二级展开式圆柱齿轮减速器设计2

襄阳汽车职业技术学院高等职业教育2014届毕业论文题目：二级展开式圆柱齿轮变速器学号：143570401110086姓名：徐超学历层次：大专系（部）：汽车工程系专业：汽车制造与装配班级：1103指导老师：马银林完成日期：2014.04.231本人声明本人郑重声明：本人所呈交的毕业论文是本人在指导老师的指导下进行研究所取得的研究成果，除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不存在以下情形：1.购买论文2.由他人代写3.伪造数据4.有其他严重学位论文作假行为等情形2毕业设计（论文）任务书题目名称二级展开式圆柱齿轮变速器学生姓名徐超专业班级汽车制造与装配1103班学号143570401110086题目来源□教师考研□社会实践□实验室建设□其他题目类型□理论研究□应用研究□设计开发□其他选题背景及目的工作任务及要求（一）总体要求1、选题符合专业培养目标，难易度适当，具有理论意义或实际价值。2、论文必须文题相符，概念清楚，思路清晰，层次分明，论据充分、可靠，引用正确，论证有力。3、论文符合写作规范。4、论文的字数要求在5000以上。（二）进度要求12月28日前，确定毕业设计题目。1月10日前，完成方案论证。2月10日前，完成毕业设计初稿，并提交指导老师进行阶段检查。3月25日前，完成结构设计、绘制图纸、指导老师反馈阶段检查意见，督促修改。5月5日前，完成毕业设计定稿。5月20日前，完成全部设计任务：提交全部纸质和电子文档资料（任务书、设计计算说明书、设计图纸、翻译资料等）给指导老师。时间安排1．开题报告：2．完成初稿：3．答辩：5月23——25日以上内容由指导老师填写指导教师签字教师姓名：年月日系（部）审核审核意见：组长签字：年月日学生接受任务签字接受任务时间：年月日学生签字：3目录一．设计任务书……………………………………………………1二．传动方案的拟定及说明………………………………………3三．电动机的选择…………………………………………………3四．计算传动装置的运动和动力参数……………………………4五．传动件的设计计算……………………………………………5六．轴的设计计算…………………………………………………14七．滚动轴承的选择及计算………………………………………26八．箱体内键联接的选择及校核计算……………………………27九．连轴器的选择…………………………………………………27十．箱体的结构设计………………………………………………29十一、减速器附件的选择……………………………………………30十二、润滑与密封……………………………………………………31十三、设计小结………………………………………………………32十四、参考资料………………………………………………………334一、设计任务书：题目：设计一用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器1.总体布置简图：DVF1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器2.工作情况：5载荷平稳、单向旋转3.原始数据：输送带的牵引力F（kN）：2.1输送带滚筒的直径D（mm）：450输送带速度V（m/s）：1..4带速允许偏差（％）：±5使用年限（年）：10工作制度（班/日）：24.设计内容：1)电动机的选择与运动参数计算；2)直齿轮传动设计计算；3)轴的设计；4)滚动轴承的选择；5)键和联轴器的选择与校核；6)装配图、零件图的绘制；7)设计计算说明书的编写。5.设计任务：1)减速器总装配图一张；2)齿轮、轴以及箱座零件图各一张；3)设计说明书一份；6.设计进度：1)第一阶段：总体计算和传动件参数计算2)第二阶段：轴与轴系零件的设计63)第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4)第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写二、传动方案的拟定及说明：由题目所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴承受载荷大、刚度差，中间轴承润滑较困难。三、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PwPFV/1000ww＝3.1kW2）电动机的输出功率dPdP＝Pw/η由于320.86轴承齿轮链联轴器，故：dP＝3.6kW3．电动机转速的选择：根据12dnwniiin，初选为同步转速为1500r/min的电动机4．电动机型号的确定：由表17-7查出电动机型号为Y112M-4,其额定功率为4kW，7满载转速1440r/min,基本符合题目所需的要求。四、计算传动装置的运动和动力参数：1.计算总传动比：由电动机的满载转速mn和工作机主动轴转速wn可确定传动装置应有的总传动比i：由于1.4601000/59.41wnD，故计算得到总传动比：24.24i2.合理分配各级传动比：由于减速箱是展开式布置，为了使两个大齿轮具有相近的浸油深度，应试两级的大齿轮具有相近的直径，于是可按下式3.分配传动比：11.3ii因为24.24i，取24i，125.61,4.32ii，此时速度偏差为0.5%5%，所以可行。五、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滚筒轴IV转速（r/min）14401440256.759.459.4功率（kW）43.963.803.653.50转矩（N·m）26.526.3141.4586.8562.7传动比115.614.321效率10.990.960.960.948五、传动件设计计算：直齿圆柱齿轮具有不产生轴向力的优点，但传动平稳性较差，在减速器中圆周速度不大的情况下采用直齿轮。I---II轴高速传动啮合的两直齿轮（传动比5.61）：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8级精度；3）试选小齿轮齿数119z，大齿轮齿数2107z的；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（10—9）试算，即d≥321·2.32HEdtZuuTKσφ4）确定公式内的各计算数值：（1）试选tK1.3；（2）由图10－30选取区域系数2.5ZH；（3）由表10－7选取尺宽系数1d；（4）由表10－6查得材料的弹性影响系数189.8ZEMpa；（5）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HMpa；大齿轮的接触疲劳强度极限9lim2550HMpa；（6）由式10－13计算应力循环次数：1N160hnjL6014401283001094.210921/5.610.7510NN由图10－19查得接触疲劳寿命系数10.88HNK；20.92HNK；（7）计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1％，安全系数1S，由式（10－12）得H1H2HH1H2[]0.88600528[]0.92550506[]min[],[]506MPaMPaMPa5）计算过程：（1）试算小齿轮分度圆直径1td：1td≥3211·2.32HEdtZuuTKσφ=2.323235068.1891.6561.6·110.3261.3=41.36mm（2）计算圆周速度：1241.3614403.11/601000601000tdnvms（3）计算齿宽、模数及齿高等参数：齿宽1b=141.3641.36dtdmm模数m=11zdt=1941.36=2.18齿高2.252.252.184.91hmmm齿宽与齿比为/41.36/4.918.42bh（4）计算载荷系数K：10已知载荷平稳，所以取AK=1；根据v=2.93m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数1.1VK；对于直齿轮1HFKK；由表10-4插值法查的8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，1.450HK由/8.42bh,查图10-13得1.48FK，故：A11.111.481.628vHHKKKKK（5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得3311/41.361.628/1.345.05ttddKKmm（6）计算模数mm11zd=1955.04=2.37mm3．按齿根弯曲强度设计：由式(10—17)m≥3211·2FSaFadYYzKTσφ确定计算参数：1)由图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FMpa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限2380FMpa2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数10.88FNK20.93FNK3)计算弯曲疲劳许用应力取安全系数1.4S，由式10-12得：111F=11/FNFEKS=303.57Mpa2F=22/FNFEKS=252.43Mpa4)查取齿型系数和应力校正系数由表10—5查得12.850FaY；22.175FaY由表10－5查得11.540SaY；21.798SaY5)计算大、小齿轮的FSaFaYYσ并加以比较111FSaFaYYσ=57.30354.185.2=0.01456222FSaFaYYσ=43.252798.1175.2=0.01549大齿轮的数值大。6)计算载荷系数11.111.481.628AVFFKKKKK7)设计计算m≥32354901.0·11911026.3628.12=1.54最终结果：m=1.544．标准模数选择：由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.54优先采用第一系列并就近圆整为标准值2mmm，按接触疲劳强度算的的分度圆直径的145.05dmm121)小齿轮齿数11/25.525zdm，取123z2）大齿轮齿数215.61129zz，取2z=1295.几何尺寸计算：1)计算中心距：a221mzz=152mm2)计算大、小齿轮的分度圆直径：1146dzmmm，22258dzmmm计算齿轮宽度：1dbd46bmm小齿轮齿宽相对大一点因此150Bmm，246Bmm3)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。II---III轴低速传动啮合的两直齿轮（传动比4.32）：1.选精度等级、材料及齿数(与上面两对齿轮相同)：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。132）精度等级选用8级精度；3）试选小齿轮齿数124z，大齿轮齿数2103z的；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（10—9）试算，即td≥321·2.32HEdtZuuTKσφ4）确定公式内的各计算数值（1）试选tK1.3；（2）由图10－30选取区域系数ZH＝2.5；（3）由表10－7选取尺宽系数1d；（4）表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa（5）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HMpa；大齿轮的接触疲劳强度极限lim