带式传动机减速器的高级齿轮传动设计 论文.doc

毕业设计（论文）毕业设计(论文)题 目 带式传动机减速器的高级齿轮传动设计年级层次 专 业 机电一体化姓 名 XXX学 号 XXXXXXXXXX指导教师 XXXXX论文完成时间： 年 月 日摘要：齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在空间的任意轴之间传递运动和动力，目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声，高可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠，传动效率高（一般可以达到94%以上，精度较高的圆柱齿轮副可以达到99%），传递功率范围广（可以从仪表中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动），速度范围广（齿轮的圆周速度可以从0.1m/s到200m/s或更高，转速可以从1r/min到20000r/min或更高），结构紧凑，维护方便等优点。因此，它在各种机械设备和仪器仪表中被广泛使用，本课题就是齿轮传动的一个典型应用。齿轮传动的特点是：1)效率高 在常用的机械传动中，以齿轮传动效率为最高，闭式传动效率为96%99%，这对大功率传动有很大的经济意义。2）结构紧凑 比带、链传动所需的空间尺寸小。3)传动比稳定 传动比稳定往往是对传动性能的基本要求。齿轮传动获得广泛应用，正是由于其具有这一特点。4)工作可靠、寿命长 设计制造正确合理、使用维护良好的齿轮传动，工作十分可靠，寿命可长达一二十年，这也是其它机械传动所不能比拟的。这对车辆及在矿井内工作的机器尤为重要。但是齿轮传动的制造及安装精度要求高，价格较贵，且不宜用于传动距离过大的场合。设计减速器应先选择它的电动机，根据要求和条件选择其型号。然后再计算出它的容量、转速、传动比、功率和效率。接下来就该设计带传动。带传动的设计计算是比较重要的。再接下来就是齿轮的设计计算。要选择齿轮的类型，按照其设计准则，接触面的疲劳强度与弯曲疲劳强度校核。然后就是轴的设计，轴承的选择与验算，联轴器的选择与验算，箱体，箱盖的主要尺寸计算。最后是齿轮和轴承的润滑与密封方式的选择和减速器附件的设计。关键词: 齿轮 传动 效率 目 录第一章 前 言41.1 设计的目的 41.2 传动方案的分析 4第二章 传动系统的参数设计 62.1选择电动机 6 2.2 计算总传动比并分配各级传动比 72.3 计算传动装置的运动和动力参数 7第三章 带传动的设计计算 8第四章 齿轮的设计计算 104.1高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮） 104.1.1 齿轮的材料104.1.2 设计计算104.1.3 校核齿根弯曲疲劳强度114.2低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮） 114.2.1 齿轮的材料114.2.2 设计计算114.2.3 校核齿根弯曲疲劳强度13第五章 高速轴的设计145.1轴的分析 145.1.1 选择轴的材料及热处理 145.1.2 初估轴径 145.1.3 初选轴承 145.1.4 结构设计 145.1.5 轴的受力分析 145.1.6 判断危险截面 155.1.7 高速轴轴承 155.1.8 键的校核 155.2从动轴的设计计算 175.2.1 选择轴的材料 175.2.2 轴的结构示意图17第六章 轴承的选择与验算186.1主动轴承的选择与验算 186.1.1 确定轴承的基本参数 186.1.2 计算当量动负荷P186.1.3 计算基本额定寿命 186.2动轴承的选择与验算186.2.1 确定轴承的基本参数 186.2.2 计算当量动负荷P186.2.3 算基本额定寿命 18第七章 联轴器的选择与验算 197.1 类型选择 197.2 计算转矩 197.3 型号选择 19第八章 箱体、箱盖主要尺寸计算 20第九章 齿轮和滚动轴承润滑与密封方式的选择219.1减速器的润滑 219.2减速器的密封 21第十章 减速器附件的设计 2210.1 视孔盖和窥视孔的设计 2210.2 排油孔与油塞 22第十一章 结论 23参考文献24后记25第一章 前 言1.1设计的目的 机械零件毕业设计是学生学习机械技术课程后进行的一项综合训练，其主要目的是通过毕业设计使学生巩固、加深在机械技术课程中所学到的知识，提高学生综合运用这些知识去分析和解决问题的能力。同时学习机械设计的一般方法，了解和掌握常用机械零部件、机械传动装置或简单机械的设计方法与步骤。1.2传动方案的分析 机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。 带传动承载能力较低在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之。本设计采用的是单级直齿轮传动。 本设计中减速器的箱体用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。设计带式运输机传动装置（简图如下）原始数据：数据编号35710运输机工作转矩T/(N.m)690630760620运输机带速V/(m/s)0.80.90.750.9卷筒直径D/mm300380300360工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作（8小时/天）。运输速度允许误差为。第二章传动系统的参数设计运输机工作轴转矩T/(N.m)690。运输机带速V/(m/s)0.8。卷筒直径D/mm300输送带的有效拉力Fw2350，输送带的速度Vw=1.5。1)选择合适的电动机；2)计算传动装置的总传动比，分配各级传动比；3)计算传动装置的运动参数和动力参数。2.1、选择电动机(1)选择电动机类型：按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。(2)选择电动机容量： 工作机所需功率： ,其中带式输送机效率w=0.94。 电动机输出功率： 其中为电动机至滚筒、主动轴传动装置的总效率，包括V带传动效率b、一对齿轮传动效率g、两对滚动轴承效率及联轴器效率c，值，计算如下：=b g r 2c=0.90由教材1表101(134页)查得各效率值，代入公式计算出效率及电机输出功率。使电动机的额定功率Pm(11.3)Po，由教材表10110(223页)查得电动机的额定功率Pm=5.5。 (3)选择电动机的转速：计算滚筒的转速： 95.49根据教材表31确定传动比的范围：取V带传动比ib24，单级齿轮传动比ig35，则总传动比的范围：i(2X3)(4X5)620。电动机的转速范围为n´=inw(620)nw=592.941909.8在这个范围内电动机的同步转速有1000rmin和1500rmin，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1000，根据同步转速确定电动机的型号为Y132M2-6，满载转速960。（教材1223页）型号额定功率满载转速同步转速1000连接这些数据源，并检索，处理和更新数据。2.2计算总传动比并分配各级传动比 (1)计算总传动比：i=nmnW=814 (2)分配各级传动比：为使带传动尺寸不至过大，满足ib<ig，可取ib23，则齿轮传动比igiib(在4左右，取小数点后两位，不随意取整)。 2.3、计算传动装置的运动和动力参数(1)各轴的转速：n1=nm/ib n11=n1/ig nw=n11(2)各轴的功率：P1=Pm·b P11=P1·r·g Pw=P11·r·c(3)各轴的转矩：T0=9550Pm/nm T1=9550P1/n1 T11=9550P11/n11 Tw=9550Pw/nw最后将计算结果填入下表：参数轴名电机轴I轴II轴滚筒轴转速n(r/min)nm=960n1=384n11=96nw=96功率P(kW)Pm=5.5P1=5.28P11=5.08Pw=4.99转矩T(N·m)T0=54.71T1=131.31T11=505.67Tw=496.5传动比iib=2.5ig=4.021效率b=0.96nb·r=0.96r·c=0.98第三章 带传动的设计计算已知带传动选用Y系列异步电动机，其额定功率Pm=5.5，主动轮转速nw=960,从动轮的转速n=384,ib=2.5。单班制工作。有轻度冲击。确定设计功率：查表343，取K=1.2，故Pd=6.05kw选V带型号 ：Pd=KAP=12 × 11=6.05kW确定带轮直径：根据Pd和nl查图349，选B型普通V带由表344，取小带轮基准直径ddl=125mm，传动比 2.5大带轮基准直径dd2=idd1 2.94×125=312.5mm，圆整da2=315mm验算带速：验算= 628ms 所以合适 确定带的基准长度和，由0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)初定中心距a0700mm带的基准长度为传动中心距：Ld02×700+(125+375)+(375-125)2=2208mm验算小带轮包角：查表342，取Ld=2800mm由式(349)，实际中心距 a=a0+ =647mm a1180°-57.3°×155 计算带的根数：由式(3411)可得，z=由ddl=125mm，n1=960rmin，查表345，P1=0.8kW 查表346，B型带，Kb=267×10-3，查表347，由I=25，得Ki=114 P1=2.67×10-3×960 =0.32kWKa=1.25(1-5-a1/180°)=1.25(1-5-160°/180°)=0.937查表342，由Ld=2800mm，得KL=1.03则Z=6.7 取c7根 计算初拉力：查表341，B型带,q=017kgm;由式(3413)可得F0=500×0.17×6.352=249.1N计算对轴的压力由式(34-14)得=2zFosin2×5×1×sin3434。4N第四章 齿轮的设计计算设计计算（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。4.1高速级减速器齿轮设计（直齿圆柱齿轮）4.1.1.齿轮的材料精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34 则Z2=Z1i=34×2.62=89 T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.42/384=134794 N·mm4.1.2.设计计算按齿面接触疲劳强度设计由式，选取材料的接触疲劳，极限应力为： HILim=580 HILin=560选取材料弯曲疲劳极阴应力：HILim=230 HILin=210应力循环次数N计算：N1=60n, at=60×(8×360×10)=6.64×109 N2= N1/u=6.64×109/2.62=2.53×109查得接触疲劳寿命系数：ZN1=1.1 ZN2=1.04 查得弯曲 ：YN1=1 YN2=1查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4 又YST=2.0 试选Kt=1.3由式求许用接触应力和许用弯曲应力： 将有关数值代入后得： 则V1=(d1tn1/60×1000)=1.3m/s，( Z1 V1/100)=1.3×(34/100)m/s=0.44m/s得Kv=1.05,得K A=1.25.得K=1.08.取K=1.05.则KH=KAKVKK=1.42 ，修正后得：, M=d1/Z1=1.96mm,标准模数：m=2mm(3) 计算几何尺寸:d1=mz1=2×34=68mm , d2=mz2=2×89=178mm a=m(z1z2)/2=123mm , b=ddt=1×68=68mm 取b2=65mm b1=b2+10=754.1.3.校核齿根弯曲疲劳强度已知YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Y=0.7，校核大小齿轮的弯曲强度. 4.2低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）4.2.1.齿轮的材料，精度和齿数选择因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34则Z2=Z1i=34×3.7=104。4.2.2.设计计算（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（2）按齿面接触疲劳强度设计。T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.20/148=335540 N·mm选取材料的接触疲劳强度，极限应力为：HILim=580 HILin=560选取材料弯曲疲劳极限应力： HILim=230 HILin=210应力循环次数N由式（7-3）计算：N1=60n at=60×148×(8×360×10)=2.55×109 N2= N1/u=2.55×109/3.07=8.33×108 查得接触疲劳寿命系数：ZN1=1.1 ZN2=1.04 查得弯曲：YN1=1 YN2=1 查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4 又YST=2.0 试选Kt=1.3 许用接触应力和许用弯曲应力： 将有关值代入得 则V1=(d1tn1/60×1000)=0.55m/s ( Z1 V1/100)=0.55×(34/100)m/s=0.19m/s 查得Kv=1.05，得K A=1.25.得K=1.08.取K=1.05.则KH=KAKVK=1.377 ,修正M=d1/Z1=2.11mm取标准模数：m=2.5mm(3) 计算几何尺寸：d1=mz1=2.5×34=85mm ，d2=mz2=2.5×104=260mm a=m(z1z2)/2=172.5mm ， b=ddt=1×85=85mm取b2=85mm b1=b2+10=954.2.3.校核齿根弯曲疲劳强度：查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Y=0.7校核大小齿轮的弯曲强度：总结：高速级 z1=34 z2=89 m=2 低速级 z1=34 z2=104 m=2.5第五章 高速轴的设计5.1轴的分析：（1）轴选轴承为6008（2）轴选轴承为6009（3）轴选轴承为6012根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:D1=40mm，D2=45mm，D3=60mm5.1.1.各轴直径的确定：初估轴径后,按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承6008,故该段直径为40mm。2段装齿轮，为了便于安装，取2段为44mm。齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为4.5mm，取3段为53mm。5段装轴承，直径和1段一样为40mm。4段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取4段为42mm。6段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛毡圈，故取6段36mm。7段装大带轮，取为32mm>dmin 。5.1.2各轴段长度的确定：轴段1的长度为轴承6008的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上2mm，l1=32mm。2段应比齿轮宽略小2mm，为l2=73mm。3段的长度按轴肩宽度公式计算l3=1.4h；去l3=6mm，4段：l4=109mm。l5和轴承6008同宽取l5=15mm。l6=55mm，7段同大带轮同宽，取l7=90mm。其中l4，l6是在确定其它段长度和箱体内壁宽后确定的。于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L1=52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。5.1.3.轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6，齿轮与大带轮均采用A型普通平键联接，分别为16*63 GB1096-1979及键10*80 GB1096-1979。5.1.4.轴上倒角与圆角为保证6008轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1乘45度。5.1.5、轴的受力分析：（1） 计算支座反力：Ft=2T1/d1=Fr=Fttg20=3784，FQ=1588N在水平面上：FR1H=FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N在垂直面上：FR1V=Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N（2） 弯矩在水平面上：a-a剖面左侧： MAh=FR1Hl3=96652.5=50.715N·ma-a剖面右侧： MAh=FR2Hl2=411153=62.88 N·m在垂直面上：MAv=MAV=FR1Vl2=352×153=53.856 N·m，合成弯矩：a-a剖面左侧a-a剖面右侧转矩 3784×（68/2）=128.7N·m5.1.6、判断危险截面显然，如图所示，a-a剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为T，该截面左侧可能是危险截面；b-b截面处合成湾矩虽不是最大，但该截面左侧也可能是危险截面。若从疲劳强度考虑，a-a，b-b截面右侧均有应力集中，且b-b截面处应力集中更严重，故a-a截面左侧和b-b截面左、右侧又均有可能是疲劳破坏危险截面。5.1.7、高速轴轴承：轴承的型号为6008，Cr=16.2 kN1） FA/COr=02） 计算当量动载荷：查表得fP=1.2径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为X=1，Y=0 =1.2×（1×352）=422.4 N3） 验算6008的寿命： 验算右边轴承： 5.1.8、键的校核1) 键1 10×8 L=80 GB1096-79 则强度条件为： 查表许用挤压应力，所以键的强度足够键2 12×8 L=63 GB1096-79 则强度条件为： 查表许用挤压应力，所以键的强度足够2) 画出轴的结构示意图：3) 计箅轴各段直径：由教材1表39-7得：A=118106，取A=118(取较大值)，d1"27.14,轴上有一个键槽，故轴径增大d1=d1”×（1+5%）28.50 按教材1138页圆整dl=30 d2=d1+2a=d1+2×(007-01)×d1=34.2-36，因d2必须符合轴承密封元件的要求，取d2=35。(教材1191页) d3=d2（15）mm36-40，d3必须与轴承的内径一致，圆整d340。所选轴承型号为6208，B18，D80，G22.8，C0r=15.8 d4=d3+(1-5)mm=41-45，为装配方便而加大直径，应圆整为标准直径；一般取0,2,5,8为尾数。取d4=45，d5=d3=40，同一轴上的轴承选用同一型号，以便于轴承座孔镗制和减少轴承类型。4) 计笪轴各段长度B带轮=(Z一1)e+2f=，e、f值查教材表34-8L1=(1.52)d1，按138页取Ll=58，L2=l1+e+m=50e=1.2d3，其中d3为螺钉直径，教材1查表51(23页)m=L-3-B轴承小=6+C1+C2+(38)-3小一B轴承小=20式中6、Cl、C2查表51。l1、3小查表68(75页，按凸缘式端盖查l1),若m<e取m=e即可。L3=B轴承小+2小+3小，2小查表68(75页)<1015，故小齿轮做成齿轮轴，L4B小齿轮L5=L35.2.从动轴的设计计算 已知传递的功率为P11=5.08，从动轴的转速为n11=96，大齿轮分度圆直径d2=240啮合角=20°轮毂宽度B大齿轮600mm，工作时为单向转动。5.2.1、选择轴的材料,热处理方式确定许用应力(按教材表391、398) 轴名 材料热处理 硬度抗拉强度ob许用弯曲应力o川b从动轴45号钢正火170-217600MPa55MPa5.2.2、画出轴的结构示意图第六章 轴承的选择与验算6.1.主动轴承的选择与验算已知轴颈直径d3=40，n1=384 Rva=1192 Rvb=1192，运转过程中有轻微冲击6.1.1、确定轴承的基本参数由轴承型号查课程设计附表得轴承的基本参数6.1.2、计算当量动负荷P P=RvA、R中较大者，P=1.2因球轴承，故c=3，查教材1表38-10，取fd=1，6.1.3、计算基本额定寿命查教材表38-11，取gT=1代入计算得：Lh=故所选轴承合适。(Lh可查表或按大修期确定)6.2.从动轴承的选择与验算 已知轴颈直径d3=60，n11=96，RvA=3063，Rw=3063，运转过程中有轻微冲击6.2.1、确定轴承的基本参数：由轴承型号查课程设计附表得轴承的基本参数6.2.2、计算当量动负荷P：P二RvA、R中较大者 ,P=1.26.2.3、计算基本额定寿命：因球轴承，故c二3，查教材表38-10，取fd=1，代入计算得：Lh=故所选轴承合适。(1h可查表或按大修期确定)注意：如寿命过大，则重选轴承型号，取轻或特轻系列第七章 联轴器的选择与验算已知联轴器用在减速器的输出端，从动轴转速nh=96，传递的功率为P11=5.08，传递的转矩为T"=505，轴径为d1=45.7.1、类型选择：为减轻减速器输出端的冲击和振动，选择弹性柱销联轴器，代号为HL。7.2、计算转矩：由教材表43-l，选择工作情况系数K=1.25，Tc=K·T=631.96 7.3、型号选择：按计算转矩、轴径、转速，从标准中选取HL3型弹性柱销联轴器，采用短圆柱形轴孔。公称转矩：Tn=630>Tc；许用转速：n1=1000>n11主动端：了型轴孔、A型键槽、轴径，半联轴器长度。联轴器的选择结果：型 号轴孔直径轴孔长度公称转矩许用转速HL44511212504000第八章 箱体、箱盖主要尺寸计算箱体采用水平剖分式结构,采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下：名称符号尺寸箱体厚度具体内容参照23页表5-18mm第九章 齿轮和滚动轴承润滑与密封方式的选择9.1减速器的润滑(1)、齿轮的润滑：根据齿轮的圆周速度6.28选择10mm润滑，浸油深度，(36页)润滑油粘度为59。(2)、轴承的润滑：滚动轴承根据轴径选择脂润滑，润滑脂的装填量，润滑脂的类型为钙基2号钠基2号。9.2减速器的密封(1)、轴伸出处密封：轴伸出处密封的作用是使滚动轴承与箱外隔绝防止润滑油（脂）漏出和箱外杂质，水基灰尘等侵入轴承室避免轴承急剧磨损和腐蚀，采用垫圈密封方式(2)、轴承室内侧密封：采用挡油环密封方式，其作用是防止过多的油，杂质以及啮合处的热油冲入轴承室(3)、箱盖与箱座接合面的密封：采用密封条密封方法第十章 减速器附件的设计10.1、窥视孔盖和窥视孔的设计作用：检查传动件的啮合、润滑、接触斑点、齿侧间隙及向箱内注入润滑油。结构示意图窥视孔开在机盖的顶部,应能看到传动零件啮合，并有足够的大小,以便于检修。10.2、排油孔与油塞作用：排放污油，设在箱座底部结构示意图放油孔的位置应在油池最低处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住，其结构如图：第十一章 结论由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。通过这次设计使我学到了和意识到了很多东西。在设计过程中，是我感受到一定要认真、细心。尤其是其中的计算。这让我意识到在以后的不管是工作还是做事，都要有一个认真的态度。也使我的在这方面的专业知识得到了巩固和提高，使我熟悉和掌握了设计的整个过程。使我的专业知识能力更多的转换为实践的能力，为我以后的工作打下了基础。参考文献1张建中主编.机械设计基础课程设计.徐州：中国矿业大学出版社2刘会霞主编.金属工艺学.北京：机械工业出版社，20013蒋忠理 主编.机电与数控专业英语.北京：机械工业出版社，20074导向科技编著.AutoCAD 2002基础.北京：人民邮电出版社，20035张定华 主编.工程力学.北京：高等教育出版社，2000年8月6李澄，吴天生，闻百桥 主编.机械制图（第二版）.北京：高等教育出版社，203年8月7郭仁生魏宣燕编著.机械设计基础（第二版）.北京：清华大学出版社，2005年第 24 页 共 25 页