傳動裝置中的齒輪減速器設計.doc

目 錄緒論1設計任務書5傳動方案的擬定及說明7電動機的選擇7計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)8傳動件的設計計算8軸的設計計算12滾動軸承的選擇及計算17鍵聯(lián)接的選擇及校核計算19連軸器的選擇20減速器附件的選擇21潤滑與密封21設計小結(jié)22參考資料目錄22我國齒輪業(yè)前景看好齒輪行業(yè)的一些專家對中國齒輪行業(yè)未來的發(fā)展態(tài)勢做出了大膽推斷：在影響因素預期不會逆轉(zhuǎn)的條件下，未來10年中國齒輪工業(yè)仍將持續(xù)快速發(fā)展。其中，2006年到2010年，我國齒輪制造企業(yè)將逐漸實現(xiàn)由集約化管理向信息化精益制造的轉(zhuǎn)變，年產(chǎn)值將達1000億元，我國將成為齒輪出口大國，在世界同行業(yè)中處在保3爭2 的位置；2011年到2015年，我國齒輪產(chǎn)品市場將走向成熟，在世界上將處在保2爭1的位置，那時將逼近世界齒輪強國。 業(yè)內(nèi)專家認為，之所以會有這樣的推斷，一是因為在歷經(jīng)了10多年的持續(xù)增長之后，中國齒輪工業(yè)已具備了一定規(guī)模，奠定了進一步發(fā)展的基礎；二是對拉動齒輪發(fā)展的主機行業(yè)今后繼續(xù)看好。 隨著我國機械工業(yè)特別是汽車業(yè)的快速發(fā)展，近5年來中國齒輪行業(yè)的平均增速接近20，2004年齒輪行業(yè)的年產(chǎn)值達到500億元人民幣，5年翻了一番，標志著我國已成為齒輪制造大國。目前我國齒輪行業(yè)在世界上的排名與意大利比較接近，應居第四位。 全國大小齒輪企業(yè)現(xiàn)在有近千家，規(guī)模上億元的企業(yè)50多家。中國齒輪工業(yè)的資本結(jié)構(gòu)已經(jīng)形成股份制企業(yè)、民營企業(yè)和獨資(合資)企業(yè)三足鼎立的局面。其中，由國有企業(yè)改制的各類股份公司是中國齒輪工業(yè)的基礎，一批企業(yè)的年銷售收入已超過10億元；民營企業(yè)的發(fā)展最為迅速，他們正成為市場的主力，并以靈活的方式與競爭優(yōu)勢進入國際市場。這些企業(yè)都有2億-10億元的銷售規(guī)模；獨資、合資企業(yè)技術(shù)先進，市場運作比較成熟，尤其在技術(shù)和管理上發(fā)揮著示范作用。 在工業(yè)通用變速箱領域，德國sew等一批國外獨資企業(yè)的進入激活了中國工業(yè)通用變速箱市場，以江浙一大批民營工業(yè)變速箱企業(yè)為代表，在產(chǎn)品系列化、模塊化、質(zhì)量與技術(shù)水平方面，最近5年有了突飛猛進的提升，開始與國際品牌競爭，同時部分產(chǎn)品出口歐美。在高速重載齒輪傳動制造方面，通過技術(shù)引進和消化，基本具備了為我國大型成套裝備及船舶工業(yè)進行配套的能力。 題目：傳動裝置中的齒輪減速器一 總體布置簡圖 1電動機；2聯(lián)軸器；3齒輪減速器；4帶式運輸機；5鼓輪；6聯(lián)軸器二 工作情況：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)三 原始數(shù)據(jù)鼓輪的扭矩t（nm）：850鼓輪的直徑d（mm）：350運輸帶速度v（m/s）：0.7帶速允許偏差（）：5使用年限（年）：5工作制度（班/日）：2四 設計內(nèi)容1. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算；2. 斜齒輪傳動設計計算3. 軸的設計4. 滾動軸承的選擇5. 鍵和連軸器的選擇與校核；6. 裝配圖、零件圖的繪制7. 設計計算說明書的編寫五 設計任務1 減速器總裝配圖一張2 齒輪、軸零件圖各一張3 設計說明書一份六 設計進度1、 第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算2、 第二階段：軸與軸系零件的設計3、 第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫傳動方案的擬定及說明由題目所知傳動機構(gòu)類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構(gòu)進行分析論證。本傳動機構(gòu)的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。電動機的選擇1 電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。所以選用常用的封閉式y(tǒng)（ip44）系列的電動機。2 電動機容量的選擇1） 工作機所需功率pw pw3.4kw2） 電動機的輸出功率pdpw/0.904pd3.76kw3 電動機轉(zhuǎn)速的選擇nd（i1i2in）nw初選為同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機4電動機型號的確定由表201查出電動機型號為y132m1-6,其額定功率為4kw，滿載轉(zhuǎn)速960r/min?；痉项}目所需的要求。 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)傳動裝置的總傳動比及其分配1 計算總傳動比由電動機的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：inm/nwnw38.4i25.142 合理分配各級傳動比由于減速箱是同軸式布置，所以i1i2。因為i25.14，取i25，i1=i2=5速度偏差為0.5%5%，所以可行。各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩項 目電動機軸高速軸i中間軸ii低速軸iii鼓 輪轉(zhuǎn)速（r/min）96096019238.438.4功率（kw）43.963.843.723.57轉(zhuǎn)矩（nm）39.839.4191925.2888.4傳動比11551效率10.990.970.970.97傳動件設計計算1 選精度等級、材料及齒數(shù)1） 材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。2） 精度等級選用7級精度；3） 試選小齒輪齒數(shù)z120，大齒輪齒數(shù)z2100的；4） 選取螺旋角。初選螺旋角142 按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算按式（1021）試算，即 dt1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1） 試選kt1.6（2） 由圖1030選取區(qū)域系數(shù)zh2.433（3） 由表107選取尺寬系數(shù)d1（4） 由圖1026查得10.75，20.87，則121.62（5） 由表106查得材料的彈性影響系數(shù)ze189.8mpa（6） 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限hlim1600mpa；大齒輪的解除疲勞強度極限hlim2550mpa；（7） 由式1013計算應力循環(huán)次數(shù)n160n1jlh601921（283005）3.3210e8 n2n1/56.64107（8） 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)khn10.95；khn20.98（9） 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1，安全系數(shù)s1，由式（1012）得 h10.95600mpa570mpa h20.98550mpa539mpa hh1h2/2554.5mpa2） 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1td1t=67.85（2） 計算圓周速度v=0.68m/s（3） 計算齒寬b及模數(shù)mntb=dd1t=167.85mm=67.85mmmnt=3.39h=2.25mnt=2.253.39mm=7.63mmb/h=67.85/7.63=8.89（4） 計算縱向重合度=0.3181tan14=1.59（5） 計算載荷系數(shù)k 已知載荷平穩(wěn)，所以取ka=1根據(jù)v=0.68m/s,7級精度，由圖108查得動載系數(shù)kv=1.11；由表104查的kh的計算公式和直齒輪的相同，故 kh=1.12+0.18(1+0.61)11+0.231067.85=1.42由表1013查得kf=1.36由表103查得kh=kh=1.4。故載荷系數(shù) k=kakvkhkh=11.031.41.42=2.05（6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 d1=mm=73.6mm（7） 計算模數(shù)mn mn =mm=3.743 按齒根彎曲強度設計由式(1017) mn1） 確定計算參數(shù)（1） 計算載荷系數(shù)k=kakvkfkf=11.031.41.36=1.96（2） 根據(jù)縱向重合度=0.318dz1tan=1.59，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù) y0。88（3） 計算當量齒數(shù)z1=z1/cos=20/cos14=21.89 z2=z2/cos=100/cos14=109.47（4） 查取齒型系數(shù)由表105查得yfa1=2.724；yfa2=2.172（5） 查取應力校正系數(shù)由表105查得ysa1=1.569；ysa2=1.798（6） 計算ff1=500mpaf2=380mpakfn1=0.95kfn2=0.98f1=339.29mpaf2=266mpa（7） 計算大、小齒輪的并加以比較=0.0126=0.01468 大齒輪的數(shù)值大。2） 設計計算mn=2.4mn=2.54 幾何尺寸計算1） 計算中心距z1=32.9，取z1=33z2=165a=255.07mma圓整后取255mm2） 按圓整后的中心距修正螺旋角=arcos=135550”3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=85.00mmd2=425mm4） 計算齒輪寬度 b=dd1b=85mmb1=90mm，b2=85mm5） 結(jié)構(gòu)設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。軸的設計計算擬定輸入軸齒輪為右旋ii軸：1 初步確定軸的最小直徑d=34.2mm2 求作用在齒輪上的受力ft1=899nfr1=ft=337nfa1=fttan=223n；ft2=4494nfr2=1685nfa2=1115n3 軸的結(jié)構(gòu)設計1） 擬定軸上零件的裝配方案 i. i-ii段軸用于安裝軸承30307，故取直徑為35mm。ii. ii-iii段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。iii. iii-iv段為小齒輪，外徑90mm。iv. iv-v段分隔兩齒輪，直徑為55mm。v. v-vi段安裝大齒輪，直徑為40mm。vi. vi-viii段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1. i-ii段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。2. ii-iii段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm。3. iii-iv段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度90mm。4. iv-v段用于隔開兩個齒輪，長度為120mm。5. v-vi段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為83mm。6. vi-viii長度為44mm。4 求軸上的載荷 66 207.5 63.5fr1=1418.5nfr2=603.5n查得軸承30307的y值為1.6fd1=443nfd2=189n因為兩個齒輪旋向都是左旋。故：fa1=638n fa2=189n5 精確校核軸的疲勞強度1） 判斷危險截面 由于截面iv處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面2） 截面iv右側(cè)的 截面上的轉(zhuǎn)切應力為由于軸選用40cr，調(diào)質(zhì)處理，所以，。（2p355表15-1）a) 綜合系數(shù)的計算由，經(jīng)直線插入，知道因軸肩而形成的理論應力集中為，（2p38附表3-2經(jīng)直線插入）軸的材料敏感系數(shù)為，（2p37附圖3-1）故有效應力集中系數(shù)為查得尺寸系數(shù)為，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為，（2p37附圖3-2）（2p39附圖3-3）軸采用磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為，（2p40附圖3-4）軸表面未經(jīng)強化處理，即，則綜合系數(shù)值為b) 碳鋼系數(shù)的確定碳鋼的特性系數(shù)取為，c) 安全系數(shù)的計算軸的疲勞安全系數(shù)為故軸的選用安全。i軸：1 作用在齒輪上的力fh1=fh2=337/2=168.5fv1=fv2=889/2=444.52 初步確定軸的最小直徑3 軸的結(jié)構(gòu)設計1） 確定軸上零件的裝配方案2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度d) 由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。e) 考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為30。f) 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。g) 該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經(jīng)標準化，定為40mm。h) 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達5mm，所以該段直徑選為46mm。i) 軸肩固定軸承，直徑為42mm。j) 該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。2） 各段長度的確定各段長度的確定從左到右分述如下：a) 該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。b) 該段為軸環(huán)，寬度不小于7mm，定為11mm。c) 該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為90mm，定為88mm。d) 該段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內(nèi)壁距離取4mm（采用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。e) 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調(diào)整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸，定為57mm。f) 該段由聯(lián)軸器孔長決定為42mm4 按彎扭合成應力校核軸的強度w=62748n.mmt=39400n.mm45鋼的強度極限為，又由于軸受的載荷為脈動的，所以。iii軸1 作用在齒輪上的力fh1=fh2=4494/2=2247nfv1=fv2=1685/2=842.5n2 初步確定軸的最小直徑3 軸的結(jié)構(gòu)設計1） 軸上零件的裝配方案2） 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度i-iiii-iviv-vv-vivi-viivii-viii直徑607075877970長度105113.758399.533.255 求軸上的載荷mm=316767n.mmt=925200n.mm6. 彎扭校合滾動軸承的選擇及計算i軸：1 求兩軸承受到的徑向載荷5、 軸承30206的校核1） 徑向力2） 派生力，3） 軸向力由于，所以軸向力為，4） 當量載荷由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為5） 軸承壽命的校核ii軸：6、 軸承30307的校核1） 徑向力2） 派生力，3） 軸向力由于，所以軸向力為，4） 當量載荷由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為5） 軸承壽命的校核iii軸：7、 軸承32214的校核1） 徑向力2） 派生力，3） 軸向力由于，所以軸向力為，4） 當量載荷由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為5） 軸承壽命的校核鍵連接的選擇及校核計算代號直徑（mm）工作長度（mm）工作高度（mm）轉(zhuǎn)矩（nm）極限應力（mpa）高速軸8760（單頭）25353.539.826.012880（單頭）4068439.87.32中間軸12870（單頭）4058419141.2低速軸201280（單頭）75606925.268.51811110（單頭）601075.5925.252.4由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為，所以上述鍵皆安全。連軸器的選擇由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。二、 高速軸用聯(lián)軸器的設計計算由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為，計算轉(zhuǎn)矩為所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器tl4（gb4323-84），但由于聯(lián)軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用tl5（gb4323-84）其主要參數(shù)如下：材料ht200公稱轉(zhuǎn)矩軸孔直徑，軸孔長，裝配尺寸半聯(lián)軸器厚（1p163表17-3）（gb4323-84）三、 第二個聯(lián)軸器的設計計算由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為，計算轉(zhuǎn)矩為所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器tl10（gb4323-84）其主要參數(shù)如下：材料ht200公稱轉(zhuǎn)矩軸孔直徑 軸孔長， 裝配尺寸半聯(lián)軸器厚（1p163表17-3）（gb4323-84）減速器附件的選擇通氣器由于在室內(nèi)使用，選通氣器