机电一体化毕业设计（论文）-斜齿齿轮减速器改进.doc

29斜齿齿轮减速器改进斜齿齿轮减速器改进摘 要设计用于带式运输机上的二级展开式圆柱齿轮减速器。用以运送谷物、型矿、碎矿石、煤等。运输机运转方向不变，工作载荷稳定，输送带鼓轮的传动效率为0.97，工作寿命为15年，每年工作日为300日，每日工作16小时。并根据其特点对它的大小齿轮和轴的各项参数进行了计算和分析。得出它符合减速器的运行条件。且依据减速器的条件选择了与它相匹配的v带和电动机，最后对减速器所需要的键和联轴器进行了设计，而且给定了其润滑工序。这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。关键词：机构，传动，二级减速，齿轮，轴类强度校核reduction gear improves the tilted tooth of two stage column gear wheelabstractdesign the development style column gear wheel reduction gear being used to take a transport plane to two stage on. use ore , broken ore , coal etc. in conveying corn , the type.transport plane turn over direction is invariable , the service load is stable, conveyer belt drum wheel drive efficiency is 0.97 , the working life is that in 15 , every year the workday is 300 days , everyday to work 16 hours.and have been in progress secretly scheming against and have analysed according to whose characteristic to its gear wheel big or small and various axis parameter. reach it meeting reduction gears working requirements. the at last has carried out design on key and shaft coupling needed by reduction gear , has been fixed whose lubricating working procedure and and according to the reduction gear condition has chosen the v belt and electric motor with its appearance matching. the at last has carried out design on key and shaft coupling needed by reduction gear , has been fixed whose lubricating working procedure and and according to the reduction gear condition has chosen the v belt and electric motor with its appearance matching. keywords：organization ，drive ，the two stage reduces the speed ，gear wheel ，the axis kind intensity is proofreaded目 录摘要.abstract.1 概述.12 确定传动方案. .23 确定传动装置的总传动比和分配传动比.33.1总传动比.33.2分配传动装置传动比.34 设计v带和带轮.44.1选择带型号.44.2确定v带根数.44.3选取带轮基准直径.45 齿轮的设计.55.1高速级齿轮传动的设计计算.55.1.1齿轮材料,热处理及精度.55.1.2初步设计齿轮传动的主要尺寸.55.2低速级齿轮传动的设计计算.115.2.1材料.115.2.2齿轮精.115.2.3按齿面接触强度设计度.115.2.4按齿根弯曲强度设计.115.2.5计算大小齿轮.136 传动轴承和传动轴的设计.166.1传动轴承的设计.166.2从动轴的设计.166.3求轴上的载荷.176.4按弯曲扭转合成应力校核轴的强度.186.5精确校核轴的疲劳强度.187 键的设计和计算.218 箱体结构的设计.229 润滑密封设计.2310 联轴器设计.2411 设计小结.25致谢词. .26参考文献.271、概 述国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。近十几年来,由于近代计算机技术与数控技术的发展，使得机械加工精度，加工效率大大提高，从而推动了机械传动产品的多样化，整机配套的模块化，标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致，美观化。在21世纪成套机械装备中,齿轮仍然是机械传动的基本部件。cnc机床和工艺技术的发展,推动了机械传动结构的飞速发展。在传动系统设计中的电子控制、液压传动、齿轮、带链的混合传动,将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的学科交叉,将成为新型传动产品发展的重要趋势。设计的主要特点：1传动比范围大，若制作成大传动比的减速器，则更显示出本减速器的优点。2传递功率范围大：并可与电动机联成一体制造。3结构简单、体积小、重量轻。4机械效率高。啮合效率大于95%，整机效率在85%以上，且减速器的效率将不随传动比的增大而降低，这是别的许多减速器所不及的。1.1、本次设计的任务和要求本次设计要求工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35；使用折旧期：8年；检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；运动来源：电力，三相交流，电压380/220；运输带速度允许误差：5%；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。1.2、本次毕业设计的工作思路1）传动装置总体设计方案；2）选择电动机；3）计算总传动比和分配传动比；4）计算传动装置的运动和动力参数；5）设计v带和带轮；6）齿轮的设计；7）滚动轴承和传动轴的设计；8）键联接设计；9）箱体结构设计；10）润滑密封设计；11）联轴器设计2、确定传动方案组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。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。考虑到电机转速高，传动功率大，将v带设置在高速级。设计对传动的确定，要考虑到电机转速高，传动功率大，将v带设置在高速级。传动装置总体设计如图所示：43215图21传动装置的总效率a 1233245 = 0.97 0.983 0.952 0.97 0.97= 0.775；1为v带的效率，2为第一对轴承的效率，3为第二对轴承的效率,4为第三对轴承的效率，5为每对齿轮啮合传动的效率。3、确定传动装置的总传动比和分配传动比3.1总传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为ia = nm/n = 1440/82.76 =17.403.2分配传动装置传动比 ia =i 0 i1 式中i0 ，i1分别为带传动的传动比和减速器的传动比。 为使v带传动外廓尺寸不至于过大，初步取i 0 = 2.3，则减速器传动比为i = ia / i0= 17.40 /2.3 = 7.57。 根据各原则，查图得高速级传动比为i2 = i/i1 = 2.33。4、设计v带和带轮4.1选择带型号根据pca=4.8 ，ka=1.3，查课本p152表8-8和p153表8-9选用带型为a型带。4.2确定v带根数z因dd1=90mm，带速v = 6.79m/s，传动比i0 = 2.3，查课本p148表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d，并由内插法得p0=10.7p0 = 0.17。查课本p142表8-2得kl=0.96，查课本p154表8-8，并由内插法得ka = 0.96，由p154公式8-22得z = 4 .20（5-1）故选z=5根带。4.3选取带轮基准直径dd1,dd2查课本p145表8-3和p153表8-7得小带轮基准直径dd1=90mm，由大带轮基准直径dd2=i0dd1=2.390=207mm,式中为带传动的滑动率，通常取（1%2%），查课本p153表8-7后取dd2=224mm。5、齿轮的设计5.1高速级齿轮传动的设计计算5.1.1、齿轮材料,热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。1）齿轮材料及热处理材料:高速级小齿轮选用45# 钢调质,齿面硬度为小齿轮280hbs 取小齿轮数1=24，高速级大齿轮选用45# 钢正火，齿面硬度为大齿轮240hbs 2= i1= 3.2424 = 77.76取2 =78，2）齿轮精度按gb/t10095-1998，选择7级,齿根喷丸强化。5.1.2、初步设计齿轮传动的主要尺寸1）按齿面接触疲劳强度设计根据齿面受力分析 图6-1 图5-2 图6-2确定各参数的值： 试选 1=1.6查课本215图10-30 选取区域系数h=2.433由课本214图10-26 a1= 0.78 ， a2= 0.82 则a = 0.78+0.82 = 1.6 ，= 0.79 ，= 0.99由课本202公式10-13计算应力值环1=60n1jlh=60 626.09 1 (2 8 300 8)=1.4425 109h2=4.45 108h # (3.25为齿数比)即3.25= 查课本p203 10-19图得：hn1=0.93 hn2=0.96 齿轮的疲劳强度极限 取失效概率为1%，安全系数s=1，应用202公式10-12得：h1 = = 0.93550=511.5mpah2 = = 0.96450=432 mpa 许用接触应力h=( h1+ h2 )/2 =（511.5+432）/2= 471.75 查课本由198表10-6得：=189.8 由201表10-7得： = 95.5 105 1/n1 = 95.5 105 3.19/626.09= 4.86 104.m圆周力ft （6-1）径向力fr （6-2）轴向力fa （6-3）法向力fn （6-4）标准斜齿轮=200= 3802）设计计算 小齿轮的分度圆直径d1t （6-5） （6-6）= 49.18mm计算圆周速度vv = =1.62m/s计算齿宽b和模数mnt计算齿宽b b = dd1t = 49.53mm计算摸数mn 初选螺旋角=14。 mnt =2.00 mm计算齿宽与高之比b/h齿高h=2.25 mnt=2.252.00=4.50mmb/h=49.53/4.5=11.01计算纵向重合度函数 = 0.318dz1tan = 0.318124tan14。=1.903 = 0.73计算载荷系数k使用系数k a=1根据v=1.62m/s ，7级精度，查课本由p192表10-8得动载系数kv=1.07,查课本由p194表10-4得kh的计算公式：kh =1.12+0.18(1+0.6 d2)+0.2310-3b=1.12+0.18(1+0.61)1+0.2310-349.53=1.42查课本由p195表10-13得:kf=1.35查课本由p193表10-3得:kha=kfa=1.2故载荷系数:k=k a k v k ha kh=11.071.21.42=1.82按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=d1t =49.53= 51.73mm计算模数mnmn= = = 2.09mm3）齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 （6-7） 确定公式内各计算值小齿轮传递的转矩和t1 =48.6knm 确定齿数z因为是硬齿面,故取z 1 = 24，z = i 21 z1 = 3 .2424 =77.76 传动比误差 i = u = z2 /z1 = 78/24 =3.35 i = 0.032% 5%, 允许计算当量齿数zv1 = z1/cos3 = 24/cos3140 = 26.27zv2 = z2/cos3 = 78/cos3140 = 85.43 初选齿宽系数d 按对称布置 ，由表得d=1 初选螺旋角 初选螺旋角 =140 载荷系数kk=ka kv ke ke =11.071.21.35 =1.73查取齿形系数yf 和应力校正系数y sa 查课本由p197表10-5得：齿形系数yfa1=2.592 yfa2=2.211应力校正系数ysa1=1.596 ysa2 =1.774重合度系数yz端面重合度近似为 = 1.883.2( + )cos = 1.883.2(1/24+1/78)cos140 =1.655 t = arcrg（tg h /cos）= arctg（tg200/cos140）= 20.646900 a = rctg（tgcost）=14.076090因为mr = n/cos2 b，则重合度数为y = 0.25+0.75cos2 a/n = 0.673螺旋角系数y轴向重合度 = bsin/ mn= =1.825y =1-/1200 = 0.78计算大小齿轮的 安全系数由表查得sf =1.25工作寿命两班制，8年，每年工作300天小齿轮应力循环次数n1= 60nkth = 60271.471830028 =6.255108大齿轮应力循环次数n2= n1/u = 6.255108/3.24 = 1.9305108查课本由p204表 10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮ff1=500mp 大齿轮ff2=380mp 查课本由p197表10-18得弯曲疲劳寿命系数：kfn1=0.86 kfn2=0.93取弯曲疲劳安全系数s=1.4f1= =307.14mpaf2= =252.43mpa = =0.01347 = =0.01554大齿轮的数值大选用。4）设计计算计算模数 =1.26mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按gb/t1357-1987圆整为标准模数，取mn=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=51.73mm来计算应有的齿数，于是由z1= 25.097，取z1=25，那么z2 =3.2425=81几何尺寸计算 计算中心距 a = = =109.25mm将中心距圆整为110mm 按圆整后的中心距修正螺旋角=arc cos = arccos =14.010因值改变不多，故参数，k，zh等不必修正。计算大.小齿轮的分度圆直径d1= =51.53mmd2= =166.97mm计算齿轮宽度b = d1=151.53 = 51.53mm圆整的 b2=50 b1=555.2低速级齿轮传动的设计计算5.2.1、材料低速级小齿轮选用45# 钢调质，齿面硬度为小齿轮280hbs 取小齿齿数z1=30，低速级大齿轮选用45# 钢正火，齿面硬度为大齿轮240hbs，取大齿数z2=2.3330=69.9，圆整取z2=70。5.2.2、齿轮精度按gb/t100951998，选择7级，齿根喷丸强化。5.2.3、按齿面接触强度设计1）确定公式内的各计算数值试选k=1.6，查课本由p215图10-30选取区域系数zh=2.45。试选=12o，查课本由p214图10-26查得1=0.83 2=0.88 =0.83+0.88=1.71，应力循环次数n1=60n2jln=60193.241（283008）=4.45108n2= =1.91108由课本p203图10-19查得接触疲劳寿命系数khn1=0.94 ， khn2=0.97查课本由p207图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限hlim1=600mp大齿轮的接触疲劳强度极限 hlim1 =550mpa取失效概率为1%，安全系数s=1，则接触疲劳许用应用 h 1 = = =564mpa h 2 = = 0.98550/1=517mpa h = = 540.5mpa查课本由p 198 表10-6查材料的弹性影响系数z e =189.8mpa选取齿宽系数d =1t= 95.510 5 p 2 /n 2 = 95.510 5 2.90/193.24=14.33 10 4 n md 1t = =65.71mm2）计算圆周速度 = = 0.665m/s3）计算齿宽bb= d d 1t =165.71= 65.71mm4）计算齿宽与齿高之比b/h模数 m nt = =2.142mm齿高h=2.25m n t =2.252.142=5.4621mmb/h=65.71/5.4621=12.035）计算纵向重合度函数 0.318d z1 tan = 0.31830tan12 =2.028 = 0.7256）计算载荷系数kk h =1.12+0.18(1+0.6 ) +0.2310-3 b=1.12+0.18(1+0.6)+0.2310-365.71=1.4231使用系数k a=1同高速齿轮的设计，查表选取各数值k =1.04，kf =1.35，kh =kf =1.2，故载荷系数k=ka k kh kh =11.041.21.4231=1.7767）按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d 1 =d1t =65.71 =72.91mm计算模数m n =2.3772mm5.2.4、.按齿根弯曲强度设计 m （6-8）1）确定公式内各计算数值计算小齿轮传递的转矩t1=143.3kn m，确定齿数z。因为是硬齿面，故取z1 =30，z 2 =i z1 =2.3330 = 69.9传动比误差i = u = z 2 / z1= 69.9/30= 2.33i = 0.032%5%，允许。2）初选齿宽系数d按对称布置，由表查得d =13）初选螺旋角初定螺旋角=1204）载荷系数kk = ka k kf kf = 11.041.21.35=1.68485）.当量齿数z1 = z1/cos3 = 30 /cos3 120 = 32.056z2 = z2/cos3 = 70/cos3 120 = 74.797由课本p197表10-5查得齿形系数yf和应力修正系数ysyf1 = 2.491， yf2 = 2.232ys1 = 1.636， ys2 = 1.7516）螺旋角系数y轴向复合度 = bsinrnr = d z 1 tg/ =2.03y = 1- /1200 = 0.7975.2.5、计算大小齿轮的查课本由p204图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限 fe1 = 500mpa fe2 = 380mpa查课本由p202图10-18得弯曲疲劳寿命系数k fn1 = 0.90k fn2 = 0.93s = 1.4 f 1 = = = 321.43mpa f 2 = = = 252.43mpa计算大小齿轮的 ，并加以比较 = 0.01268 = = 0.01548大齿轮的数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算。1） 计算模数 mn =1.5472mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按gb/t1357-1987圆整为标准模数，取m n = 3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1 = 72.91mm来计算应有的齿数。z1 =27.77 取z1 = 30z2 = 2.3330=69.9 取z2 = 702）初算主要尺寸（a）计算中心距 a = = =102.234mm 将中心距圆整为103mm（b）修正螺旋角 = arccos = arccos= 13.860因值改变不多，故参数 ， k ，z h 等不必修正。（c）分度圆直径d 1 = = = 61.34mmd 2 = = = 143.12mm（d）计算齿轮宽度b= d d1 = 1 72.91=72.91mm圆整后取b 1 = 75mm b 2 = 80mm齿轮结构设计见图6-3 图6-3 齿轮结构图6、传动轴承和传动轴的设计6.1传动轴承的设计初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径 和轴向力的作用，故选用单列接触球轴承。参照工作要求并根据d- = 47mm，由轴承产品目录中初步选取0基础游隙组标准精度级的单列接触球轴承7010c型。（见表7-1）表7-1 710c型轴承轴承代号ddbd2d27209ac4585195887327209b4585196057027309b45100256608007010c5080165927097010ac5080165927097210c5090206247716.2从动轴的设计对于选取的单向接触球轴承其尺寸为的ddb=50mm80mm16mm，故d-iv=d- =50mm；而i-=16mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得7010c型轴承承定位轴肩高度h 0.07d，取h =3.5mm。1、取安装齿轮处的轴段d-=58mm；齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮毂的宽度为75mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度b1.4h，取b=8mm。2、轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l =30mm，故取l- =50 mm。3、取齿轮距箱体内壁之距离a =16mm，两圆柱齿轮间的距离c =20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s =8mm，已知滚动轴承宽度t=16mm，高速齿轮轮毂长l=50mm，则l- =t+s+a + (75-72) = (16+8+16+3)mm = 43mml-=l+s+c+a - l- - l- = (50+8+20+16-24-8)mm = 62mm至此，已初步确定了轴的各端直径和长度。 图7-16.3求轴上的载荷首先根据结构图作出轴的计算简图，确定顶轴承的支点位置时，查机械设计手册20-149表206-7对于7010c型的角接触球轴承，a =16.7mm，因此，做为简支梁的轴的支承跨距。l2+l3 =114.8mm+60.8mm=175.6mmfnh1=fn h 2 =fnv1=fnv2 = fr- fnv2 = 1630-809 = 821nmh =172888.8nmmmv1 = fvn1l2 = 809114.8 = 92873.2nmmmv2 = fnv2l3 = 8210.8 = 49916.8nmmm2 = 179941nmm1、传动轴总体设计结构图见图7-2图7-3（四）按弯曲扭转合成应力校核轴的强度6.4按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据 前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60mp此轴合理安全6.5精确校核轴的疲劳强度1、判断危险截面截面a，ii，iii，b只受扭矩作用。所以a ii iii b无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面vi和vii处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载来看，载面c上的应力最大。截面vi的应力集中的影响和截面vii的相近，但是截面vi不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面c上虽然应力最大，但是应力集中不大，而且这里的直径最大，故c截面也不必做强度校核，截面iv和v显然更加不必要做强度校核。由第3章的附录可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而，该轴只需胶合截面vii左右两侧验证即可。2、截面vii左侧抗弯系数 w = 0.1d 3= 0.150 3= 12500抗扭系数 wr = 0.2d 3= 0.2503 =250001）截面vii的右侧的弯矩m为m=m12）截面iv上的扭矩t3为t3=311.35nm截面上的弯曲应力截面上的扭转应力轴的材料为45钢。调质处理。由课本p355表15-1查得： 因 经插入后得 轴性系数为 所以 综合系数为： 碳钢的特性系数 0.10.2 取0.10.050.1 取0.05安全系数sca s=1.5 所以它是安全的3）截面iv右侧抗弯系数 w = 0.1d 3 = 0.1503= 12500抗扭系数 wr = 0.2d 3= 0.2503= 250004）截面iv左侧的弯矩m为 m = 133560截面上的扭转t3为 t3=295截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 所以 综合系数为 碳钢的特性系数0.10.2 取0.1 0.050.1 取0.05安全系数sca s = 1.5所以它是安全的7、键的设计和计算选择键联接的类