h2(51500)360nF602903883L10h106(C)106(36800)360nF60812494

317382h661024h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键的校核选择圆头普通平键，键剖面尺寸bh按轴径为14mm选取为5×5，键长L由轴段长度选取为75mm，键的材料为45钢。查参考文献[1]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100~120MPa2T103pMPakld式中T17.68Nmk0.4h0.45mm2mmlLb75570mmd14mm17p217.68103MPa18.04MPa[p]27014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bh按轴径为24mm选取为8×7，键长L由轴段长度选取为36mm，键的材料为45钢。查参考文献[1]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100~120MPa2T103MPakld式中T 17.68Nmk 0.4h 0.4 7mm 2.8mml L b 36 8 28mmd 24mmp217.68103MPa26.31MPa[p]22824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bh按轴径为45mm选取为14×9，键长L由轴段长度选取为32mm，键的材料为45钢。查参考文献[1]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100~120MPa2T103pMPakld18式中T82.90Nmk0.4h0.49mm3.6mmlLb321418mmd45mmp282.90103MPa56.86MPa[p]3.61845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bh按轴径为32mm选取为10×8，键长L由轴段长度选取为75mm，键的材料为45钢。查参考文献[1]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100~120MPa32T 10p MPa式中T292.12Nmk0.480.48mm3.2mmlL10751065mmd32mm2292.12103MPa87.78MPa[p]p3.26532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19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6.20九、减速