哈工大机械设计课程设计减速器

1、1、 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。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。由参考文献1表9.1查得齿轮传动效率，滚动轴承传动效率。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。由参考文献1表14.1选择Y系列三相异步电动机

2、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由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速确定。其中。所以。由参考文献1，对于二级展开式圆柱齿轮减速器，可取，所以取，。3.2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，使大齿轮齿面硬度比小

3、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2式(6.21)得：式中，为小齿轮分度圆直径。为齿轮传动计算载荷，。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。动载系数与节圆速度有关，由于速度未知，初选。齿向载荷分布系数与齿宽系数有关。由于齿轮为非对称布置，查参考文献2表6.6，取。查参考文献2图6.12取。查参考文献2表6.4得齿间载荷分配系数。所以。电动机输出转矩，则小齿轮传递的转

4、矩。为大小齿轮齿数比，取。由参考文献2表6.5查得弹性系数，初选螺旋角，由参考文献2图6.15查得节点区域系数。初选，取。则端面重合度，轴面重合度。由参考文献2图6.16查得重合度系数，由图6.26查得螺旋角系数。许用接触应力，查参考文献2图6.29e、图6.29a可知接触疲劳强度，。小齿轮1与大齿轮2的循环次数分别为由参考文献2图6.30得寿命系数，。取安全系数得取，则小齿轮1分度圆直径小齿轮节圆速度，则由参考文献2图6.7查得动载系数与初设的1.20差别不大，不需修正。模数，取。则中心距。圆整为，则螺旋角修正，发生变化的参数有，计算得。则模数，取。中心距。螺旋角。小齿轮分度圆直径。大齿轮分

5、度圆直径。大齿轮齿宽，取，取。3.2.3校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度，要满足其中，、值同前，。当量齿数查参考文献2图6.20和图6.21查得，齿形系数，。应力修正系数，。由图6.22查得重合度系数，螺旋角系数。许用弯曲应力可由求得。由参考文献2图6.29f、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，由表6.7查得安全系数，所以有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236

6、HBW，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。3.3.2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：式中，为小齿轮3分度圆直径。为齿轮传动计算载荷，。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。动载系数与节圆速度有关，由于速度未知，初选。齿向载荷分布系数与齿宽系数有关。由于齿轮为非对称布置，查参考文献2表

7、6.6，取。查参考文献2图6.12取。查参考文献2表6.4得齿间载荷分配系数。所以。小齿轮3传递的转矩。为大小齿轮齿数比，取。由参考文献2表6.5查得弹性系数，初选螺旋角，由参考文献2图6.15查得节点区域系数。初选，取。则端面重合度轴面重合度。由参考文献2图6.16查得重合度系数，由图6.26查得螺旋角系数。许用接触应力，查参考文献2图6.29e、图6.29a可知接触疲劳强度，。小齿轮3与大齿轮4的循环次数分别为由参考文献2图6.30得寿命系数，。取安全系数得取，则小齿轮3分度圆直径小齿轮节圆速度，则由参考文献2图6.7查得动载系数与初设的1.10差别不大，不需修正。模数，取。则中心距。圆整

8、为，则螺旋角螺旋角不需修正。小齿轮分度圆直径。大齿轮分度圆直径。大齿轮齿宽，取，取。3.3.3校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度，要满足其中，、值同前，。当量齿数查参考文献2图6.20和图6.21查得，齿形系数，。应力修正系数，。由图6.22查得重合度系数，螺旋角系数。许用弯曲应力可由求得。由参考文献2图6.29f、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，由表6.7查得安全系数，所以有满足齿根弯曲疲劳强度。4、 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

9、取(58)mm，取轴向间距。齿宽，机体内壁线距齿轮端面距离。其中为机座壁厚，且。其中机盖壁厚。取，。则内壁线。由参考文献1，轴承座宽度，其中为扳手空间，取轴承座旁连接螺栓公称直径M12，查参考文献1表4.2知。则，取。 输入轴转速，传递的功率。由参考文献2式(9.2)知式中，为由许用扭转切应力确定的系数，由参考文献2表9.4取，计算得。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。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，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，因此第一段轴段长度。第二段轴段要通过轴承端盖，考虑到减

10、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/T 13871.1-2007)，选择轴段2的直径，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/T 292-1994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。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

11、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，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，查参考文献1表11.27可知应选用工程尺寸为87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2.5m=5mm。考虑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

12、求，齿根圆。变位斜齿轮齿根圆直径为求得。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、轴向力、圆周力和扭矩。其中求支反力。设轴承1处径向支反力为，轴向力，轴承2处轴向支反力为，径向支反力为。则有其中，。且，。求得，。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抗扭模量则弯曲应力同理扭切应力当量应力=300MPa其中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其中：只考虑弯矩时的安全系数；只考虑转矩时的安全系数；、材料对称循环的弯曲

13、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，；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，；零件的绝对尺寸系数，由参考文献1附图9.12，；表面质量系数，由参考文献1附图9.8、附表9.9，；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，；弯曲应力的应力幅和平均应力，；扭转剪应力的应力幅和平均应力，；许用疲劳强度安全系数，由参考文献1表9.13，；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，法向压力角，螺旋角，齿数74，8级精度。用插值法得齿

14、轮最小侧隙，则齿厚上偏差齿轮分度圆直径，齿轮径向跳动公差为。查得切齿径向进刀公差。则齿厚公差。齿厚下偏差。则公法线长度上偏差。公法线长度下偏差。查得假想齿数系数，则假想齿数。按的mm，所以。mm。5、 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，轴向力。查参考文献2表10.13取X=1.44，Y=1.4。则当量动载荷。查得C=14500N。则轴承寿命。减速器工作年限为4年

15、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。则其寿命分别为均校核通过。6、 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，键剖面尺寸按轴径为14mm选取为55，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，则许用压应力为式中校核通过。输入轴上连接小齿轮的键的校核。选择圆头普通平键，键剖面尺寸按轴径为24mm选取为87，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

16、压应力为式中校核通过。中间轴连接大齿轮的键的校核。选择圆头普通平键，键剖面尺寸按轴径为45mm选取为149，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，则许用压应力为式中校核通过。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，键剖面尺寸按轴径为32mm选取为108，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，则许用压应力为式中校核通过。同理输出轴上连接大齿轮的键校核通过。7、 啮合件及滚动轴承的润滑轴承的润滑和密封是保证轴

17、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5.8、 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

18、点和齿侧间隙，检查齿轮的失效情况和润滑情况。窥视孔的大小应至少可以伸进手去，以便操作。平时窥视孔应该用盖板盖住，并用M8螺钉紧固。减速器运转时，由于摩擦生热导致机体温度升高，若机体密闭，则机体内气压会增大，导致润滑油从缝隙及密封处向外泄露，使密封失灵。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气体自由溢出，达到机体内外气压平衡。考虑到工作环境为有尘，应选用带有过滤网的通气器。 设计的窥视孔、窥视孔盖及通气器如下图所示。图7.9.2放油孔及放油螺塞更换油时，应将污油全部排出，并进行机体内清洗。因此应在机体底部油池最低位置开设放油孔。放油孔的螺纹小径应与机体内底面取平。平时，放油孔应用放油螺塞和防漏垫圈堵严。为了便于加工，放油孔处的机体外壁应有加工凸台，经机械加工成为放油螺塞头部的支撑面，并加封油垫圈以免漏油，封油垫圈可用石棉橡胶板或皮革制成。设计的放油螺塞如下图所示。图8.9.3油面指示器油标尺用来显示油面高度，以保证有池中的油量正常。常见的油面指示器有油标尺、圆形油标、长形油标和管状油标。本次设计采用杆式油标。油杆上设计两个切口，分别对应最低油面和最高油面。杆式