哈工大机械设计课程设计同轴式二级齿轮减速器-最新.docx

目录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与其润滑与密封方式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 轴系部件校核计算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Y系列三相笼型异步电动机,全封闭自扇冷式结构,电压380V.1.1.2 选择电动机的容量工作机的有效功率为从电动机到工作机输送带间的总效率为式中,、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、,则所以电动机所需工作效率为1.1.3 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,而工作机卷筒轴的转速为所以电动机转速的可选范围为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与相关数据,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/kW满载转速<r/min>起动转速额定转速最大转矩额定转矩Y132S-639602.02.0电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如下表： mm型号HABCDEGKbb1b2hAABBHAL1Y112M-6132216140893880108331228021013531560200184751.2 计算传动装置的总传动比并分配传动比1. 总传动比为2. 分配传动比由于是同轴式减速器,两轴上的齿轮应该对应相同,故1.3 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II 轴III轴1.3.2 各轴的输入功率I 轴II 轴III轴卷筒轴1.3.3 各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩为所以：I 轴 II轴 III轴卷筒轴计算结果汇总于下表：轴名功率P/kW转矩T/<N·mm>转速n/<r/min>传动比i效率电机轴2.63696010.99I 轴2.6109603.450.96II 轴2.506277.93.450.96III轴2.40780.510.98卷筒轴2.35980.52. 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：式中： u 齿数比或称传动比,为大齿轮与小齿轮齿数之比；材料弹性系数,根据配对的大、小齿轮的材料按参考资料2表6.5查取,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.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.螺旋角系数,是考虑斜齿轮<>同其当量齿轮<>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式计算或按图 6.26 查取.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.小齿轮分度圆直径,mm.齿宽,mm.小齿轮传递的转矩,N·mm.许用接触应力,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,2） 设计时,因v值未知,不能确定,故可初选载荷系数,初取3） 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,因此取0.61.2,取.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,.5） 初选螺旋角,根据参考资料2图6.15 ,节点区域系数系数为.6） 齿数比.7） 初选,则取76.则端面重合度为轴面重合度为由参考资料1图6.16查得,重合度系数.8） 根据参考资料1图 6.26查得,螺旋角系数.9） 许用接触应力由式算得.由参考资料2图6.29e和图6.29a得接触疲劳极限应力：小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为查参考资料1图 6.30得寿命系数,.由参考资料2表6.7 安全系数参考值,取安全系数,得故取初算小齿轮1的分度圆直径,得2.1.3 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.因由参考资料1图6.7查得动载系数.由参考资料1图6.12查得齿向载荷分布系数.由参考资料2表6.4查得齿间载荷分配系数.故载荷系数2） 对进行修正.因K与有较大差异,故需对按值计算出的进行修正,即3） 确定模数.按参考资料2表6.1,取.4） 计算传动尺寸.中心距圆整为a = 125mm,则螺旋角值改变后,变化量很小,因此不再修正和a.故由,取.又,取.2.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度式中各参数:1） K、值在前已经查得.2） 齿宽.3） 齿形系数和应力修正系数.当量齿数由参考资料1图6.20 查得,.由参考资料1图6.21查得,.4） 由参考资料1图6.22查得重合度系数.5） 由参考资料1图6.28查得螺旋角系数.6） 许用弯曲应力可用算得.由参考资料1图6.29f、图6.29b 查得弯曲疲劳极限应力由参考资料1图6.32查得寿命系数.由参考资料1表6.7查得安全系数,故满足齿根弯曲疲劳强度.2.1.5 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>mt2.554法面压力角度>/205端面压力角度>20.386齿顶高系数/17顶隙系数c*/0.258标准中心距<mm>a1259螺旋角/11.4810齿顶高<mm>齿轮1ha12.5齿轮2ha22.511齿根高<mm>齿轮1hf13.125齿轮2hf23.12512分度圆直径<mm>齿轮1d156.12齿轮2d2193.8813齿顶圆直径<mm>齿轮1da161.12齿轮2da2200.1314齿根圆直径<mm>齿轮1df151.12齿轮2df2187.6315重合度mm3.29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,适应震动和冲击以与定心不完全准确,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与其润滑与密封方式（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端盖.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：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8 mm机盖壁厚8 mm机座凸缘厚度12 mm机盖凸缘厚度12 mm机座底凸缘厚度p20 mm地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目n时,n=44轴承旁连接螺栓直径0.75dfM16机盖与机座连接螺栓直径<0.50.6>dfM12连接螺栓的间距150200mm150窥视孔盖螺栓直径<0.30.4>dfM8定位销直径<0.70.8>df12mm、至外壁最小距离/26、22、18mm、至凸缘最小距离/20、16mm内机壁至轴承座端面距离58mm大齿轮顶圆与内机壁距离>1.210mm齿轮端面与内机壁距离10mm机盖、机座肋厚、轴承端盖外径80mm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,且对质量与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：其中轴传递的功率,轴的转速,r/minC由许用扭转剪应力确定的系数.查参考资料2表9.4得C=106118,取C=118.考虑键槽影响,取.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联轴器与轴段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,轴段1的长度应该比联轴器主动端轴孔长度略短,故取.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.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与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47轴段7同轴段38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,还与机体与轴承盖等零件有关.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8×45 GB/T1096-2003,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.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,14×55 GB/T1096-2003,h = 9 mm.4.3 轴III的设计计算4.3.1 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.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联轴器与轴段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,取其长度为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.由于使用唇形密封圈,查得应选取内径为42mm的密封圈,故轴段直径为42mm.3轴承与轴段5、轴段1轴段1和轴段5安装轴承,尺寸由轴承确定.故取.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5mm6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4.4 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计算,均满足设计要求,此处只给出低速轴校核计算过程.4.4.1 轴的受力分析弯矩图如下：转矩：周向力轴向力径向力 轴承支反力： 轴承的内部轴向力4.4.2 求弯矩、转矩I-I截面处弯矩最大,；作用在轴上的转矩：4.4.3 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,有式中：根据转矩性质而定的折合系数,对于不变的转矩,取；对称循环的许用弯曲应力,由参考文献2表9.7,.校核通过4.4.4 键连接强度的校核由参考文献2式6.1式中：工作面的挤压应力,；传递的转矩,；轴的直径,；键的工作长度,A型,为键的公称长度和键宽；键与毂槽的接触高度,；许用挤压应力,由参考文献2表4.1,静连接,材料为钢,有轻微冲击,取100Mpa.键的型号在上叙轴的结构设计中已经设计.; 校核通过. 键连接强度校核通过.4.4.5 轴承寿命的校核（1） 计算轴承的轴向力见,故只需校核轴承2即可（2) 计算当量动载荷 故(3) 校核轴承寿命由参考文献1式11.1c式中：轴承的基本额定寿命,h；轴承的预期寿命,5年1班,每年按250天计,；寿命指数,对于球轴承,；温度系数,由参考文献1表10.10,工作温度<105摄氏度,；载荷系数,由参考文献1表10.11,轻微冲击,取1.1； ,寿命很充裕 校核通过.5. 轴系部件结构设计5.1 传动零件的结构设计5.1.1 大齿轮的结构设计齿顶圆直,为了减少质量和节约材料,采用锻造腹板式齿轮结构.考虑本设计生产批量较大,采用模锻毛坯结构,如下图所示.图中,；;；,取7mm.,取11mm；查得径向跳动公差,单个齿距极限偏差为,齿距累计总偏差,齿廓总偏差；查得螺旋线总偏差；算得跨测齿数,取,公法线长度最小法向侧隙则大齿轮的齿厚上极限偏差,由参考文献表得切齿径向进刀公差,故齿厚公差为,故大齿轮的齿厚下极限偏差,则公法线长度的上、下偏差分别为,.5.1.2 小齿轮的结构设计小齿轮均设计为齿轮轴,具体尺寸见轴的设计,由盘状铣刀铣出.5.2 轴承端盖的结构设计轴承端盖采用嵌入式端盖,同时应该有两种类型,设计中参考相应资料得到mm,伸出端长度为10mm.5.3 挡油板的结构设计挡油板由车制而成,结构简单,故不赘述.6、参考文献1宋宝玉,机械设计课程设计指导书高等教育2宋宝玉,王黎钦.机械设计高等教育3宋宝玉简明机械设计课程设计图册高等教育15 / 15