齿轮减速器设计

毕业设计（论文）任务书设计题目齿轮减速器的设计学生姓名指导教师任务书下达时间xxx年10月16日系主任签字教研室主任签字1、毕业设计（论文）主要内容及技术指标（1）内容1.电动机的选择与运动参数计算；2.斜齿轮传动设计计算3.轴的设计4.滚动轴承的选择5.键和连轴器的选择与校核；6.装配图、零件图的绘制7.设计计算说明书的编写（2）技术指标1减速器总装配图一张2齿轮、轴零件图各一张3设计说明书一份工作制度（班/日）：22、毕业设计（论文）基本要求编写设计（论文），格式按烟台工程职业技术学院毕业设计（论文）要求完成。完成一张装配图，一张零件图。3、所需数据资料及参考文献(1)推荐:陈梓城主编,电子技术实训.北京:机械工业出版社,2006王廷才主编,电子线路CADProtel99使用指南.北京机械工业出版社,2002(2)可自行根据需要从网上或图书馆查阅相关文献资料。4、进度计划序号阶段性工作及成果时间安排123456申报毕业设计（论文）课题开题会，各指导教师下达任务书。全体指导教师及学生大会：考试时间调整；各指导教师检查工作进展情况。课题设计、撰写论文、实物制作上交有关材料给指导老师答辩会2008年6月2008年9月2008年10月2008年11月中旬2008年10月12月2008年12月6日前2008年12月11日注：上述各项均可增加附页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。因为齿轮传动能够满足减震器实验台对传动的高度要求，因此，本设计采用齿轮传动。关键词：减速器零部件齿轮传动机械传动前言由于减速器是当今世界上最常用的传动装置，所以世界各国都不断的在改进它，寻求新的突破，降低其成本，提高其效率，扩大其应用范围。为了更好的适应现代市场的需求，就必须运用计算机辅助设计技术解决过去计算繁琐，绘图工作量大及工作效率低，速度慢的问题。基于这些方面，我运用了功能强大的三维造型软件Pro-E对减速器的各个组成零件进行三维实体造型并进行装配，实现所设计的减速器在投产前的装配检验。通过实体造型和装配，检验并修正设计计算中可能出现的一些问题，使其布局更合理，使产品的设计更贴近生产实际，并能直接生成二维图纸，因此节约了大量的时间。一、电动机的选择1电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。2电动机容量的选择1）工作机所需功率PwPw3.4kW2）电动机的输出功率PdPw/0.904Pd3.76kW3电动机转速的选择nd（i1?i2in）nw初选为同步转速为1000r/min的电动机4电动机型号的确定由表201查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：inm/nwnw38.4i25.142合理分配各级传动比由于减速箱是同轴式布置，所以i1i2。设计一台单级斜齿圆柱齿轮减速器，该减速器用于带式运输机的传动系统中。方案简图（题号14）：原始数据：传送带卷筒转速150rpm；减速器输出轴功率4.3KW。技术条件：该传动设备两班制连续工作，单向回转，有轻微振动，卷筒转速允许误差为5%，使用期限10因为i25.14，取i25，i1=i2=5速度偏差为0.5%5%，所以可行。各轴转速、输入功率、输入转矩项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III鼓轮转速（r/min）96096019238.438.4功率（kW）43.963.843.723.57转矩（N?m）39.839.4191925.2888.4传动比11551效率10.990.970.970.97传动件设计计算1选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2）精度等级选用7级精度；3）试选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z2100的；4）选取螺旋2按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（1021）试算，即dt1）确定公式内的各计算数值（1）试选Kt1.6（2）由图1030选取区域系数ZH2.433（3）由表107选取尺宽系数d1（4）由图1026查得10.75，20.87，则121.62（5）由表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa（6）由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；（7）由式1013计算应力循环次数N160n1jLh601921（283005）3.3210e8N2N1/56.64107（8）由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.95；KHN20.98（9）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得H10.95600MPa570MPaH20.98550MPa539MPaHH1H2/2554.5MPa2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径d1td1t=67.85（2）计算圆周速度v=0.68m/s（3）计算齿宽b及模数mntb=dd1t=167.85mm=67.85mmmnt=3.39h=2.25mnt=2.253.39mm=7.63mmb/h=67.85/7.63=8.89（4）计算纵向重合度=0.3181tan14=1.59（5）计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=0.68m/s,7级精度，由图108查得动载系数KV=1.11；由表104查的KH的计算公式和直齿轮的相同，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。故载荷系数K=KAKVKHKH=11.031.41.42=2.05（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得d1=mm=73.6mm（7）计算模数mnmn=mm=3.743按齿根弯曲强度设计由式(1017mn1）确定计算参数（1）计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.031.41.36=1.96（2）根据纵向重合度=0.318dz1tan=1.59，从图1028查得螺旋角影响系数Y0。88（3）计算当量齿数z1=z1/cos=20/cos14=21.89z2=z2/cos=100/cos14=109.47（4）查取齿型系数由表105查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172（5）查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798（6）计算FF1=500MpaF2=380MPaKFN1=0.95KFN2=0.98F1=339.29MpaF2=266MPa（7）计算大、小齿轮的并加以比较=0.0126=0.01468大齿轮的数值大。2）设计计算mn=2.4mn=2.54几何尺寸计算1）计算中心距z1=32.9，取z1=33z2=165a=255.07mma圆整后取255mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos=135550”3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1=85.00mmd2=425mm4）计算齿轮宽度b=dd1b=85mmB1=90mm，B2=85mm5）结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。轴的设计计算拟定输入轴齿轮为右旋II轴：1初步确定轴的最小直径d=34.2mm2求作用在齿轮上的受力Ft1=899NFr1=Ft=337NFa1=Fttan=223N；Ft2=4494NFr2=1685NFa2=1115N3轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案i.I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。ii.II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。iii.III-IV段为小齿轮，外径90mm。iv.IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。v.V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。vi.VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1.I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。2.II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。3.III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。4.IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。5.V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。6.VI-VIII长度为44mm。4求轴上的载荷166207.563.5Fr1=1418.5NFr2=603.5N查得轴承30307的Y值为1.6Fd1=443NFd2=189N因为两个齿轮旋向都是左旋。故：Fa1=638NFa2=189N5精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面2）截面IV右侧的截面上的转切应力为由于轴选用40cr，调质处理，所以（2P355表15-1）a)综合系数的计算由，经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为，I轴：1作用在齿轮上的力FH1=FH2=337/2=168.5Fv1=Fv2=889/2=444.52初步确定轴的最小直径3轴的结构设计1）确定轴上零件的装配方案2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度d)由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。e)考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。f)该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。g)该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。h)为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。i)轴肩固定轴承，直径为42mm。j)该段轴要安装轴承，直径定为35mm。2）各段长度的确定各段长度的确定从左到右分述如下：a)该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。b)该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。c)该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。d)该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。e)该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。f)该段由联轴器孔长决定为42mm4按弯扭合成应力校核轴的强度W=62748N.mmT=39400N.mm45钢的强度极限为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。III轴1作用在齿轮上的力FH1=FH2=4494/2=2247NFv1=Fv2=1685/2=842.5N2初步确定轴的最小直径3轴的结构设计1）轴上零件的装配方案2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I-IIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII直径607075877970长度105113.758399.533.255求轴上的载荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm6.弯扭校合滚动轴承的选择及计算I轴：1求两轴承受到的径向载荷5）轴承寿命的校核轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以610()thPCfLhn，查课本259页表16-9，10取取rPF1,.2,tpf3按最不利考虑，则有：2218019784.72.rvHFFN222516r则因此所该轴承符合要求。6631009.51()()6.314.8thPCfLhn年高速轴8760（单头）25353.539.826.012880（单头）4068439.87.32中间轴12870（单头）4058419141.2低速轴201280（单头）75606925.268.51811110（单头）601075.5925.252.4由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。连轴器的选择由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。二、高速轴用联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）其主要参数如下：材料HT200公称转矩轴孔直径轴孔长，装配尺寸半联轴器厚（1P163表17-3）（GB4323-84三、第二个联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）其主要参数如下：材料HT200公称转矩轴孔直径轴孔长，装配尺寸半联轴器厚（1P163表17-3）（GB4323-84减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M181.5油面指示器选用游标尺M16起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞选用外六角油塞及垫片M161.5润滑与密封一、齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。二、滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。三、润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。四、密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。设计小结由于时间紧迫，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，我精确的相信，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，传动更稳定图1单级圆柱齿轮减速器1.箱体；2.轴承；3.放油螺塞；4.齿轮；5.油标；6.轴；7.垫片；8.端盖；9.螺钉；10.定位销；11、12.螺栓；13.观察孔盖；14.螺钉；15.箱盖；16.齿轮轴17.轴承；18.垫片；19.端盖；20.螺钉21.端盖；22.螺钉；23.垫片；减速器的轴测图齿轮各部分的名称和符号图示为直齿外齿轮的一部分。齿轮上每个凸起的部分称为齿，相邻两齿之间的空间称为齿槽。齿轮各部分的名称及符号规定如下：（1）齿顶圆过齿轮各齿顶所作的圆，其直径和半径分别用da和ra表示。（2）齿根圆过齿轮各齿槽底部的圆，其直径和半径分别用df和rf表示。（3）分度圆齿顶圆和齿根圆之间的圆，是计算齿轮几何尺寸的基准圆其直径和半径分别用d和r表示。（4）基圆形成渐开线的圆，其直径和半径分别用db和rb表示。（5）齿顶高、齿根高及齿全高齿顶高为分度圆与齿顶圆之间的径向距离，用ha表示；齿根高为分度圆与齿根圆之间的径向距离，用hf表示；齿全高为齿顶圆与齿根圆之间的径向距离，用h表示，显然h=ha+hf。（6）齿厚、齿槽宽及齿距在半径为rk的圆周上，一个轮齿两侧齿廓之间的弧长称为该圆上的齿厚，用sk表示；在此圆周上，一个齿槽两侧齿廓之间的弧长称为该圆上的齿槽宽，用ek表示；此圆周上相邻两齿同侧齿廓之间的弧长称为该圆上的齿距，用pk表示，显然pk=sk+ek。分度圆上的齿厚、齿槽宽及齿距依次用s、e及p表示，p=s+e。基圆上的齿距又称为基节，用pb表示。标准齿轮：基本参数取标准值，具有标准的齿顶高和齿根高，分度圆齿厚等于齿槽宽的直齿圆柱齿轮称为标准齿轮，不能同时具备上述特征的直齿轮都是非标准齿轮。标准齿轮及其几何尺寸计算公式由齿轮各部分名称的定义可以得到标准齿轮的几何尺寸计算公式，如（外齿轮）：分度圆直径d=mz基圆直径db=dcos齿顶圆直径齿根圆直径标准齿轮的几何尺寸计算公式详见付表2.基本参数（1）齿数z在齿轮整个圆周上轮齿的总数。（2）模数m分度圆的周长=d=zp，则有：由于是无理数，给齿轮的设计、制造及检测带来不便。为此，人为地将比值p/取为一些简单的有理数，并称该比值为模数，用m表示，单位是mm。我国已制定了模数的国家标准，因此，分度圆直径d=mz，分度圆齿距p=m。模数m是决定齿轮尺寸的一个基本参数。齿数相同的齿轮，模数愈大，其尺寸也愈大如上图所示。（3）分度圆压力角齿轮轮齿齿廓在齿轮各圆上具有不同的压力角，我国规定分度圆压力角的标准值一般为20。此外，在某些场合也采用=14.5、15、22.5及25等的齿轮。至此，我们可以给分度圆下一个完整的定义：分度圆就是齿轮上具有标准摸数和标准压力角的圆。（4）顶高系数h*a和顶隙系数c*齿轮齿顶高和齿根高的计算式分别是：其中h*a和c*分别称为齿顶高系数和顶隙系数。GB1356-88规定了h*a和c*的标准值：1）正常齿制当m1mm时，h*a=1，c*=0.25；当m1mm时，