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哈工大机械设计课程设计(二级圆柱齿轮减速器)

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2

目录

一.传动装置的总体设计 0
1.1分析或确定传动方案 1
1.2选择电动机 2
1.3计算传动装置的总传动比并分配传动比 3
1.4计算传动装置各轴的运动和动力参数 2
二.传动零件的设计计算 2
2.1 选择材料、热处理方式及精度等级 2
_Toc2522640812.2 高速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸 5
2.3 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 2
3.1高速轴设计计算 12
3.2中间轴的设计计算 13
3.3输出轴的设计计算 14_Toc252264085
四.轴I的校核 15
4.1轴I的受力分析 15
4.2轴I的强度校核 16
4.3轴I上键连接强度校核 17
4.4轴I上轴承寿命校核 17

五.轴II的校核 18
5.1轴II的受力分析 18
5.2轴II的强度校核 20
5.3轴II上键连接强度校核 21
5.4轴II上轴承寿命校核 21

六.轴III的校核 22
6.1轴III的受力分析 22
6.2轴III的强度校核 24
6.3轴III上键连接强度校核 25
6.4轴III上轴承寿命校核 25

七.联轴器的选择 26
7.1输入轴联轴器 26
7.2输出轴联轴器 26
八. 润滑密封设计 27
九.减速器附件及其说明 27
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=4000N
传送带卷筒直径：d=400mm
传送带带速：v=1.6m/s

关于减速器的生产和工作的要求：
运输机工作平稳，单向运转，单班工作，使用期限8年，大修期3年，输送带速度允差为5%，其中减速器由一般规模厂中小批量生产。
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。
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；
v——传送带的带速。

从原动机到工作机的总效率：

＝×××0.96＝0.8504

式中，——联轴器传动效率，由参考文献1表9.1，；
——轴承传动效率，
——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。

由参考文献1表9.2，两级齿轮传动，所以电动机的转速范围为：

=(8~40)×76.4=（611.2~3056）

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1000 r/min的电动机。
根据电动机的类型、容量和转速，由参考文献[1]P172页表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)

Y112M-6
2.2
1000
940
2.0
2.0
1.3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
＝/n＝940/61.4＝15.31
1.3.2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＝4.63，则＝＝3.306。

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
：   ＝＝940r/min
   ＝＝940/4.63＝203.02r/min
   ＝ / ＝203.02/3.306=61.4r/min
==61.4r/min
1.4.2各轴的输入功率
： ＝×＝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
1.4.3各轴的输入转矩
电动机轴的输出转矩=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
2.01

940
1
0.99
Ⅰ轴
1.99

940
4.63
0.96
Ⅱ轴
1.91

203.02
3.306
0.96
Ⅲ轴
1.835

61.4
1.00
0.98
卷筒轴
1.798

61.4

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。
2.1.1       齿轮材料及热处理方式和精度等级
  ① 材料：大，小齿轮均采用45号钢，软齿面，由参考文献1表8.2查得，小齿轮调制处理，齿面硬度为217-255HBW,平均硬度为236HBW；大齿轮正火处理，齿面硬度为162-217HBW，平均硬度为190HBW。大，小齿轮齿面平均硬度差为46HBW，在30-50HBW范围内。按GB/T10095－1998，均选择8级精度
2.1.2根据所选齿数重新修订减速器运动学和动力学参数。
选

减速器运动学和动力学参数更新后一览表

轴名
功率

转矩

转速

传动比
效率
电机轴
2.01

940
1
0.99
Ⅰ轴
1.99

940
4.62
0.96
Ⅱ轴
1.91

203.5
3.304
0.96
Ⅲ轴
1.835

61.5
1.00
0.98
卷筒轴
1.798

61.5
2.2 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，
设计时，因v值未知，K不能确定，初取=1.4。
由参考文献1表8.6取齿宽系数=1.1
初选螺旋角=12°。
由参考文献1表8.5查得弹性系数。
由图8.14选取区域系数 Z=2.46
齿数

由参考文献1式8.1，端面重合度：

由参考文献1式8.2，轴面重合度：

由参考文献1图8.15查得：=0.775。

由图8.24查得螺旋角系数=0.99

由参考文献1式8.26，许用接触应力,
由参考文献1图8.28（e）得接触疲劳极限应力=570MPa =390MPa
小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为
N=60na =60×940×（2×8×250×6）=1.354×10h
N= h
由参考文献1图8.29查得寿命系数：=1.0, =1.13。
由参考文献8.7，取安全系数
[]=
[]=

故取

初算小齿轮1的分度圆直径，得

=

确定传动尺寸：

（1） 计算载荷系数K
K＝=1.0×1.12×1.11×1.2=1.465。
式中，——使用系数。由参考文献1表8.3，原动机和工作机工作特性均是均匀平稳，故取
——动载系数。分度圆上的速度为
故由参考文献1图8.7查得 K=1.12。
——齿向载荷分布系数。由参考文献1图8.11，因为小齿轮是非对称布置的，故查得齿向载荷分布系数K =1.11。
——齿间载荷分配系数。由参考文献1表8.4，未经表面硬化的8级精度斜齿轮取 K =1.2。
对进行修正。
d=d=34.58×=35.1
确定模数
= 取=1.75mm
计算传动尺寸
中心距： a===105.5 圆整为105mm。

螺旋角=
其它传动尺寸：

取42mm。
=+（5~10）mm， 取=50mm。

4. 齿根弯曲疲劳强度校核

① K、T、、同上 K=1.465、T=2.022Nmm、、
②       计算当量齿数

由参考文献[1],图8.19查得=2.75，=2.2
由参考文献[1]由图8.20查得=1.56，=1.79
③      由参考文献[1] 由图8.21查得重合度系数 =0.71
④    由参考文献[1] 由图8.26查得螺旋角系数 =0.89
⑤     由参考文献[1]  由图8.28  查得弯曲疲劳极限应力， 小齿轮 大齿轮
由参考文献[1]图8.30查得得弯曲疲劳寿命系数:.Y=1.0 Y=1.0
由参考文献[1]表8.7 查得弯曲疲劳安全系数 S=1.25(1%失效概率)
[]=MPa
[]=

结论：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)
小齿轮
1.75
37.37
50
21

10.475

105
大齿轮
172.62
42
97

2.3 低速级齿轮，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：
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，=
设计时，因v值未知，K不能确定，初取=1.3。

由参考文献1表8.6取齿宽系数=1
由参考文献1表8.5查得弹性系数。

由参考文献1图8.14选取区域系数 Z=2.5
齿数
由参考文献1式8.1，端面重合度：

由参考文献1图8.15查得：
由参考文献1式8.26，许用接触应力,
由参考文献1图8.28得接触疲劳极限应力=570MPa =390MPa
小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为

h

由参考文献1图8.29查得寿命系数：, （允许局部点蚀）。
由参考文献1表8.7，取安全系数
[]==1.13×570=644.1
[]==1.18×390=471.9
故取
初算小齿轮3的分度圆直径，得

=

确定传动尺寸：

计算载荷系数K
K＝=1.0×1.05×1.09×1.1=1.26。
式中，——使用系数。由参考文献1表8.3，原动机和工作机工作特性均是均匀平稳，故取
——动载系数。分度圆上的速度为
故由参考文献1图8.7查得 K=1.05。
——齿向载荷分布系数。由参考文献1图8.11，查得齿向载荷分布系数K =1.09。
——齿间载荷分配系数。由参考文献1表8.4，取 K =1.1。
对进行修正。
==60.37×=

确定模数
= 取=2.75mm
计算传动尺寸
中心距： a===136.125 取整为136mm。

其它传动尺寸：

取66mm。
=+（5~10）mm， 取=72mm。

低速级齿轮参数列表

法向模数
分度圆直径(mm)
齿宽
齿数
中心距a(mm)
小齿轮
2.75
63.25
72
23

136
大齿轮
209
66
76

三.轴的设计计算
3.1高速轴的设计计算
参数：
＝1.99kW
＝
N=940r/min
2.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，。
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=106。
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。
根据电动机d=28mm，联轴器选取LH2。故取，根据参考文献1，依次选取：

尺寸如下图

3.2中间轴的设计计算

中间轴上的功率=1.91kW, 转速n2=203.2r/min, 转矩T2=。
初定轴上的最小直径
由参考文献1，
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。
取，，

3.3输出轴设计计算

材料同为45号钢
输出轴上的功率=1.835kW, 转速n3=61.4r/min, 转矩T3=2.85。
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[2]P193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，。
轴上各个轴段的参数计算
轴段1，为输出轴与联轴器的连接部分。查参考文献2表13.1，取联轴器LH3，
取
由参考文献1得

尺寸如下图：

四.轴I的校核
4.1轴I的受力分析

（1）计算支承反力
由转矩T=N·mm，按齿轮受力关系计算可得
圆周力
径向力
轴向力
那么，在水平面上

在垂直平面上

解得
轴承I的总支承反力

轴承II的总支承反力

（2）画弯矩图和转矩图
在水平面上

在垂直面上

合成弯矩

转矩T=20220N·mm

4.2轴I的强度校核
a-a左侧剖面弯矩大，且有转矩，定义为危险截面。由参考文献1附表10.1，抗弯剖面模量

抗扭剖面模量

弯曲应力

蟽m=0
扭剪应力

对于单向转动的轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为：

已知轴的材料为45钢，调制处理，查表得，。显然，，故轴的a-a左侧剖面强度满足要求。
4.3轴I上键连接强度校核
联轴器处键连接的挤压应力

取键、轴及联轴器的材料都为钢，查参考文献1表6.1得。显然，蟽p<[蟽]p，故强度足够。
4.4轴I上轴承寿命校核
由参考文献2表12.1查7207C轴承得。。
（1） 计算轴承的轴向力
轴承1.2内部轴向力分别为：

与轴向力A的方向相同且
故
故只需校核轴承1即可
（2） 计算当量动载荷
，查表得e=0.39
得
当量动载荷

校核轴承的寿命。轴承在 100°C以下工作，查参考文献1表11.9得。载荷变动小，为减速器用轴承，查参考文献1表11.10，得。
故轴承的寿命

已知最短使用6年，为2班工作制，则预期寿命

显然》，故轴承寿命很充裕。
五.轴II的校核
5.1轴II的受力分析

（1）计算支承反力
按齿轮受力关系计算可得
圆周力 ，
径向力，
轴向力
那么，在水平面上

解得

在垂直平面上

解得
轴承I的总支承反力

轴承II的总支承反力

（2）画弯矩图和转矩图
在水平面上

在垂直面上

合成弯矩

转矩

5.2轴II的强度校核
1-1右侧剖面弯矩大，且有转矩，又存在键槽的应力集中，定义为危险截面。由参考文献1附表10.1，抗弯剖面模量

抗扭剖面模量

弯曲应力

蟽m=0
扭剪应力

对于单向转动的轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为：

已知轴的材料为45钢，调制处理，查表得，。显然，，故轴的a-a左侧剖面强度满足要求。
5.3轴II上键连接强度校核
齿轮2处键连接的挤压应力

取键、轴及联轴器的材料都为钢，查参考文献1表6.1得。显然，蟽p<[蟽]p，故强度足够。
齿轮3处键连接的挤压应力

取键、轴及联轴器的材料都为钢，查参考文献3表6.1得。显然，，故强度足够。

5.4轴II上轴承寿命校核
由参考文献2表12.1查7206C轴承得。。
（3） 计算轴承的轴向力
轴承1.2内部轴向力分别为：

与轴向力A的方向相同且
故
故只需校核轴承2即可
（4） 计算当量动载荷
，查表得e=0.45
得
当量动载荷

校核轴承的寿命。轴承在 100°C以下工作，查参考文献1表11.9得。载荷变动小，为减速器用轴承，查参考文献1表11.10，得。
故轴承的寿命

已知最短使用6年，为2班工作制，则预期寿命

显然》，故轴承寿命很充裕。
六.轴III的校核

6.1轴III的受力分析

（1）计算支承反力
按齿轮受力关系计算可得
圆周力
径向力
那么，在水平面上

解得

在垂直平面上

解得
轴承I的总支承反力

轴承II的总支承反力

（2）画弯矩图和转矩图
在水平面上

在垂直面上

合成弯矩

转矩

6.2轴III的强度校核
a-a右侧剖面弯矩大，且有转矩，又存在键槽的应力集中，定义为危险截面。由参考文献1附表10.1，抗弯剖面模量

抗扭剖面模量

弯曲应力

蟽m=0
扭剪应力

对于单向转动的轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为：

已知轴的材料为45钢，调制处理，查表得，。显然，，故轴的a-a左侧剖面强度满足要求。
6.3轴III上键连接强度校核
齿轮4处键连接的挤压应力

取键、轴及联轴器的材料都为钢，查参考文献1表6.1得。显然，蟽p<[蟽]p，故强度足够。
联轴器处键连接的挤压应力

取键、轴及联轴器的材料都为钢，查参考文献3表6.1得。显然，，故强度足够。

6.4轴III上轴承寿命校核
由参考文献2表12.1查7209C轴承得。。
（5） 计算轴承的轴向力
轴承1.2内部轴向力分别为：

故
故校核任意轴承即可
（6） 计算当量动载荷
，查表得e=0.39
得
当量动载荷

校核轴承的寿命。轴承在 100°C以下工作，查参考文献1表11.9得。载荷变动小，为减速器用轴承，查参考文献1表11.10，得。
故轴承的寿命

已知最短使用6年，为2班工作制，则预期寿命

显然》，故轴承寿命很充裕。

七.联轴器的选择
总结：
7.1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Y112M-6，由参考文献[1]P152页表13.1选取LH2型号，公称转矩315 N·m满足使用要求。输入端选取直径为25-28 mm的联轴器,轴孔长度为62。
7.2输出轴联轴器
输出联轴器根据输出轴尺寸，选取LH3弹性住销联轴器。选取直径为35 mm的联轴器,轴孔长度为82。

八. 润滑密封设计

根据齿轮转速，选用脂润滑，轴承处添加挡油板，箱体内选用SH0357-92中50号润滑油
油深，h=10mm.
九.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。
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器中部，以便放油，放油孔用螺塞堵住，并加封油圈加以密封。
由要求选取A=110,B=90，A1=140，B1=120，C=125，C1=80，C2=105，R=5,螺钉尺寸M615螺钉数目为4.具体尺寸见参考文献[2]P167页。
C 油标：
选取杆式油标。选取M16的油标。具体尺寸见参考文献[2]P170页表14.13
油标位置箱体中部。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D 通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。由于是在有尘的环境下，使用带网通气器，规格为M27x1.5，具体尺寸参照图册。
E 启盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。选取M820的平底螺栓。螺钉杆端部要做成圆柱形或大倒角，以免破坏螺纹.
F 定位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.选取公称直径为8的圆锥销。具体尺寸见参考文献[2]P142页表11.30圆锥销（GB/T117-2000）
G 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.吊钩尺寸由参考文献[2]P55页的经验公式选取。
调整螺钉
查阅参考文献[2]P131页，GB/T73-1985选取M8的紧定螺钉，作为调整螺钉。
减速器机体结构尺寸如下：

名称
符号
计算公式
结果
机座壁厚

8
机盖壁厚

8
机座凸缘厚度

12
机盖凸缘厚度

12
机座底凸缘厚度

20
地脚螺钉直径

M16
地脚螺钉数目

查手册间距150~200
6
轴承旁联接螺栓直径

M12
机盖与机座联接螺栓直径

=（0.5~0.6）
M10
窥视孔盖螺钉直径

=（0.3~0.4）
M6
定位销直径

=（0.7~0.8）
8
外机壁至轴承座端面距离

=++（5~8）
45
内机壁至轴承座端面距离

=++C2+（5~8）
54
大齿轮顶圆与内机壁距离

>1.2
8
齿轮端面与内机壁距离

>
12
机座肋板厚
M1
M10.85
7

其他有关数据见装配图的明细表和手册中的有关数据。

九. 参考资料:

[1].《机械设计》 哈尔滨工业大学出版社 陈铁鸣 主编
[2].《机械设计课程设计》 哈尔滨工业大学出版社，王连明、宋宝玉 主编
陈铁鸣 主审

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