带式运输机的二级圆柱齿轮减速器毕业设计.doc

济源职业技术学院毕业论文题目名称 带式运输机二级圆柱齿轮减速器 学院名称 济源职业技术学院 专业名称 机电一体化 学生姓名 班 级 机电一体化1105 指导教师 2013年 9月20日设计任务书题目：带式运输机的二级圆柱齿轮减速器设计要求：1、运输带的工作速度v=1.5（m/s）2、运输带牵引力F=2300（N）3、驱动滚筒直径D=400(mm)4、单向连续运转（每天工作8小时），有轻微冲击，室外工作，灰尘较大。5、每周5天，工作寿命10年，小批量生产。设计进度要求： 第一周 拟定分析传动装置的设计方案：第二周 选择电动机,计算传动装置的运动和动力参数：第三周 进行传动件的设计计算，校核轴，轴承，联轴器，键等：第四周 绘制减速器的装配图：第五周 准备答辩 指导教师（签名）： 摘 要齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器,用于原动机和工作机或执行机构之间,起匹配转速和传递转矩的作用。齿轮减速器的特点是效率高、寿命长、维护简便，因而应用极为广泛。本设计讲述了带式运输机的传动装置二级圆柱齿轮减速器的设计过程。首先进行了传动方案的评述，选择齿轮减速器作为传动装置，然后进行减速器的设计计算（包括选择电动机、设计齿轮传动、轴的结构设计、选择并验算滚动轴承、选择并验算联轴器、校核平键联接、选择齿轮传动和轴承的润滑方式九部分内容）。运用AutoCAD软件进行齿轮减速器的二维平面设计，完成齿轮减速器的二维平面零件图和装配图的绘制。关键词：齿轮啮合 轴传动 传动比 传动效率目 录1、确定传动方案11.1. 拟定、分析传动装置方案12、电动机的选择22.1. 电动机类型的选择22.2电动机功率的选择22.3确定电动机的转速23、计算总传动比及分配各级的传动比33.1. 总传动比33.2分配各级传动比34、计算传动装置的传动和动力参数44.1.电动机轴的计算44.2.轴的计算(减速器高速轴)44.3.轴的计算(减速器中间轴)44.4.轴的计算(减速器低速轴)54.5.轴的计算(卷筒轴)55、传动零件V带的设计计算65.1.确定计算功率65.2.选择V带的型号65.3.确定带轮的基准直径dd1 dd275.4.验算V带的速度75.5.确定V带的基准长度Ld和实际中心距a85.6.校验小带轮包角185.7.确定V带根数Z95.8.求初拉力F0及带轮轴的压力FQ95.9.设计结果96、减速器齿轮传动的设计计算126.1.高速级圆柱齿轮传动的设计计算126.2.低速级圆柱齿轮传动的设计计算157、轴的设计187.1.高速轴的设计187.2.中间轴的设计207.3.低速轴的设计218、滚动轴承的选择259、键的选择2510、联轴器的选择2611、齿轮的润滑2612、滚动轴承的润滑2613、润滑油的选择2614、密封方法的选取27结 论28致 谢29参考文献30前 言计算过程及说明国外减速器现状，齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问国外的减速器，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。最近报导，日本住友重工研制的FA型高精度减速器，美国Jan-Newton公司研制的X-Y式减速器，在传动原理和结构上与本项目类似或相近，都为目前先进的齿轮减速器。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。因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平外，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，平动齿轮传动原理的出现就是一例。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。目前，超小型的减速器的研究成果尚不明显。在医疗、生物工程、机器人等领域中，微型发动机已基本研制成功，美国和荷兰近期研制分子发动机的尺寸在纳米级范围如能辅以纳米级的减速器，则应用前景远大。1、确定传动方案1.1根据工作要求，可拟定几种传动方案如图所示。（a）图所示为电动机直接与两级圆柱齿轮减速器相联结，圆柱齿轮易于加工，但减速器的传动比和结构尺寸较大。(b) 图所示为第一级用带传动，后接两级圆柱齿轮减速器。带传动能缓冲、吸振，过载时起安全保护作用，但结构上宽度和长度尺寸较大，且带传动不宜在恶劣环境下工作。(c)图所示为两级圆柱齿轮减速器后接一级链传动，链传动结构较紧凑，可在恶劣环境下工作，但振动噪声较大。综合考虑本设计要求，工作环境一般，有轻微冲击，可选择方案（b）2、电动机的选择2.1. 电动机类型的选择按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。2.2电动机功率的选择Pd=Fv/(1000)电动机的至工作机的总效率。=123324561、2、3、4、5、6分别为带的传动、齿轮传动的轴承、齿轮传动、齿轮传动联轴器、卷筒轴的轴承、卷筒的效率。则 =0.96×0.993×0.972×0.97×0.98×0.96=0.82Pd=Fv/(1000)=2300×1.51000×0.82=4.2kw2.3确定电动机的转速卷筒轴的工作转速为 nW =60×1000×VD=60×1000×1.5400×=71.66rmin取V带传动比i1=2 4。 齿轮传动比i2=840。则总传动比为i总=16160故电动机转速的可选范围nd=i总×nW=16160×71.66rmin=114711470rmin符合这一范围的同步转速有1500 rmin，再根据计算出的容量，由表2-1得Y132S4符合条件 表2-1型号额定功率同步转速满载转速Y112M44 kw1500 rmin1440 rminY132S45.5 kw1500rmin1440rmin 3、计算总传动比及分配各级的传动比3.1. 总传动比i总=n电动/nW=1440/71.66=20.093.2分配各级传动比i1为V带传动的传动比 i1的范围（24） i1=2.5i2为减速器高速级传动比i3为低速级传动比i4为联轴器连接的两轴间的传动比 i4 =1i总= i1 i2 i3 i4i2 i3=20.09/2.5=8.03i2=(1.3 i2 i3)1/2=3.2i3=2.54、计算传动装置的传动和动力参数4.1.电动机轴的计算n0=nm=1440rminP0= Pd =4.2kwT09550×P0n09550×4.21440=27.85N.m4.2.轴的计算(减速器高速轴)n1=n0i1=14402.5=576rminP1=P0×14.2×0.964.03kwT19550×P1n1带9550×4.0357666.8N.m4.3.轴的计算(减速器中间轴)n2 =n1i2=5763.2=180 rminP2 =P1×22×3=4.03×0.992×0.97=3.83kwT2 9550×P2n29550×3.83180203.20 N.m4.4.轴的计算(减速器低速轴)n3=n2i3=1802.572rminP3P2×2×3×43.83×0.99×0.97×0.973.56kwT39550×P3n39550×3.5672472.19 N.m4.5.轴的计算(卷筒轴)n4=n372rminP4P3×5×63.56×0.98×0.963.35kwT49550×P4n49550×3.3572444.34 N.m表4-1轴号功率P（Kw）转速n（r/min）转矩T（N.m）I4.0357666.8II3.83180203.20III3.5672472.19IV3.3572444.345、传动零件V带的设计计算5.1.确定计算功率表5-1工作情况系数KA载荷性质工作机举例原动机空载，轻载启动重载启动一天工作时间/h1010161610101616载荷平稳液体搅拌机，通风机和鼓风机（7.5kW），轻型运输机，离心水泵，压缩机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机，发电机，机床，剪床，压力机，印刷机，旋转式水泵1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大运输机，锻锤，粉碎机，纺织机，木工机械，起重机，重载运输机，制砖机1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式），球磨机，起重机，挖掘机1.31.41.51.51.61.8由表5-1查得工作情况系数KA =1.1， 那么，PC=KAP额=1.1·5.5=6.05 (kw)5.2.选择V带的型号 图5-1 普通V带选型图由PC的值和主动轮转速，查图5-1，选A型普通V带。5.3.确定带轮的基准直径dd1 dd2由图5-1可知小带轮基准直径dd180mm ，且dd180mmdmin75mm大带轮基准直径为。dd2dd1×n0n1=1440×80576200(mm)表5-2 V带轮基准直径ddmin及基准直径dd系列/mm带型YZABCDEddmin205075125200355500基准直径系列20 22.4 25 28 31.5 35.5 40 45 50 56 63 71 80 85 90 95 100 106 112 118 125 132 140 150 160 170 180 200 212 224 236 250 265 280 315 355 375 400 425 450 475 500 530 560 630 710 800 900 1000 1120 1250 1600 2000 2500按表5-2选取标准值dd2200mm 则实际传动比i，i dd2dd1200802.5主动轮的转速误差率在±5内为允许值5.4.验算V带的速度 V×dd1×n0600003.14×80×1440/60000=6.02( ms) v在525 ms范围内,所以两带轮直径合适。5.5.确定V带的基准长度Ld和实际中心距a按结构设计要求初定中心距a0=500mm L02 a0dd1dd22dd2dd124 a0 1000×280212022000 =1446.8mm表5-3 普通V带的基准长度系列与带的长度系数KL基准长度Ld/mmKLZABC12501.110.930.8814001.140.960.9016001.160.990.930.84 由表53，取Ld1400mm，实际中心距a为aa0LdL02 500+14001446.82 476.6mm5.6.校验小带轮包角1180°dd2dd1a ×57.3° 180°20080476.6 ×57.3°165.6°120°合适。 5.7.确定V带根数Z 表5-4 额定功率P0及功率增量P0（GB/T 13575.11992）/kW带型小带轮转速n/r·min-1P0小带轮直径d1mmP0传动比i1.091.121.131.181.191.241.251.341.341.501.511.991.99A950120014501600200075901000.040.050.060.060.080.050.070.080.090.110.060.080.090.110.130.070.100.110.130.160.080.110.130.150.190.100.130.150.170.220.110.150.170.190.240.510.600.680.730.840.770.931.071.151.340.951.141.321.421.66由表54得P00.91kw, P00.17 kw由表51查得K0.97, 由表53得KL0.96.得 Z=PcP0 PcP0P0×K×KLZ6.050.910.17×0.97×0.966.01取Z=6根。5.8.求初拉力F0及带轮轴的压力FQ 查得q0.1kgm，可得单根V带的初拉力为 F0500×Pc（2.5K1z×VqV2 135.72N 轴上压力Fq为 Fq2×F0×z×sin165.622×135.72×6×（sin165.62） 1615.79N 5.9.设计结果选用6根A1400GBT115441997的V带 中心距476.6mm 轴上压力1615.79N 带轮直径80mm和200mm小带轮基准直径dd180mm，做成实心式结构。大带轮基准直径dd2200mm，做成孔板式结构，由表5-5求出其结构尺寸，最后画出大带轮零件工作图。表5-5 V带轮轮缘横截面尺寸 型号尺寸YZABCDEb0hahfmin6.31.64.710.12.07.013.22.758.717.23.510.8234814.332.78.119.938.79.623.1e8±0.37±112±0.28±115±0.310.0±1219±0.412.5±12255±0.517±1237±0.6待添加的隐藏文字内容123±1245±029±1255.567.5101215BB=（z-1）e+2 (z为轮槽数)dede = dd +2ha轮槽角32°对应的dd6034°8011819031536°6047560038°80118190315475600带轮宽 B=（z-1）e+2=（6-1）15+2×10=95（mm）顶圆直径de2= dd2+2 ha=200+2×2.75=205.5(mm)轮槽深h= ha+ hf=2.75+8.7=11.45(mm)轮槽角=38°槽宽b0=13.2轮缘直径dr2 = de2-2（hf+）=205.5-2(8.7+6)=176.1(mm)轴径ds=24mm轮毂长度 L=（1.52）ds=（1.52）×24=3648（mm）取 L=48mm凸缘直径db =（1.82）ds=（1.82）×24=43.248（mm）取 db =48mm辐板厚 s=（0.20.3）B=（1.82）×95=1928.5（mm）取 s=20mmd0= (db+ dt )/2=(48+170.5)/2=190.3(mm)取 d0=190mm6、减速器齿轮传动的设计计算6.1.高速级圆柱齿轮传动的设计计算6.1.1.选择齿轮材料、热处理及精度等级根据工作条件，一般用途的减速器采用闭式传动软齿面，故选用9级精度 ，要求齿面粗糙度Ra3.26.3µm由61得 小齿轮 45钢 调质处理HBS1 = 220大齿轮 45钢 正火处理HBS1 =180 表6-1 齿轮常用材料、热处理及性能材料种类热处理方法齿面硬度Hlim/MPaFlim/MPa碳素钢正火或调质HBS=135300480+0.93(HBS-135)190+0.2(HBS-135)碳素铸钢420+0.93(HBS-135)160+0.2(HBS-135)6.1.2.确定许用接触应力表6-2 试验齿轮的接触疲劳极限Hlim和齿根弯曲疲劳极限Flim材料牌号热处理材料力学性能/MPa硬度应用范围bsHBSHRC45正火580290162217一般传动调质650360217255表面淬火4050小型闭式传动，重载有冲击由于属闭式传动软齿面，故按齿面接触强度设计，用齿根弯曲强度校核。查表62，试验齿轮的接触疲劳极限为Hlim1=559 MPaHlim2 =522 MPa表6-3 最小安全系数SFmin和SHmin工作可靠度SFminSHmin高度可靠1.501.25可靠度99（失效率1）1.001.00由表63得，接触疲劳强度的最小安全系数SFmin=1.0,则两齿轮的许用接触应力为H1=Hlim1SHmin=559 MPa H2=Hlim2SHmin522 MPa6.1.3.齿面接触强度设计表6-4 载荷系数K原动机工作情况工作机载荷特性平稳或较平稳中等冲击严重冲击工作平稳（如电动机、气轮机等）轻度冲击（如多缸内燃机）中等冲击（如单缸内燃机）11.21.21.61.61.81.21.61.61.81.82.01.61.81.92.12.22.4 d1 （671/H ）2 (KT1 /d )( i21)/ i2 13 小齿轮的转矩T1=66.8N·m=66800N·mm ，载荷系数K由表64的，取K=1.4；齿宽系数d 取1（闭式传动软齿面），H代入较小值H2。d1 （671/522 ）2 (1.4×66800/1 )( 3.21)/3.2 1358.71mm取d160mm6.1.4.几何尺寸计算表6-5渐开线齿轮标准模数第一系列1 1.25 1.5 2 2.5 3 4 5 6 8 10 12 16 20 25 32 40 50第二系列1.75 2.25 2.75 (3.25) 3.5 (3.75) 4.5 5.5 (6.5) 7 9 (11) 1418 22 28 36 45 中心距 a= d1( 1i)/2=60×(1+3.2)/2=126mm齿轮模数 m=(0.010.02)a=(0.010.02) ×126=1.262.52mm由表65，取标准模数m=2.5mm（因为载荷平稳，有轻微冲击）。齿数 z1=2a/m(1+i)=2×126/2.5(1+3.2)=24 z2= iz1=3.2×24=76.8取z2=76齿轮宽度 大齿轮 b2=dd1=1×60=60mm小齿轮 b1=b2+(510) =67mm6.1.5.校核齿根弯曲强度表6-6 标准外啮合齿轮的齿形系数YF（a=20° ha=1 c=0.25）zv1214161718192022252830YF3.473.203.022.952.892.862.802.722.632.572.53zv354045506080100150200400YF2.462.402.362.332.282.232.192.152.132.102.06校核公式 F=2 KT1 YF/ bm2 z1F查表6-6，齿形系数为z1=24 YF1=2.66 z2=76 YF2=2.25查表6-2，弯曲疲劳极限为 Flim1=207 MPaFlim2 =199 MPa 查表6-3，弯曲疲劳强度的最小安全系数SHmin=1.0齿根许用弯曲应力为 F1=Flim1/SHmin=207 MPa F2=Flim2/SHmin=199 MPa比较YF/F值： YF1/F1=2.66/207=0.0128 YF2/F2=2.25/199=0.0113将较大值YF1/F1和其他参数代入公式。 F1=2 KT1YF/bm2z1=2×1.4×66800×2.66/60×2.52×24=55.28<F=207 MPa齿根弯曲强度足够6.1.6.齿轮其他尺寸计算分度圆直径 d1m z1=2.5×24=60mm d2m z2=2.5×76=190mm齿顶高 ha=ham=1×2.5=2.5mm齿根高 hf=(ha+ c)m=(1+0.25)×2.5=3.125mm全齿高 h=ha+hf=2.5+3.125=5.625mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha=60+2×2.5=65mm da2=d2+2ha=190+2×2.5=195mm齿根圆直径 df1=d1-2hf=60-2×3.125=53.75mm df2=d2-2hf=190-2×3.125=183.75mm中心距 a=(d1+d2)/2=(60+190)/2=125mm齿宽 b1=67mm b2=60mm6.1.7.选择齿轮精度表6-7 圆柱齿轮第公差组精度与齿轮圆周速度的关系轮齿形式硬度/HBS第公差组精度等级5678910圆周速度/m·s-1直齿3503501518151210654311非直齿35035030363025201298621.5 齿轮圆周速度 Vd1×n1600003.14×60×576600001.81 m/s 查机械设计基础表6-7，选齿轮精度，第II公差组为9级。6.2.低速级圆柱齿轮传动的设计计算根据工作条件，一般用途的减速器采用闭式传动软齿面，故选用9级精度 ，要求齿面粗糙度Ra3.26.3µm查表61得 小齿轮 45钢 调质处理HBS1 = 220大齿轮 45钢 正火处理HBS1 =180 6.2.1.确定许用接触应力由于属闭式传动软齿面，故按齿面接触强度设计，用齿根弯曲强度校核。查表62，试验齿轮的接触疲劳极限为HLim1=559 MPaHLim2 =522 MPa查表63，接触疲劳强度的最小安全系数SFmin=1.0,则两齿轮的许用接触应力为H1=HLim1SHmin=559 MPa H2=HLim2SHmin522 MPa6.2.2.齿面接触强度设计d1 （671/H ）2 (KT1 /d )( i31)/ i3 13 小齿轮的转矩T1=427.19N·m=427190N·mm ，载荷系数K查表64，取K=1.4；齿宽系数d 取1（闭式传动软齿面），H代入较小值H2。d1 （671/522 ）2 (1.4×472190/1 )( 2.51)/2.5 13115.21mm取d1116mm6.2.3.几何尺寸计算中心距 a= d1( 1i3)/2=116×(1+2.5)/2=203mm齿轮模数 m=(0.010.02)a=(0.010.02) ×203=2.034.06mm由表65，取标准模数m=3mm（因为载荷平稳，有轻微冲击）。齿数 z1=2a/m(1+ i3)=2×203/3(1+2.5)=38.66 取 z1=40 z2= i3z1=2.5×40=100齿轮宽度 b2=dd1=1×116=116mmb1=b2+(510) =121mm6.2.4.校核齿根弯曲强度校核公式 F=2 KT1 YF/bm2 z1F查表6-6，得齿形系数为z1=40 YF1=2.40 z2=100 YF2=2.19查表6-2，弯曲疲劳极限为 Flim1=207 MPaFlim2 =199 MPa 查表6-3，弯曲疲劳强度的最小安全系数SHmin=1.0齿根许用弯曲应力为 F1=Flim1/SHmin=207 MPa F2=Flim2/SHmin=199 MPa比较YF/F值： YF1/F1=2.40/207=0.0115 YF2/F2=2.19/199=0.0110将较大值YF1/F1和其他参数代入公式。 F1=2 KT2YF/bm2 z1=2×1.4×472190×2.40/116×32×40=75.98<F=207 MPa齿根弯曲强度足够6.2.5.齿轮其他尺寸计算分度圆直径 d1m z1=3×40=120mm d2m z2=3×100=300mm齿顶高 ha=ham=1×3=3mm齿根高 hf=(ha+ c)m=(1+0.25)×3=3.75mm全齿高 h=ha+hf=3+3.75=6.75mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha=120+2×3=126mm da2=d2+2ha=300+2×3=306mm齿根圆直径 df1=d1-2hf=120-2×3.75=112.5mm df2=d2-2hf=300-2×3.75=292.5mm中心距 a=(d1+d2)/2=(120+300)/2=210mm齿宽 小齿轮 b1=121mm 大齿轮 b2=116mm6.2.6.选择齿轮精度 齿轮圆周速度 Vd1×n1600003.14×120×72600000.4521 m/s 查表6-7，选齿轮精度，第II公差组为10级。7、轴的设计7.1.高速轴的设计7.1.1.选择轴的材料，确定许用应力表7-1 轴的常用材料及机械性能材料牌号热处理毛胚直径/mm硬 度/HBS抗拉强度b/MPa屈服极限s/MPa应用说明45正火100170217600300用于强度高，韧性中等的较重要的轴，应用最广泛100300162217580290调质200217255650360表7-2 轴的许用弯曲应力材料bb+1b0b-1MPa碳素钢40013070405006001702007595455570023011065普通用途，中小功率减速器，选用45钢正火处理。由表7-1查得b600 MPa，由表7-2查得b-1=55MPa7.1.2.粗估最小轴径表7-3常用材料的和A值轴的材料Q235,20354540 Cr/ MPa1220203030404052A16013513511811810710798由表7-3查得A=110.得A= 110×=21.04mm高速轴I为输入轴，最小直径跟V带轮轴孔直径配合，应为带轮轴上有键槽，故最小直径加大5，dmin=22.09mm,由表5-2查得带轮轴孔有20mm、22mm、24mm、25mm、28mm等规格，故取dmin=24mm7.1.3.设计轴的直径及绘制草图确定轴上零件的位置及固定方式 此轴为齿轮轴，无须对齿轮定位。轴承安装于齿轮两侧的轴段采用轴肩定位，周向采用过盈配合。表确定各轴段的直径，由整体系统初定各轴直径。轴颈最小处连接V带轮d1=24mm，d2=28mm，轴段3处安装轴承d3=30mm，齿轮轴段d4=40mm，d5=d3=30mm。确定各轴段的宽度由带轮的宽度确定轴段1的宽度，B=(Z-1)e+2f（由表5-5查得）B=95mm，所以L1=110mm；轴段2安装轴承端盖，L2=45mm，轴段3、轴段5安装轴承，由表8-1查得选6206标准轴承，宽度为16mm，b3=b5=16mm；齿轮轴段由整体系统决定，初定此段的宽度为b4=175mm。按设计结果画出草图，如图7-1。图7-17.2.中间轴的设计7.2.1.选择轴的材料及热处理由已知条件知减速器传递的功率属于小功率 ，选用45钢正火处理。由表7-1查得b600 MPa，由表7-2查得b-1=55MPa。7.2.2.按钮转强度估算直径粗估最小轴径由表7-3查得A=110.得A= 110×=30.48mm7.2.3.设计轴的直径及绘制草图确定轴上零件的位置及固定方式 此轴安装2个齿轮，如图7-2所示，从两边安装齿轮，两边用套筒进行轴向定位，周向定位采用平键连接，轴承安装于齿轮两侧，轴向采用套筒定位，周向采用过盈配合固定。确定各轴段的直径，由整体系统初定各轴直径。轴段1、5安装轴承，d1=35mm，轴段2、4安装齿轮，d2=40mm，轴段3对两齿轮轴向定位，d3=48mm，d4=40mm，d5=d1=35mm。确定各轴段的宽度如图7-2所示，由轴承确定轴段1的宽度，由表8-1查的，选6207标准轴承，宽度为17mm，所以L1= L5=35mm；轴段2安装的齿轮轮毂的宽为60mm，L2取58mm，轴段4安装的齿轮轮毂的宽为121mm，L4=119mm。按设计结果画出草图，如图7-2。图7-27.3.低速轴的设计7.3.1.选择轴的材料及热处理由已知条件知减速器传递的功率属于小功率 ，对材料无特