哈工大机械设计课程设计说明书(2级齿轮减速器)

1、Harbin Institute of Technology课程设计说明书哈尔滨工业大学目录一.传动装置的总体设计11.1分析或确定传动方案11.2选择电动机21.3计算传动装置的总传动比并分配传动比41.4计算传动装置各轴的运动和动力参数5二.传动零件的设计计算62.1 选择材料、热处理方式及精度等级52.2 确定计算公式62.3 高速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸62.4 低速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸9三.轴的设计计算及轴上键连接强度、轴承基本额定寿命的校核123.1高速轴设计计算123.2中间轴的设计计算213.3输出轴的设计计算26四.联轴器的选择326.1输入轴联轴器3

2、26.2输出轴联轴器24五. 润滑密封设计25六. 减速器附件及其说明25一.传动装置的总体设计1.1分析或确定传动方案1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机传送带组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大 其传动方案如下根据要求，选用二级斜齿圆柱齿轮减速器，将动力传送到传送带上，实现传送带预先设计的参数及其相应的功能。设计的原始数据要求：传送带的初拉力：F=1900N传送带卷筒直径：d=280mm传送带带速：v=1.21m/s关于减速器的生产和工作的要求：机器产量为大批量；机器工作环境为矿山运石

3、；机器载荷特性为中等冲击；机器最短工作年限为8年3班。1.2选择电动机1.2.1选择电动机的结构形式电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于生产单位一般多采用三相交流电源，因此，无特殊要求时应选用三相交流电动机，其中以三相交流异步电动机应用广泛。所以选择使用三相交流异步电动机Y系列三相鼠笼型异步电动机，全封闭自冷式。1.2.2选择电动机的容量（功率）首先计算工作机有效功率：式中，F传送带的初拉力，由设计原始数据，F=1900N； v传送带的带速，由设计原始数据，v=1.21m/s。从原动机到工作机的总效率：0.960.817式中，联轴器传动效率，由参考文献1P81页表9.1，； 轴承传动效率，

4、由参考文献1P81页表9.1，； 齿轮啮合效率，； 卷筒传动效率，。则所需电动机功率：1.2.3确定电动机的转速工作机（套筒）的转速： 式中，d传送带卷筒轴直径。由设计原始数据，d=280mm。由参考文献1P88页表9.2，两级齿轮传动，所以电动机的转速范围为：=(840)82.5=（660.03300.0）符合这一范围的同步转速为750 r/min、1000 r/min、1500 r/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1500 r/min的电动机。根据电动机的类型、容量和转速，由参考文献1P172页表15.1，选定电动机型号

5、为Y100L2-4，其主要性能如下表所示。电动机型号额定功率/kW同步转速/（rmin）满载转速(rmin)Y100L2-43150014202.22.21.3计算传动装置的总传动比并分配传动比1.3.1总传动比 由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为/n1420/82.517.211.3.2分配传动比式中分别为一级、二级齿轮传动比。考虑润滑条件，为使俩大齿轮直径相近。高速级传动比为=4.68，则3.67。1.4计算传动装置各轴的运动和动力参数1.4.1各轴的转速： 1420r/min 960/4.68300.2r/min /300.2/3.67=82.5r/min

6、 =82.5r/min1.4.2各轴的输入功率： 2.820.992.79kW 22.790.980.972.65kW 22.650.980.972.52kW 21=2.650.980.992.44kW1.4.3各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩=9550 =2.82/1420=1.90Nmm： =1.900.99=1.88 Nmm =1.884.680.980.97=8.38 Nmm =8.383.670.980.97=2.91Nmm=2.910.980.99=2.83 Nmm。整理以上数据，制成表格以备用户随时方便查阅。减速器运动学和动力学参数一览表轴名功率转矩转速传动比效率电机轴2.821

7、.9014201.000.99轴2.791.88 14204.680.95轴2.658.38300.23.670.95轴2.522.9182.51.000.97卷筒轴2.442.8382.5二.传动零件的设计计算2.1 选择材料、热处理方式及精度等级考虑到卷筒机为一般机械，且该齿轮传动为闭式传动。 齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用40Cr，齿面硬度为48-55HRC,表面淬火，7级精度，硬齿 面。取小齿齿数=19。 Z=i Z=4.6819=88.92 取Z=89齿。 低速级小齿轮选用40Cr，齿面硬度为48-55HRC,表面淬火，7级精度，硬齿 面。取小齿轮3齿数=23齿，大齿轮4齿

8、数=3.67=85.取=85。 齿轮精度按GB/T100951998，均选择7级精度2.2 确定计算公式由于是闭式硬齿面齿轮传动，抗点蚀能力强，其主要失效形式是齿根折断。故按照齿根弯曲疲劳强度进行校核。齿根弯曲疲劳强度进行设计，再对齿面接触疲劳强度进行校核。2.3 高速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸因为是硬齿面闭式传动，故按齿根弯曲疲劳强度设计： 式中各参数为：小齿轮传递的转矩，=1.90 Nmm 设计时，因v值未知，K不能确定，初取=2.0。 由传动方案可知，齿轮为非对称放置，又由参考文献1表6.6取齿宽系数=0.6，初选螺 旋角=12。 由参考文献1P133页式8.1，端面重合度：由参

9、考文献1图6.22查得：= 0.72；轴面重合度：由参考文献1图6.28查得：=0.93。当量齿数 由参考文献1图6.20查得齿形系数，由参考文献1图6.21查得应力修正系数，由参考文献1图6.29h弯曲疲劳极限应力，由参考文献1表6.7，取安全系数小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为N=60na =601420（383008）=4.90810hN= h 由参考文献1图6.32 得，弯曲强度寿命系数故弯曲应力所以初算小齿轮1的分度圆直径，得=，取mm。确定传动尺寸：（1） 计算载荷系数KK=1.51.081.081.2=2.0。 式中，使用系数。由参考文献1图.3，原动机和工作机工作特性均是

10、中等冲击，故取=1.5 动载系数。分度圆上的速度为 中心距： a=110.4 圆整为110mm。 螺旋角= =105633。 其它传动尺寸： 取25mm。 =+（510）mm， 取=30mm。 齿根弯曲疲劳强度校核 K、T、同上 K=2.0、T=1.9Nmm、=2、=38.704mm，b=25mm，u=4.68由参考文献1表6.5查得；由参考文献1图6.15查得；由参考文献1图6.16查得、由参考文献1图6.26查得齿数比u=。许用接触应力算得，由参考文献1图6.29a和6.29e，经计算比较， 满足齿根弯曲疲劳强度。高速级齿轮参数列表法向模数分度圆直径(mm)齿宽齿数螺旋角中心距a(mm)小

11、齿轮238.7042519105633110大齿轮181.29630892.4 低速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸因为是硬齿面闭式传动，设计成直齿轮，故按齿根弯曲疲劳强度设计： 式中各参数为：小齿轮传递的转矩，=8.44 Nmm，=23，取85 设计时，因v值未知，K不能确定，初取=2.0。 由传动方案可知，齿轮为非对称放置，又由参考文献1表6.6取齿宽系数=0.6 端面重合度：由参考文献1图6.22查得：= 0.70； 由参考文献1图6.20查得齿形系数，由参考文献1图6.21查得应力修正系数，由参考文献1图6.29h弯曲疲劳极限应力，由参考文献1表6.7，取安全系数小齿轮3与大齿轮4的

12、应力循环次数分别为N=60na =60300.2（383008）=1.0410hN= h 由参考文献1图6.32 得，弯曲强度寿命系数取安全系数故弯曲应力所以初算小齿轮1的分度圆直径，得=，取mm。确定传动尺寸：（2） 计算载荷系数KK=1.51.081.081.2=2.0。式中，使用系数。由参考文献1图.3，原动机和工作机工作特性均是中等冲击，故取=1.5 动载系数。分度圆上的速度为故由参考文献1图.7查得 K=1.01。 齿向载荷分布系数。由参考文献1图，因为小齿轮是非对称布置的，故查得齿向载荷分布系数K =1.08。 齿间载荷分配系数。由参考文献1表.4，未经表面硬化的8级精度斜齿轮取

13、K =1.2。无需对进行修正。计算传动尺寸中心距： a=135。 其它传动尺寸： 取35mm。 =+（510）mm， 取=40mm。 齿根弯曲疲劳强度校核 K、T、同上 K=2.0、T=1.9Nmm、=2、=38.704mm，b=25mm，u=4.68由参考文献1表6.5查得；由参考文献1图6.15查得；由参考文献1图6.16查得、齿数比u=。许用接触应力算得，由参考文献1图6.29a和6.29e，经计算比较， 满足齿根接触疲劳强度。低速级齿轮参数列表法向模数分度圆直径(mm)齿宽齿数螺旋角中心距a(mm)小齿轮2.557.540230135大齿轮212.53585三.轴的设计计算及轴上键连接

14、强度、轴承基本额定寿命的校核3.1高速轴的设计计算参数： 2.820.992.79kW =1.900.99=1.88 Nmm n=1420r/min2.作用在齿轮上的力：选择轴的材料选用45号钢调质处理，获得良好的综合机械性能。初算轴上的最小直径按弯扭强度计算：考虑到轴上键槽适当增加轴直径，增大5%，圆整后取d=18mm。式中， C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献2P193页表10.2，考虑扭矩大于弯矩，取小值，C=100。 P轴传递的功率。 n轴的转速。轴承部件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。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

15、定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从dmin处开始设计。 联轴器及轴段1：本设计中dmin 就是轴段直径，又考虑到轴段1上安装联轴器，因此1的设计与联轴器同时进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查参考文献1表13.1，取。则由计算转矩。考虑电机输入轴直径为18mm,由课程设计查得GB5014-2003中的LX1联轴器满足条件。选用Y型轴孔A型键。联轴器长L=42mm。与LX1对应的最小轴径为18mm，轴段1的长度应比联轴器的轴孔长度略短，故取l1=40mm。b密封圈及轴段2联轴器只传递转矩。可取轴段2直径

16、d2=22mm。查表唇形密封圈的直径系列中有公称直径22mm.轴段2长度为L2=47mm。轴段3和轴段5考虑使用斜齿轮。齿轮有轴向力，轴承类型为圆锥滚子轴承。暂取30205,查得d=25mm,D=52mm,B=15mm。故取轴段3和轴段5的直径为25mm。轴段3和轴段5的长度均为15mm。轴段4 轴段4的轴肩应为（0.070.1）15=0.851.5mm。取轴段4的直径为32mm。轴段具体长度要综合考虑其他2根轴的尺寸和联轴器端面到箱体轴承透盖的距离确定。3.2中间轴的设计计算 中间轴上的功率=2.65kW, 转速n2=300.2r/min, 转矩T2=8.44。初定轴上的最小直径根据轴向定位

17、的要求确定轴的各段直径和长度。轴段1轴承初选30205则轴径d=25mm.B=15mm.故轴段1长为15mm。轴段2 齿轮端面距箱体内壁应为10mm,油润滑，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁的距离为5mm。考虑轴毂配合，所以轴段2的长度为33mm，且需加套筒起轴向固定齿轮的作用。轴段3轴段3与中间轴小齿轮配合处，为齿轮轴上的齿轮齿宽为40mm。取轴径d=30mm，轴段3的长为38mm轴段4轴段4为轴肩，用以固定中间轴大小齿轮。考虑动件不动件距离，轴肩长10mm.轴段5轴段5与中间轴大齿轮的轮毂配合。直径可取30mm,长度略小于高速级大齿轮齿宽。取轴段6的长度为38mm。轴段6轴段6与套筒配合，

18、起轴向固定中间轴大齿轮和轴承的作用。长度为17轴段7轴段7为套连轴承。取30205轴承。内径为25mm。所以轴段7内径为25mm.按高速轴大齿轮靠近箱体内壁端面到箱体内壁的距离为10mm。可得轴段7长度为15mm。3.3输出轴设计计算材料同为45号钢输出轴上的功率=2.52kW, 转速n3=82.5r/min, 转矩T3=2.92。初定轴上的最小直径式中， C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献2P193页表10.2，考虑扭矩大于弯矩，取小值，C=106。 P轴传递的功率。 n轴的转速。考虑到轴上键槽适当增加轴直径，增大%5，取dmin=36mm。轴上各个轴段的参数计算轴段1，为输出轴与联轴

19、器的连接部分。考虑对中性的要求。使用刚性联轴器。查表，可取联轴器其安装尺寸，孔径为36mm，孔径长L=72。轴段1的长度应略短于联轴器的长度。可取长l1=70mm。轴段2由于联轴器只传递转矩，轴段2的轴径可比轴段1略大。由唇形密封圈的标准。可取轴段2的轴径为40mm.轴段2的长度由轴承座的长度和轴段1靠近箱体的端面到轴承端盖的距离决定。轴承座长为mm.由表参考文献24.1计算知，取轴承端面螺栓为M12。由此得mm=18+16+10+(58)=4952mm,取为50mm，轴承靠近箱体内表面的端面到箱体内表面的距离为5mm.(高速轴大齿轮齿轮齿顶圆处速度大于2m/s，由经验，轴承取油润滑) 则轴段

20、2的长度为得轴段2长度为48mm轴段3轴段3直径与轴承内径相同。暂取轴承为角接触球轴承30209C。则，轴段3的直径为45mm。轴段3长19mm。轴段4轴段4的轴径有轴肩高度决定。取h=(0.070.1)d=(0.070.1)45=3.154.5mm，取h=3.5mm，由轴段4由轴向固定高速级大齿轮的作用故取轴段4的直径d4=d3+2 3.5=7+45=52mm。轴段4长度由另外两根轴决定。轴段5轴段5为轴肩。取轴肩轴径d5=55mm，轴肩长度为 10mm。轴段6轴段6固连低速级大齿轮。其内径可取48mm.长度应略小于齿轮齿宽。低速级大齿轮的齿宽为72mm,取轴段6的周长为l6=70mm。轴段

21、7轴段7上套轴承30209C。故轴段7的轴径为45mm.轴承宽B=19mm。考虑大齿轮靠经箱体内壁的端面到箱体内壁的距离为10mm,轴承靠近箱体内壁的端面到内壁的距离有5mm(油润滑，原理陈诉同上)。所以轴段7的长度为l7=36mm，需加套筒。至此，已经初步确定轴的各段直径和长度。在上述计算中，若后续计算发现需使用齿轮轴，又小齿轮使用40Cr作为生产材料。其调质处理后的强度大于45号钢调质处理。知相同的轴径设计一定满足要求。3.4输入轴强度的校核计算输入轴的受力分析画出输入轴轴的受力简图 计算支反力（取向上为垂直正方向，向前为水平正方向）在水平面上在垂直平面上轴承1的总支承反力轴承2的总支承反

22、力画弯矩图（如上图）竖直面上，II-II截面处弯矩最大，；水平面上，I-I截面处弯矩最大，；I-I截面处的弯矩为1.9合成弯矩，I-I截面：画转矩图（如上图）校核轴的强度由弯矩图可知，I-I截面左侧，轴的弯矩最大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，为危险截面。抗弯剖面模量；抗扭剖面模量弯曲应力：,扭剪应力： =0.640Cr钢调质处理，在规定范围内。键的选用：按轴径d=18mm轴长40选取键b6h732，键连接强度的校核： ，而，在规定范围内。轴承基本额定寿命校核：选用30205 ，查得Cr=32.2kN受力图如上 X=0.4,Y=1.6；当量动载荷；轴承的径向载荷和轴向载荷；校核轴承1即可。式

23、中：轴承的基本额定寿命，；轴承的预期寿命，八年三班，每年按300天；轴承的基本额定动载荷，由参考文献2表12.3，查轴承30206，；寿命指数，对于滚子轴承，；温度系数，工作温度，；载荷系数，中等冲击，取；，校核通过。3.5中间轴轴强度的校核计算中间轴的受力分析画出输出轴的受力简图 计算支反力（取向上为垂直正方向，向前为水平正方向）在水平面上在垂直平面上轴承3的总支承反力轴承4的总支承反力画弯矩图（如上图）竖直面上，I-I截面处弯矩最大，；水平面上，I-I截面处弯矩最大，；I-I截面处的弯矩为8.44合成弯矩，I-I截面：画转矩图（如上图）校核轴的强度由弯矩图可知，I-I截面左侧，轴的弯矩最大

24、，有转矩，还有键槽引起的应力集中，为危险截面。抗弯剖面模量；抗扭剖面模量弯曲应力：,扭剪应力：40Cr钢调质处理，轴的安全系数校核计算弯曲应力：,扭剪应力：由参考文献1式9.4、9.5、9.6，式中：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疲劳极限和扭转疲劳极限，由参考文献1表9.3，40Cr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表9.11，因为无键槽，集中系数分别为1.95,1.80；零件的绝对尺寸系数；表面质量系数；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，；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

25、；许用疲劳强度安全系数，；校核通过。键的选用：按轴径d30mm轴长28选取键b8h732，键的校核： ，而，在规定范围内。轴承基本额定寿命校核：选用30205 ，查得Cr=32.2kN轴承受力图如上 X=0.4,Y=1.6；当量动载荷；轴承的径向载荷和轴向载荷；校核轴承4即可。式中：轴承的基本额定寿命，；轴承的预期寿命，八年三班，每年按300天；轴承的基本额定动载荷，由参考文献2表12.3，查轴承30206，；寿命指数，对于滚子轴承，；温度系数，工作温度，；载荷系数，中等冲击，取；，校核通过。3.6输出轴轴强度的校核计算输出轴的受力分析画出输出轴的受力简图 计算支反力（取向上为垂直正方向，向前

26、为水平正方向）在水平面上在垂直平面上轴承5的总支承反力轴承6的总支承反力画弯矩图（如上图）竖直面上，I-I截面处弯矩最大，；水平面上，I-I截面处弯矩最大，；I-I截面处的弯矩为2.92合成弯矩，I-I截面：画转矩图（如上图）校核轴的强度由弯矩图可知，I-I截面左侧，轴的弯矩最大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，为危险截面。抗弯剖面模量；抗扭剖面模量弯曲应力：,扭剪应力：40Cr钢调质处理，由参考文献1式9.4、9.5、9.6，式中：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疲劳极限和扭转疲劳极限，由参考文献1表9.3，40Cr钢调质处理，；弯曲时和扭转时轴的有效应力

27、集中系数，由参考文献1表9.11，因为无键槽，集中系数分别为1.95,1.80；零件的绝对尺寸系数；表面质量系数；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，；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，；校核通过。键的选用：按轴径d=48mm轴长70选取键b14h956，按轴径d=36mm轴长70选取键b10h856键的校核： ，而，在规定范围内。 ，而，在规定范围内。轴承基本额定寿命校核：选用30209 ，查得Cr=67.9kN，e=0.4，X=0.4，Y=1.5轴承受力图如上只需校核轴承5又所以；当量动载荷；轴承的径向载荷和轴向载

28、荷；校核轴承4即可。式中：轴承的基本额定寿命，；轴承的预期寿命，八年三班，每年按300天；轴承的基本额定动载荷，由参考文献2表12.3，查轴承30209，；寿命指数，对于滚子轴承，；温度系数，工作温度，；载荷系数，中等冲击，取；，校核通过。四.联轴器的选择由上述轴的设计中的陈述。总结：6.1输入轴联轴器因为减速器应用场合高速，选用弹性柱销联轴器，根据使用的电机型号Y100L2-4，由参考文献2表13.1选取LX1型号，公称转矩250 Nm满足使用要求。输入端选取直径为18 mm的联轴器。6.2输出轴联轴器输出联轴器根据输出轴尺寸，选取金属滑块联轴器。联轴器内径选取36mm，长度L=72mm。五

29、. 润滑密封设计由上述齿轮设计的陈述，对于本展开式二级圆柱斜齿轮减速器，其高速级大齿轮的齿顶圆上的店的线速度略大于2m/s，由经验选取油润滑。在箱体上铸出油沟。由课程设计指导书第48页经验公式选取油沟尺寸为距箱体内壁a=5mm,油沟宽b=6mm,深c=5mm。由于是油润滑，密封采用唇形密封圈.润滑油采用LAN-32，装油量在油标尺的最大和最小高度之间。六.减速器附件及其说明由于是大规模生产，减速器的箱体采用铸造箱体。附件设计 A 窥视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与铸造的凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用钢板焊接制成，用M6螺栓紧固。由要求选取A=110,B=90，A1=140，B1=120，C=125，C1=80，C2=10