哈工大机械设计课程设计说明书二级展开式齿轮减速器超超完美版所有公式均用公式编辑器键入修改方便.docx

资源描述

哈工大机械设计课程设计说明书二级展开式齿轮减速器超超完美版所有公式均用公式编辑器键入修改方便.docx

《哈工大机械设计课程设计说明书二级展开式齿轮减速器超超完美版所有公式均用公式编辑器键入修改方便.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《哈工大机械设计课程设计说明书二级展开式齿轮减速器超超完美版所有公式均用公式编辑器键入修改方便.docx（45页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。

哈工大机械设计课程设计说明书二级展开式齿轮减速器超超完美版所有公式均用公式编辑器键入修改方便.docx

哈工大机械设计课程设计说明书二级展开式齿轮减速器超超完美版所有公式均用公式编辑器键入修改方便

哈工大机械设计课程设计说明书二级展开式齿轮减速器—超超完美版（所有公式均用公式编辑器键入一修改方便）

一、传动方案的拟定

二、电动机的选择及传动装置的运动、动力参数计算3

2.1选择电动机的结构形式3

2.2选择电动机的功率3

2・3确定电动机的转速4

2.4计算传动装置的总传动比并分配传动比4

2.4・1总传动比4

2.4.2分配传动比5

2.5计算传动装置各轴的运动和动力参数5

2.5.1各轴的转速5

2.5.2各轴的输入功率5

2.5.3各轴的输入转矩5

3.传动零件的设计计算6

3.1选择材料、热处理方式及精度等级6

3.1.1齿轮材料及热处理6

3.1.2根据所选齿数重新修订减速器运动学和动力学参数6

3・2失效形式及设计准则确定7

3.3高速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸

3.4低速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸

四、轴的设计计算

4.1高速轴的设计计算....

4.1.1已知参数…

4・1・2选择轴的材料

4・1・3初算轴径...

4・1・4结构设计…

4.2中间轴的设计计算

4・2・1己知参数....

4・2・2选择轴的材料

4・2・3初算轴径....

4・2・4结构设计.・・,

4.3输出轴的设计计算...・

4・3・1已知参数...

4・3・2选择轴的材料

4・3・3初算轴径...

4・3・4结构设计...

五、轴系部件校核计算

5.1输入轴轴系部件的校核

5・1・1轴的受力分析...

5・1・2轴的强度校核...

5・1・3键连接的强度校核

5・1・4轴承寿命校核

5.2中间轴轴系部件的校核

5・2・1轴的受力分析...

5・2・2轴的强度校核...

5.2.3键连接的强度校核

5・2・4轴承寿命校核...

5.3输出轴轴系部件的校核....

5・3・1轴的受力分析...

5・3・2轴的强度校核...

5・3・3键连接的强度校核

5・3・4轴承寿命校核...

六、联轴器的选择

6.1输入轴联轴器

6.2输出轴联轴器

七、润滑密封设计

7.1啮合件（齿轮）的润滑设计

7.2轴承润滑设计

7.3密封方式确定

八、减速器附件及其说明

九、参考资料

一、传动方案的拟定

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=2400N

传送带卷筒直径：

d=300mm

传送带带速：

v=l.Om/s

机器产量为大批量；

机器工作环境为淸洁；

机器载荷特性为平稳载荷；

机器最短工作年限为六年二班。

二、电动机的选择及传动装置的运动、动力参数计算

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。

2.2选择电动机的功率

首先计算工作机有效功率:

式中，F—一传送带的初拉力，由设计原始数据，F=2400N；

V——传送带的带速，由设计原始数据，v=1.0m/so

从原动机到工作机的总效率：

仏=099,X0.994X0.972X0.96=0.8504

式中，％——联轴器传动效率，由参考文献［11P81页表9.1,//,=0.99；

匕——轴承传动效率，由参考文献［11P81页表9.1,t］2=0.99；

%——齿轮啮合效率，”3=0.97；

则所需电动机功率:

2.3确定电动机的转速

工作机（套筒）的转速:

60xl000v1000x60x1・

nw==63.7r/min

ttD7X300

式中，d一一传送带卷筒轴直径。

由设计原始数据，d=300mmo

由参考文献［1］表9.2,两级齿轮传动〜40,所以电动机的转速范围为:

nd=isnw=（8〜40）X63.7=（509.6〜2548.0）r/min

符合这一范围的同步转速为750r/min1000r/min、1500r/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1000r/min的电动机。

根据电动机的类型、容量和转速，由参考文献［1］表15.1,选定电动机型号为Y132S-6,其主要性能如下表所示。

电动机型号

额定功率/kw

同步转速/（r/min）

满载转速（r/min）

起动转矩额定转矩

最犬转矩额定转矩

Y132S-6

1000

960

2.0

电动机的主要安装尺寸及外形尺寸如下:

型号

FXGD

Y132S-6

132

216

140

10X8

280

210

135

315

200

475

2.4计算传动装置的总传动比并分配传动比

2.4.1总传动比

由选定的电动机满载转速X和工作机主动轴转速n

可得传动装置总传动比为：

iz=nu/n=960/63.7=15.07

2.4.2分配传动比

ir=i1Xi,

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・=J1.4X*=Jl.4xl5.07=4.59,则/,=k/片=3.28。

2.5计算传动装置各轴的运动和动力参数

2.5.1各轴的转速

[轴：

=nm=960r/min

II轴：

=iij//j=960/4.59=209.15r/min

】II轴：

nn/i2=209.15/3.28=63.76r/min

卷筒轴：

^=,7^=63-7l*/min

2.5.2各轴的输入功率

I轴：

P[=PdX7,=2.82X0.99=2.79kW

II轴：

耳=I”Xn2X%=2.79X0.99X0.97=2.68kW

】II轴：

Pin=Pn^n2X7/3=2.68X0.99X0.97=2.57kW

卷简轴：

P'n2Xnt=2.57X0.99X0.99=2.52kW

2.5.3各轴的输入转矩

电动机轴的输出转矩Td=9.55X106^-=9.55X1O6X2.82/960=2.81X104N心n

I轴：

=TdXm=2.81X104X0.99=2.78X104N•mm

II轴：

7^=7}XX;;2X73=2.78X104X4.59X0.99X0.97=1.22XIO5N

III轴:

Tm=TffXi2X%X弘=1.22X1O'X3.28X0.99X0.97=3.86X1O5N

卷筒轴.X%X=3.86X105X0.99X0.99=3.78X105N・mm。

整理以上数据，制成表格。

减速器运动学和动力学参数一览表

三•传动零件的设计计算

3.1选择材料、热处理方式及精度等级

3.1.1齿轮材料及热处理

考虑到卷筒机为一般机械，且该齿轮传动为闭式传动，小齿轮选用40Cr,调质，齿面硬度为306〜332HBW；大齿轮选用40Cr,调质，齿面硬度为283〜314HBWo

取小齿齿数Z产20,则Z2=iXZ,=4.59X20=91.8取Z产91。

取小齿轮3齿数Z产19,则Z4=Z3X（15.07-4.55）=62.89.®CZ4=63«

所有齿轮均按GB/T10095-1998,选择8级精度。

3.1.2根据所选齿数重新修订减速器运动学和动力学参数

根据实际设计的传动比对2.5.3中表格里各种有关运动参数进行更新，得到下表：

减速器运动学和动力学参数更新后一览表

3.2失效形式及设计准则确定

由于是闭式软齿面齿轮传动，其主要失效形式是齿面接触疲劳点蚀。

故按照齿面接触疲劳强度进行设计，再对齿根弯曲疲劳强度进行校核。

3.3高速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸

因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度设计齿轮传动:

式中各参数为：

小齿轮传递的转矩，T!

=Ti=2.78X104N-nnn

设计时，因V值未知，K不能确定，初取^=1.6；由参考文献［1］表&6取齿宽系

数^=0.9；初选螺旋角0=15。

；由参考文献［1］表&5査得弹性系数Z&=189.8TMM；由

参考文献［1］图8.14选取区域系数Z〃=2.43；齿数比u=4.55.

甘1.88—3.2*+£

\厶】厶2

由参考文献[11P133页式端面重合度：

「（11）]

cosp=1.88—3.2一+—cos15=1.6274

12091丿

由参考文献[1]式&1,轴面重合度：

5=0.31tan/7=0.318x0.9x20xtanl5C=1.5337

由参考文献［1］图8.15查得：

乙=0・775

由图&24査得螺旋角系数Z厂=0.98

由参考文献［1］图8.28得接触疲劳极限应力o-//limI=770MPacrz/hm2=60OMPa小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为

N产60ng厶，=60X960X（2X8X300X6）=1.659X10h

N八=

1.659x109_3i646x1q8/i

-i]4.55

由参考文献[11P147图8.29査得寿命系数：

ZN1=1.0,ZN2=1.11。

由参考文献[11P147表8・7,取安全系数s〃“.o

[^]1=ZvgT//liml=1x770=770MPa

[^]2=Z^I^2=1nX600=666MPa

故取Q〃]=[b〃】2=666MPd

J2x1.6x2.78x2%込1x严9"240.775xOS尸=32.19讪\0.94.55666

确定传动尺寸:

计算载荷系数K

K=K\KvKDKa=1.0x1.15x1.12x1.2=1.5456

式中，Ka使用系数。

由参考文献［2］表&3,原动机和工作机工作特性均是

均匀平稳，故取心二1・0。

故由参考文献［2］图&7査得仏二1.15。

心一一齿向载荷分布系数。

由参考文献［2］图8.11,因为小齿轮是非对称布置的，故査得齿向载荷分布系数心=1.12。

Ka——齿间载荷分配系数。

由参考文献［2］表8.4,未经表面硬化的8级梢度斜齿轮取KR2。

对心进行修正。

确定模数叫

d、cos6叫二—

计算传动尺寸

中心距：

&=□一①〃乞」"+9口=114.9157〃劝圆整为115nun

2cos02xcos15

螺旋角0二arcs如沪=arcc。

驾評=15.156（F=15°

9，21〃

因为其值与初选值差别不大，不需修正

其它传动尺寸:

=41・44mm

_2x20

1cosflcos15.1560

=188.56mm

叫Z?

_2x91

cos/7cos15.1560

b“=0©=0.9x41.44=37.29mm取38mm。

bj=b2+（5〜10）mm，取b]=45mm。

以下进行齿根弯曲疲劳强度校核

bmndx

1K、T、mn./同上01.5456、T=2.78xl04N*mm.mn=2^〃产41.44mm

计算当量齿数

z±ZV1=—==22.2410

cos3pcos3[5]st®

Zz91

一—==1011966

COS3pCOS31S.1S65

由参考文献［1］由图8.21查得重合度系数｝;=0.74

由参考文献［1］由图&26査得螺旋角系数与=0.88由参考文献［1］由图8.28査得弯曲疲劳极限应力，小齿轮

=310M<,大齿轮6伽2=250刈几

由参考文献[1],图8.19査得YFl=2.72,*2=2.2由参考文献[1]由图&20査得人产1.55,YS2=1.8

③

④

⑤

b/qiml

由参考文献［1］图&30查得得弯曲疲劳寿命系数:

KV1=1.0,K,V2=1.0

由参考文献［1］表8.7査得弯曲疲劳安全系数S=l.25

0】严也严二罟=248MPa

［］二心2%2=竺=200MPa

f2S1.25

=yfYsY£Y.=2".皿心.7泊1（）_x2.2X1.8X0.74x0.88=72.36MR/v［crl

'bmR038x2x41.441期

Y丫。

少iq

升=sx丄邑=72.3636x-=67.97MM<匕］「、

%f|YfYs2.72x1.55LJp2

满足齿根弯曲疲劳强度。

3.4低速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸

按齿面接触疲劳强度设计:

式中各参数为:

小齿轮传递的转矩，T5=Tn=1.21X1O52Vmm；

设计时，因V值未知，K不能确定，初取K产1.6;由参考文献［1］表8.6取齿宽系数久二0.9；初选螺旋角”二15°;由参考文献［11P136页表&5査得弹性系数ZE=189.8v^MPao

由参考文献［1］图&14选取区域系数Zh=2.43

齿数比u=ip=3.31

由参考文献［11P133页式8.1,端面重合度：

1.88-3.2J-+±jcos/7=

f11V

1.88-3.2—+—cos15=1.6042

11963JJ

由参考文献［1］］式&1,轴面重合度：

◎=O.318^Z3tan/7=O.318xO.9xl9xtanl5=1.4571

由参考文献［1］图8.15查得：

乙二0.775

由图8.24査得螺旋角系数J=0.98

由参考文献［1］图&28得接触疲劳极限应力a^^=770^llm4=600MPa

小齿轮3与大齿轮4的应力循环次数分别为

N3=60nna£^=60X210.98X（2X8X300X6）=3・646X108h

由参考文献［1］图8.29査得寿命系数：

ZN3=1.0,ZN4=1.18（允许局部点蚀）。

由参考文献［1］表&7,取安全系数SH=1.0

Q〃h==i%770=770MPa

s”

［a„］4=乙爪0〃hm4=1.18x600=708MR/

s〃

故取Q〃］=|b〃h=708MM

初算小齿轮1的分度圆直径厶,得

=51.6253〃”

\0.93.31708

确定传动尺寸:

计算载荷系数K

K=K,\KyK0Ka=l・Ox1.07x1・12xl・2=1.4381

式中,Ka使用系数。

由参考文献［2］表8.3,原动机和工作机工作特性均

是均匀平稳，故取心=1・0

Kv——动载系数。

分度圆上的速度为

=0.5703/;//5故由参考文献［1］图&7査得

兀〃丿口__3.14x51.6253x210.98

v==

60x100060x1000

心=1.07。

5——齿向载荷分布系数。

由参考文献［2］图&11,因为小齿轮是非对称布置的，故査得齿向载荷分布系数岛=1.12。

Ka一一齿间载荷分配系数。

由参考文献［2］表8.4,未经表面硬化的8级精度斜齿轮取心=1・2。

对g进行修正

（厶叫'jK/Ki=51.6253X

竺里=49.8217〃〃”

1.6

确定模数

cLcosB49.8217xcos15°

叫~—-19

=2.5328〃〃〃取叫=3mm

中心距:

⑵+—）叫=（19+63）x3

2cos02xcosl5°

=127.339加〃z取整为130。

螺旋角：

gg逬严f弓需—14.412X425$o

P值与初选值相差很小无需修正与P值相关的数值。

其它尺寸:

d4=必=

COS0

=3x63-195.15〃加

cosl4.4128°

cosl4.4128^58-85^

b4=^dd3=0.9x58.85=52.9650mn取53mm

t>3=b4+（5~10）mm,取b3=60mm<>

以下进行齿根弯曲疲劳强度校核

①K>T、叫-山同上K二1.4831、T=2.78xl04N-mmxmn=2>心二41.44mm

计算当量齿数

ZV3=Z3/cos3P=19/cos314.4128°=20.9131

ZV4=Z4/cos3P=63/cos314.4128°=69.3433由图8.19査得YF3=2.75,*产2.25

由图&20査得^=1.55,1^4=1.75

由参考文献［1］图&21査得重合度系数乙=0.73

4由参考文献［1］图&26査得螺旋角系数与二0・98

5由参考文献［1］图&28査得弯曲疲劳极限应力，小齿轮％m3=31OM化，大

齿轮^4=250^

由参考文献［1］图8.30査得得弯曲疲劳寿命系数：

g=1.0,/CV4=1.0o

由表8.7查得弯曲疲劳安全系数S=l.25

［b］=心3刃讪3=2!

2=248MP"

S1.25

Q］=迪=竺=2OOMPa

八S1.25

故

力二隸好丫刀二需鵲沪x2.75xl.52x0.73x0.9272.3636M/M%

满足齿根弯曲疲劳强度。

将以上计算结果汇总如下表:

传动零件（齿轮）参数汇总表

齿轮

齿数

法向模数

分度圆直径

（mm）

齿宽

螺旋角

中心距a（mm）

高速级小齿轮

41.44

15°

9，

21"

115

高速级大齿轮

18&5

低速级小齿轮

58.85

14°25，

5〃

130

低速级大齿轮

195.15

四、轴的设计计算

4.1高速轴的设计计算

4.1.1已知参数

Pj=pdX7=2.82X0.99=2.79kW

Tf=TdXi1}=2.81X104X0.99=2.78X104N•mm

n=960r/min

作用在高速级小齿轮上的力:

FT黔"班69赵崙旷505.936IN

Fa=Fttan/?

=1341.6988xtanI5.1560=363.43N

4.1.2选择轴的材料

因考虑到要用到齿轮轴，故选用40Cr,调质处理，获得良好的机械性能。

4.1.3初算轴径

按弯扭强度计算:

考虑到轴上键槽适当增加轴直径，〃讪=15.13x1.05=15.886〃"。

式中,C—-由许用扭转剪应力确定的系数。

由参考文献［2］表10.2,考虑扭矩大于弯矩,取小值，C=106o

P—一轴传递的功率。

n轴的转速。

4.1.4结构设计

④

对某些必须限制的尺寸取值如下：

取内机壁至轴承座端面距离-=6+5+s+（5^8）=56mm

因采用脂润滑，轴承外圈端面至机体内壁的距离要留出安放挡油板的空间，取

A3=10mm；取挡油板宽度C=llinmo

取中间轴上齿轮2端面至机体内壁的距离人4=10mm

（1）确定轴的轴向固定方式

因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式。

（2）联轴器及轴段①

前面计算的皿汕利即为轴段①的直径，又考虑轴段①上安装联轴器，因此轴段①的设计与联轴器的设计同时进行。

由前面设计可知，选用弹性柱销联轴器。

査文献［1］表13・1取Ka=1.5,计算转矩

Tel=KaTt=l.SX27800=41.7ATm.

由参考文献［2］表13.1査询可得GB/T5014-2003中的LX3型弹性柱销联轴器符合要求，其参数为：

公称转矩1250N-m,许用转速为4750r/min,轴孔直径范围是30~48mm。

满足电动机轴径要求。

取与轴相连端轴径30mm,轴孔长度60inm,J型轴孔，选用A型键。

相应的，轴段①的直径d±=30mm,轴段长度应该比联轴器略短，故取其长度为l\=58mm

（3）密封圈与轴段②

联轴器右端采用轴肩固定，取轴肩高度h=2.1-3.0mm,相应的轴段②的直径范围为34・2~36mm,査文献［2］表14・4,选用毡圈油封FZ/T92010-1991中的轴径为35mm的，则轴段②的直径禹=35mnio

（4）轴承与轴段③及轴段⑦

由前面设计知，轴承类型为角接触轴承，暂取轴承型号为7208C,由文献［2］表12.2査得内径d=40mm,外径D=80mm,宽度B=18mm,定位轴肩直径damia=36mm,

Daraax=56mnio故轴段③的直径禹=40mm。

轴段⑦的直径应与轴段③相同，即町=40mnio

（5）轴段④

由于齿轮齿根圆直径较小,dfl=38.94mm,故必须做成齿轮轴，取过渡轴段

d4=42mm,长度由草图设计决定。

（6）齿轮轴段⑤

取k=%=45mnio

（7）轴段⑥

在轴段⑦和齿轮轴段间取过渡轴段段％=42mm

（8）机体与轴段②③④⑥⑦的长度

因采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=8mm。

由于所选联轴器不影响轴承端盖螺栓的拆卸，轴肩与轴承端盖之间的间隙取K=10mmo

在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖的相互位置与尺寸之后，即可确定各轴段的长度。

取轴段③

展开阅读全文