哈工大機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計(二級圓柱齒輪減速器)

目錄TOC\o"1-2"\h\z\u一.傳動裝置的總體設(shè)計11.1分析或確定傳動方案11.2選擇電動機(jī)21.3計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比31.4計算傳動裝置各軸的運(yùn)動和動力參數(shù)4二.傳動零件的設(shè)計計算52.1選擇材料、熱處理方式及精度等級52.2高速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸52.3低速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸9三.軸的設(shè)計計算123.1高速軸設(shè)計計算123.2中間軸的設(shè)計計算133.3輸出軸的設(shè)計計算14四.軸I的校核154.1軸I的受力分析154.2軸I的強(qiáng)度校核164.3軸I上鍵連接強(qiáng)度校核174.4軸I上軸承壽命校核17五.軸II的校核185.1軸II的受力分析185.2軸II的強(qiáng)度校核205.3軸II上鍵連接強(qiáng)度校核215.4軸II上軸承壽命校核21六.軸III的校核226.1軸III的受力分析226.2軸III的強(qiáng)度校核246.3軸III上鍵連接強(qiáng)度校核256.4軸III上軸承壽命校核25七.聯(lián)軸器的選擇267.1輸入軸聯(lián)軸器267.2輸出軸聯(lián)軸器26八.潤滑密封設(shè)計27九.減速器附件及其說明27一.傳動裝置的總體設(shè)計1.1分析或確定傳動方案1.組成：傳動裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)傳送帶組成。2.特點(diǎn)：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動功率大其傳動方案如下根據(jù)要求，選用二級斜齒圓柱齒輪減速器，將動力傳送到傳送帶上，實(shí)現(xiàn)傳送帶預(yù)先設(shè)計的參數(shù)及其相應(yīng)的功能。設(shè)計的原始數(shù)據(jù)要求：傳送帶的初拉力：F=1900N傳送帶卷筒直徑：d=280mm傳送帶帶速：v=0.9m/s關(guān)于減速器的生產(chǎn)和工作的要求：機(jī)器產(chǎn)量為大批量；機(jī)器工作環(huán)境為有塵；機(jī)器載荷特性為平穩(wěn)載荷；機(jī)器最短工作年限為六年二班。1.2選擇電動機(jī) 選擇電動機(jī)的結(jié)構(gòu)形式電動機(jī)分交流電動機(jī)和直流電動機(jī)兩種。由于生產(chǎn)單位一般多采用三相交流電源，因此，無特殊要求時應(yīng)選用三相交流電動機(jī)，其中以三相交流異步電動機(jī)應(yīng)用廣泛。所以選擇使用三相交流異步電動機(jī)。 選擇電動機(jī)的容量〔功率〕首先計算工作機(jī)有效功率：式中，F(xiàn)——傳送帶的初拉力； v——傳送帶的帶速。從原動機(jī)到工作機(jī)的總效率：＝×××0.96＝0.8504式中，QUOTE——聯(lián)軸器傳動效率，由參考文獻(xiàn)1表9.1，；QUOTE——軸承傳動效率，QUOTEQUOTE——齒輪嚙合效率，QUOTE；QUOTE——卷筒傳動效率，QUOTE。那么所需電動機(jī)功率：確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速工作機(jī)〔套筒〕的轉(zhuǎn)速：式中，d——傳送帶卷筒軸直徑。由參考文獻(xiàn)1表9.2，兩級齒輪傳動QUOTE，所以電動機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為：=(8~40)×61.4=〔491.2~2456〕符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750r/min、1000r/min、1500r/min三種。綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機(jī)。根據(jù)電動機(jī)的類型、容量和轉(zhuǎn)速，由參考文獻(xiàn)[1]P172頁表15.1，選定電動機(jī)型號為Y132S-6，其主要性能如下表所示。電動機(jī)型號額定功率/kW同步轉(zhuǎn)速/〔r·min〕滿載轉(zhuǎn)速(r·min)Y112M-62.210009402.02.01.3計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比總傳動比QUOTE由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為＝/n＝940/61.4＝15.31分配傳動比＝×——式中分別為一級、二級齒輪傳動比?？紤]潤滑條件，為使倆大齒輪直徑相近。高速級傳動比為＝4.63，那么＝＝3.306。1.4計算傳動裝置各軸的運(yùn)動和動力參數(shù)各軸的轉(zhuǎn)速：＝＝940r/min＝＝940/4.63＝203.02r/min＝/

＝203.02/3.306=61.4r/min==61.4r/min各軸的輸入功率：＝×＝2.01×0.99＝1.99kW＝×η2×＝1.99×0.99×0.97＝1.91kW＝×η2×＝1.91×0.99×0.97＝1.835kW＝×η2×η1=1.835×0.99×0.97＝1.798kW各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550=9550×2.01/940=2.042×N·mm：＝×=2.042××0.99=2.022×N·mm＝×××=2.022××4.63×0.99×0.97=8.99×N·mm＝×××=8.99××3.306×0.99×0.97=2.85×N·mm=××=2.85××0.99×0.99=2.793×N·mm。整理以上數(shù)據(jù)，制成表格以備用戶隨時方便查閱。減速器運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)一覽表軸名功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳動比效率電機(jī)軸2.0194010.99Ⅰ軸1.999404.630.96Ⅱ軸1.91203.023.3060.96Ⅲ軸1.83561.41.000.98卷筒軸1.79861.4二.傳動零件的設(shè)計計算2.1選擇材料、熱處理方式及精度等級考慮到卷筒機(jī)為一般機(jī)械，且該齒輪傳動為閉式傳動。齒輪材料及熱處理方式和精度等級①材料：大，小齒輪均采用45號鋼，軟齒面，由參考文獻(xiàn)1表8.2查得，小齒輪調(diào)制處理，齒面硬度為217-255HBW,平均硬度為236HBW；大齒輪正火處理，齒面硬度為162-217HBW，平均硬度為190HBW。大，小齒輪齒面平均硬度差為46HBW，在30-50HBW范圍內(nèi)。按GB/T10095－1998，均選擇8級精度根據(jù)所選齒數(shù)重新修訂減速器運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)。選減速器運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)更新后一覽表軸名功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳動比效率電機(jī)軸2.0194010.99Ⅰ軸1.999404.620.96Ⅱ軸1.91203.53.3040.96Ⅲ軸1.83561.51.000.98卷筒軸1.79861.52.2高速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸因?yàn)槭擒淉X面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計齒輪傳動：式中各參數(shù)為：小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，設(shè)計時，因v值未知，K不能確定，初取=1.4。由參考文獻(xiàn)1表8.6取齒寬系數(shù)=1.1初選螺旋角=12°。QUOTE由參考文獻(xiàn)1表8.5查得彈性系數(shù)QUOTE。由圖8.14選取區(qū)域系數(shù)Z=2.46齒數(shù)由參考文獻(xiàn)1式8.1，端面重合度：由參考文獻(xiàn)1式8.2，軸面重合度：由參考文獻(xiàn)1圖8.15查得：QUOTE=0.775。由圖8.24查得螺旋角系數(shù)=0.99由參考文獻(xiàn)1式8.26，許用接觸應(yīng)力QUOTE,由參考文獻(xiàn)1圖8.28〔e〕得接觸疲勞極限應(yīng)力QUOTE=570MPa=390MPa小齒輪1與大齒輪2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為N=60na=60×940×〔2×8×250×6〕=1.354×10hN=h由參考文獻(xiàn)1圖8.29查得壽命系數(shù)：=1.0,=1.13。由參考文獻(xiàn)8.7，取平安系數(shù)QUOTE[]=[]=故取QUOTE初算小齒輪1的分度圓直徑QUOTE，得QUOTE=確定傳動尺寸：計算載荷系數(shù)KK＝=1.0×1.12×1.11×1.2=1.465。式中，QUOTE——使用系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1表8.3，原動機(jī)和工作機(jī)工作特性均是均勻平穩(wěn)，故取QUOTEQUOTE——動載系數(shù)。分度圓上的速度為故由參考文獻(xiàn)1圖8.7查得QUOTEK=1.12。QUOTE——齒向載荷分布系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1圖8.11，因?yàn)樾↓X輪是非對稱布置的，故查得齒向載荷分布系數(shù)K=1.11。QUOTE——齒間載荷分配系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1表8.4，未經(jīng)外表硬化的8級精度斜齒輪取QUOTEK=1.2。對QUOTE進(jìn)行修正。d=d=34.58×=35.1確定模數(shù)QUOTEQUOTE=取=1.75mm計算傳動尺寸中心距：QUOTEa===105.5圓整為105mm。螺旋角=其它傳動尺寸：QUOTEQUOTE取42mm。=+〔5~10〕mm，取=50mm。4.齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核K、T、、同上K=1.465、T=2.022Nmm、、計算當(dāng)量齒數(shù)由參考文獻(xiàn)[1],圖8.19查得=2.75，=2.2由參考文獻(xiàn)[1]由圖8.20查得=1.56，=1.79由參考文獻(xiàn)[1]由圖8.21查得重合度系數(shù)=0.71由參考文獻(xiàn)[1]由圖8.26查得螺旋角系數(shù)=0.89由參考文獻(xiàn)[1]由圖8.28查得彎曲疲勞極限應(yīng)力，小齒輪大齒輪由參考文獻(xiàn)[1]圖8.30查得得彎曲疲勞壽命系數(shù):.Y=1.0Y=1.0由參考文獻(xiàn)[1]表8.7查得彎曲疲勞平安系數(shù)S=1.25(1%失效概率)[]=MPa[]=結(jié)論：滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。高速級齒輪參數(shù)列表法向模數(shù)分度圓直徑(mm)齒寬齒數(shù)螺旋角中心距a(mm)小齒輪1.7537.37502110.475105大齒輪172.6242972.3低速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸因?yàn)槭擒淉X面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計齒輪傳動：按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計：式中各參數(shù)為：小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，QUOTE=設(shè)計時，因v值未知，K不能確定，初取=1.3。由參考文獻(xiàn)1表8.6取齒寬系數(shù)=1QUOTE由參考文獻(xiàn)1表8.5查得彈性系數(shù)QUOTE。由參考文獻(xiàn)1圖8.14選取區(qū)域系數(shù)Z=2.5齒數(shù)由參考文獻(xiàn)1式8.1，端面重合度：由參考文獻(xiàn)1圖8.15查得：由參考文獻(xiàn)1式8.26，許用接觸應(yīng)力QUOTE,由參考文獻(xiàn)1圖8.28得接觸疲勞極限應(yīng)力QUOTE=570MPa=390MPa小齒輪1與大齒輪2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為h由參考文獻(xiàn)1圖8.29查得壽命系數(shù)：,〔允許局部點(diǎn)蝕〕。由參考文獻(xiàn)1表8.7，取平安系數(shù)QUOTE[]==1.13×570=644.1[]==1.18×390=471.9故取QUOTE初算小齒輪3的分度圓直徑QUOTE，得QUOTE=確定傳動尺寸：計算載荷系數(shù)KK＝=1.0×1.05×1.09×1.1=1.26。式中，QUOTE——使用系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1表8.3，原動機(jī)和工作機(jī)工作特性均是均勻平穩(wěn)，故取QUOTEQUOTE——動載系數(shù)。分度圓上的速度為故由參考文獻(xiàn)1圖8.7查得QUOTEK=1.05。QUOTE——齒向載荷分布系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1圖8.11，查得齒向載荷分布系數(shù)K=1.09。QUOTE——齒間載荷分配系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1表8.4，取QUOTEK=1.1。對QUOTE進(jìn)行修正。==60.37×=確定模數(shù)QUOTEQUOTE=取=2.75mm計算傳動尺寸中心距：QUOTEa===136.125取整為136mm。其它傳動尺寸：QUOTEQUOTE取66mm。=+〔5~10〕mm，取=72mm。低速級齒輪參數(shù)列表法向模數(shù)分度圓直徑(mm)齒寬齒數(shù)中心距a(mm)小齒輪2.7563.257223136大齒輪2096676三.軸的設(shè)計計算3.1高速軸的設(shè)計計算參數(shù)：＝1.99kW＝N=940r/min2.作用在齒輪上的力：選擇軸的材料選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，獲得良好的綜合機(jī)械性能。初算軸上的最小直徑按彎扭強(qiáng)度計算：考慮到軸上鍵槽適當(dāng)增加軸直徑，。式中，C——由許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)。由參考文獻(xiàn)2表10.2，考慮扭矩大于彎矩，取小值，C=106。 P——軸傳遞的功率。QUOTE n——軸的轉(zhuǎn)速。QUOTE軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計為方便軸承部件的裝拆，減速器的機(jī)體用剖分結(jié)構(gòu)。因傳遞功率小，齒輪減速器效率高，發(fā)熱小，估計軸不會很長，故軸承部件的固定方式采用兩端固定。由此所設(shè)計的軸承部件的結(jié)構(gòu)形式如下圖，然后，可按軸上零件的安裝順序，從dmin處開始設(shè)計。根據(jù)電動機(jī)d=28mm，聯(lián)軸器選取LH2。故取，根據(jù)參考文獻(xiàn)1，依次選取：尺寸如下列圖3.2中間軸的設(shè)計計算中間軸上的功率=1.91kW,轉(zhuǎn)速n2=203.2r/min,轉(zhuǎn)矩T2=。初定軸上的最小直徑由參考文獻(xiàn)1，根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。取，，3.3輸出軸設(shè)計計算材料同為45號鋼輸出軸上的功率=1.835kW,轉(zhuǎn)速n3=61.4r/min,轉(zhuǎn)矩T3=2.85。初定軸上的最小直徑式中，C——由許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)。由參考文獻(xiàn)[2]P193頁表10.2，考慮扭矩大于彎矩，取小值，C=106。 P——軸傳遞的功率。QUOTE n——軸的轉(zhuǎn)速。QUOTE考慮到軸上鍵槽適當(dāng)增加軸直徑，。軸上各個軸段的參數(shù)計算軸段1，為輸出軸與聯(lián)軸器的連接局部。查參考文獻(xiàn)2表13.1，取聯(lián)軸器LH3，取由參考文獻(xiàn)1得尺寸如下列圖：四.軸I的校核4.1軸I的受力分析〔1〕計算支承反力由轉(zhuǎn)矩T=N·mm，按齒輪受力關(guān)系計算可得圓周力徑向力軸向力那么，在水平面上在垂直平面上解得軸承I的總支承反力軸承II的總支承反力〔2〕畫彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖在水平面上在垂直面上合成彎矩轉(zhuǎn)矩T=20220N·mm4.2軸I的強(qiáng)度校核a-a左側(cè)剖面彎矩大，且有轉(zhuǎn)矩，定義為危險截面。由參考文獻(xiàn)1附表10.1，抗彎剖面模量抗扭剖面模量彎曲應(yīng)力σσ扭剪應(yīng)力對于單向轉(zhuǎn)動的軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，那么當(dāng)量應(yīng)力為：軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，查表得，。顯然，，故軸的a-a左側(cè)剖面強(qiáng)度滿足要求。4.3軸I上鍵連接強(qiáng)度校核聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力取鍵、軸及聯(lián)軸器的材料都為鋼，查參考文獻(xiàn)1表6.1得[σ]p4.4軸I上軸承壽命校核由參考文獻(xiàn)2表12.1查7207C軸承得QUOTECr=25500N，C0r=15200N計算軸承的軸向力軸承1.2內(nèi)部軸向力分別為：與軸向力A的方向相同且故故只需校核軸承1即可計算當(dāng)量動載荷，查表得e=0.39得當(dāng)量動載荷校核軸承的壽命。軸承在100°C以下工作，查參考文獻(xiàn)1表11.9得。載荷變動小，為減速器用軸承，查參考文獻(xiàn)1表11.10，得。故軸承的壽命最短使用6年，為2班工作制，那么預(yù)期壽命顯然》QUOTELh>2Lh'，故軸承壽命很充裕。五.軸II的校核5.1軸II的受力分析〔1〕計算支承反力按齒輪受力關(guān)系計算可得圓周力，徑向力，軸向力那么，在水平面上解得在垂直平面上解得軸承I的總支承反力軸承II的總支承反力〔2〕畫彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖在水平面上在垂直面上合成彎矩轉(zhuǎn)矩5.2軸II的強(qiáng)度校核1-1右側(cè)剖面彎矩大，且有轉(zhuǎn)矩，又存在鍵槽的應(yīng)力集中，定義為危險截面。由參考文獻(xiàn)1附表10.1，抗彎剖面模量抗扭剖面模量彎曲應(yīng)力σσ扭剪應(yīng)力對于單向轉(zhuǎn)動的軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，那么當(dāng)量應(yīng)力為：軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，查表得，。顯然，，故軸的a-a左側(cè)剖面強(qiáng)度滿足要求。5.3軸II上鍵連接強(qiáng)度校核齒輪2處鍵連接的擠壓應(yīng)力取鍵、軸及聯(lián)軸器的材料都為鋼，查參考文獻(xiàn)1表6.1得[σ]p齒輪3處鍵連接的擠壓應(yīng)力取鍵、軸及聯(lián)軸器的材料都為鋼，查參考文獻(xiàn)3表6.1得[σ]p=120~150MPaQUOTE[σ]5.4軸II上軸承壽命校核由參考文獻(xiàn)2表12.1查7206C軸承得QUOTECr=25500N，C0r=15200N計算軸承的軸向力軸承1.2內(nèi)部軸向力分別為：與軸向力A的方向相同且故故只需校核軸承2即可計算當(dāng)量動載荷，查表得e=0.45得當(dāng)量動載荷校核軸承的壽命。軸承在100°C以下工作，查參考文獻(xiàn)1表11.9得。載荷變動小，為減速器用軸承，查參考文獻(xiàn)1表11.10，得。故軸承的壽命最短使用6年，為2班工作制，那么預(yù)期壽命顯然》QUOTELh>2Lh'，故軸承壽命很充裕。六.軸III的校核6.1軸III的受力分析〔1〕計算支承反力按齒輪受力關(guān)系計算可得圓周力徑向力那么，在水平面上解得在垂直平面上解得軸承I的總支承反力軸承II的總支承反力〔2〕畫彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖在水平面上在垂直面上合成彎矩轉(zhuǎn)矩6.2軸III的強(qiáng)度校核a-a右側(cè)剖面彎矩大，且有轉(zhuǎn)矩，又存在鍵槽的應(yīng)力集中，定義為危險截面。由參考文獻(xiàn)1附表10.1，抗彎剖面模量抗扭剖面模量彎曲應(yīng)力σσ扭剪應(yīng)力對于單向轉(zhuǎn)動的軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，那么當(dāng)量應(yīng)力為：軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，查表得，。顯然，，故軸的a-a左側(cè)剖面強(qiáng)度滿足要求。6.3軸III上鍵連接強(qiáng)度校核齒輪4處鍵連接的擠壓應(yīng)力取鍵、軸及聯(lián)軸器的材料都為鋼，查參考文獻(xiàn)1表6.1得[σ]p聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力取鍵、軸及聯(lián)軸器的材料都為鋼，查參考文獻(xiàn)3表6.1得[σ]p=120~150MPaQUOTE[σ]6.4軸III上軸承壽命校核由參考文獻(xiàn)2表12.1查7209C軸承得QUOTECr=25500N，C0r=15200N計算軸承的軸向力軸承1.2內(nèi)部軸向力分別為：故故校核任意軸承即可計算當(dāng)量動載荷，查表得e=0.39得當(dāng)量動載荷校核軸承的壽命。軸承在100°C以下工作，查參考文獻(xiàn)1表11.9得。載荷變動小，為減速器用軸承，查參考文獻(xiàn)1表11.10，得。故軸承的壽命最短使用6年，為2班工作制，那么預(yù)期壽命顯然》QUOTELh>2Lh'，故軸承壽命很充裕。七.聯(lián)軸器的選擇總結(jié)：7.1輸入軸聯(lián)軸器因?yàn)闇p速器應(yīng)用場合高速，選用彈性柱銷聯(lián)軸器，根據(jù)使用的電機(jī)型號Y112M-6，由參考文獻(xiàn)[1]P152頁表13.1選取LH2型號，公稱轉(zhuǎn)矩315N·m滿足使用要求。輸入端選取直徑為25-28mm的聯(lián)軸器,軸孔長度為62。7.2輸出軸聯(lián)軸器輸出聯(lián)軸器根據(jù)輸出軸尺寸，選取LH3彈性住銷聯(lián)軸器。選取直徑為35mm的聯(lián)軸器,軸孔長度為82。八.潤滑密封設(shè)計根據(jù)齒輪轉(zhuǎn)速，選用脂潤滑，軸承處添加擋油板，箱體內(nèi)選用SH0357-92中50號潤滑油油深，h=10mm.九.減速器附件及其說明由于是大規(guī)模生產(chǎn)，減速器的箱體采用鑄造箱體。附件設(shè)計A窺視孔蓋和窺視孔在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔與鑄造的凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的外表并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鋼板焊接制成，用M6螺栓緊固。B油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器中部，以便放油，放油孔用螺塞堵住，并加封油圈加以密封。由要求選取A=110,B=90，A1=140，B1=120，C=125，C1=80，