机械毕业设计1613用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器毕业设计

引言

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Alan-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．国内减速器现状?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。国内使用的大型减速器（500kw以上），多从国外（如丹麦、德国等）进口，花去不少的外汇。60年代开始生产的少齿差传动、摆线针轮传动、谐波传动等减速器具有传动比大，体积小、机械效率高等优点?。但受其传动的理论的限制，不能传递过大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。90年代初期，国内出现的三环（齿轮）减速器，是一种外平动齿轮传动的减速器，它可实现较大的传动比，传递载荷的能力也大。它的体积和重量都比定轴齿轮减速器轻，结构简单，效率亦高。由于该减速器的三轴平行结构，故使功率/体积（或重量）比值仍小。且其输入轴与输出轴不在同一轴线上，这在使用上有许多不便。北京理工大学研制成功的"内平动齿轮减速器"不仅具有三环减速器的优点外，还有着大的功率/重量（或体积）比值，以及输入轴和输出轴在同一轴线上的优点，处于国内领先地位。国内有少数高等学校和厂矿企业对平动齿轮传动中的某些原理做些研究工作，发表过一些研究论文，在利用摆线齿轮作平动减速器开展了一些工作。二、平动齿轮减速器工作原理简介,平动齿轮减速器是指一对齿轮传动中，一个齿轮在平动发生器的驱动下作平面平行运动，通过齿廓间的啮合，驱动另一个齿轮作定轴减速转动，实现减速传动的作用。平动发生器可采用平行四边形机构，或正弦机构或十字滑块机构。本成果采用平行四边形机构作为平动发生器。平动发生器可以是虚拟的采用平行四边形机构，也可以是实体的采用平行四边形机构。有实

用价值的平动齿轮机构为内啮合齿轮机构，因此又可以分为内齿轮作平动运动和外齿轮作平动运动两种情况。外平动齿轮减速机构，其内齿轮作平动运动，驱动外齿轮并作减速转动输出。该机构亦称三环（齿轮）减速器。由于内齿轮作平动，两曲柄中心设置在内齿轮的齿圈外部，故其尺寸不紧凑，不能解决体积较大的问题。?内平动齿轮减速，其外齿轮作平动运动，驱动内齿轮作减速转动输出。由于外齿轮作平动，两曲柄中心能设置在外齿轮的齿圈内部，大大减少了机构整体尺寸。由于内平动齿轮机构传动效率高、体积小、输入输出同轴线，故由广泛的应用前景。? 三、本项目的技术特点与关键技术? 1.本项目的技术特点,本新型的"内平动齿轮减速器"与国内外已有的齿轮减速器相比较，有如下特点：（1）传动比范围大，自I=10起，最大可达几千。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。比现有的齿轮减速器减少1/3左右。（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。（5）本减速器的输入轴和输出轴是在同一轴线上。本减速器与其它减速器的性能比较见表1。因缺少数据，表中所列的各减速器的功率/重量比是最优越的。?表1?各类减速器比较型号功率（kw）减速比质量（kg） QI-450? 93 31.5 1820 ZSY-250? 95 31.5 540 NGW-92 88.1 31.5 577 SEW(德国)? 90 28.61 1300 NP-100? 100 30 400 注：NP-100为内平动齿轮减速器，SEW减速器的质量含电机。2.本项目的关键技术?由图2可知，"内平动齿轮减速器"是由内齿轮Z2、外齿轮Z1和平行四边形机构组合而成的。它的传动原理是：电机输入旋转运动，外齿轮作平行移动，其圆心的运动轨迹是一个圆，与之啮合的内齿轮则作定轴转动。因为外齿轮作平行移动，所以称谓平动齿轮机构。齿轮的平行移动需要有辅助机构帮助实现的，可采用（6~12副）销轴、滚子作为虚拟辅助平动机构，也可以采用偏心轴作为实体辅助平动机构。内平动齿轮减速器的关键技术和关键工艺是组成平行四边形构件的尺寸计算及其要求的加工精度、轮齿主要参数的选择。这些因数都将影响传动的能力和传动的质量。总的说，组成本减速器的各零部件都要求有较高的精度，它们将决定着减速器的整体传动质量。3.本项目的概况本项目已获得中国实用新型专利，专利号：ZL95227767.0?。?本项目自1995年试制出第一台样机（功率2.5kW，传动比I=32）后，陆续与一些厂矿合作，设计了下面几种不同功率、不同传动比的减速器。（1）电动推拉门用减速器，功率550W，传动比I=26，与电机连成一体。（2）搅拌机用减速器，功率370W，传动比I=17。（3）某军品用的两种减速器，一种功率370W，传动比I=23.5；另一种功率370W，传动比I=103的二级传动减速器。（4）钢厂大包回转台减速器，功率7.5kw，传动比I=64。（5）钢厂辊道减速器，功率7.5kw，传动I=11。在本专利的基础上，已研制出一种新型超大型减速器，功率可达1000kw，目前正在研制超小型（外型尺寸为毫米级）的微型减速器。

2．市场需求分析 1.市场需求前景?同平动齿轮减速器由于体积小，重量轻，传动效率高，将会节省可观的原料和能源。因此，本减速器是一种节能型的机械传动装置，也是减速器的换代产品。?本减速器可广泛应用于机械，冶金、矿山、建筑、航空、军事等领域。特别在需要较大减速比和较大功率的各种传动中有巨大的市场和应用价值。 2.社会经济效益?现有的各类减速器多存在着消耗材料和能源较多，对于大传动比的减速器，该问题更为突出。而本新型减速器具有独特的优点。由于减速装置在各部门中使用广泛，因此，人们都十分重视研究这个基础部件。不论在减小体积、减轻重量、提高效率、改善工艺、延长使用寿命和提高承载能力以及降低成本等等方面，有所改进的话，都将会促进资源（包括人力、材料和动力）的节省。可以预见，本新型减速器在国内外市场中的潜力是很大的，特别是我国超大型减速器（如水泥生产行业，冶金，矿山行业都需要超大型减速器）大多依靠进口，而本减速器的一个巨大优势就是可以做超大型的减速器，完全可以填补国内市场的空白，并将具有

较大的经济效益和社会效益

毕业设计任务书

题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器

一．传动装置总体设计：

1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。

2. 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。

3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：

1—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

一．工作情况：

载荷平稳、单向旋转

二．原始数据

鼓轮的扭矩T（N·m）：850

鼓轮的直径D（mm）：350

运输带速度V（m/s）：0.7

带速允许偏差（％）：5

使用年限（年）：5

工作制度（班/日）：2

三．设计内容

⒈电动机的选择与运动参数计算；

⒉斜齿轮传动设计计算

⒊轴的设计

⒋滚动轴承的选择

⒌键和连轴器的选择与校核；

⒍装配图、零件图的绘制

⒎设计计算说明书的编写

四．设计任务

⒈减速器总装配图一张

⒉齿轮、轴零件图各一张

⒊设计说明书一份

五．设计进度

第一阶段：总体计算和传动件参数计算

第二阶段：轴与轴系零件的设计

第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制

第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写

传动方案的拟定及说明

由题目所知传动机构类型为：同轴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，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。

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

W

d a P P =

η KW

⑴工作机所需功率Pw

1000

W

FV P = KW Pw ＝3.4kW

⑵ 电动机的输出功率

所以

1000d a FV

P =

η KW

由电动机到运输带的传动总功率为

η＝轴承’

联齿

轴承联ηηηηη23＝0.904 Pd ＝3.76kW

3． 电动机转速的选择 nd ＝（i1’·i2’…in ’）nw

4．电动机型号的确定

由(机械设计基础课程设计指导书p119)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。其参数如下：

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：i＝nm/nw

nw＝38.4

i＝25.14

2． 合理分配各级传动比

由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 因为i ＝25.14，取i ＝25，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

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z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； 4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° 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—21）试算，即

dt ≥[]3

2

1·2???

?

??+H E

H d t Z Z u u T K ζεφα 1） 确定公式内的各计算数值试选Kt ＝1.6

（1） 选取区域系数ZH ＝2.433 （2） 选取尺宽系数φd ＝1

（3） 查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 （4）

查得材料的弹性影响系数ZE ＝189.8Mpa

（5） 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限ζHlim1＝600MPa ；大齿

轮的解除疲劳强度极限ζHlim2＝550MPa ；

（6）

计算应力循环次数

N1＝60n1jLh ＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 N2＝N1/5＝6.64×107

（7） 查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 （8）

计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数S ＝1，由式（10－12）得 [ζH]1＝＝0.95×600MPa ＝570MPa [ζH]2＝＝0.98×550MPa ＝539MPa [ζH]＝[ζH]1＋[ζH]2/2＝554.5MPa

2） 计算

（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t

d1t ≥[

]3

2

11·

2???

?

??+H E H d t Z Z u u T K ζεφα =3

2

35.5548.189433.256·62.11101911.62??

?

???????=67.85

（2） 计算圆周速度 v=

1000

6021?n d t π=10006085192

.67??π=0.68m/s （3） 计算齿宽b 及模数mnt

b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm

mnt=11cos z d t β=2014cos 85.67。

=3.39

h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89

(4)计算纵向重合度εβ

εβ=βεβtan 318

.01z =0.318×1×tan14。=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10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的

KH β的计算公式和直齿轮的相同，

故 KH β=1.12+0.18(1+0.6×12)1×12+0.23×103-67.85=1.42 查得KF β=1.36

查得KH α=KH α=1.4。故载荷系数

K=KAKVKH αKH β=1×1.03×1.4×1.42=2.05

(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a ）得 d1=3

1/t t K K d =3

6.1/05.285.67?mm=73.6mm

(7)计算模数mn

mn 1

1cos z d β==20cos146.73。

?mm=3.74

3． 按齿根弯曲强度设计 由式(10—17)

mn ≥[]3

2

12·cos 2F Sa Fa d Y Y z KTY ζεφβα

β 1） 确定计算参数

（1）

计算载荷系数

K=KAKVKF αKF β=1×1.03×1.4×1.36=1.96

（2）

根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tan β=1.59，从图10－28查得螺旋

角影响系数 Y β＝0。88

（3）

计算当量齿数

z1=z1/cos 3β=20/cos 314。=21.89

z2=z2/cos 3β=100/cos 314。=109.47

（4）

查取齿型系数

由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172

（5）

查取应力校正系数

由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798

（6）

计算[ζF]

ζF1=500Mpa ζF2=380MPa KFN1=0.95

KFN2=0.98 [ζF1]=339.29Mpa [ζF2]=266MPa

（7）

计算大、小齿轮的

[]

F Sa

Fa Y Y ζ并加以比较 []1

11F Sa Fa Y Y ζ=29.339569

.174.2?=0.0126

[]2

22F Sa Fa Y Y ζ=266798.1172.2?=0.01468

大齿轮的数值大。

2） 设计计算

mn ≥

3

2201468.0·62

.1201191

88.014cos 96.12??????=2.4 mn=2.5

4． 几何尺寸计算 1） 计算中心距 z1n

m d β

cos 1=

=32.9，取z1=33 z2=165 a ()β

cos 221n

m z z +=

=255.07mm

a 圆整后取255mm

2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 β=arcos ()a

m z z n

221+=13。55’50”

3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 d1β

cos 1n

m z =

=85.00mm

d2β

cos 2n

m z =425mm

4） 计算齿轮宽度 b=φdd1

b=85mm

B1=90mm ，B2=85mm

5） 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。

减速器机体结构尺寸如下：

500时，0.75f

d

0.50.40.30.7

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 ≥3

N P

A ＝3192

84.3126=34.2mm 2． 求作用在齿轮上的受力 Ft1=d T 2=899N

Fr1=Ft

β

αcos tan n

=337N Fa1=Fttan β=223N ； Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N

3． 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2

2.75mm，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

66 207.5 63.5 Fr1=1418.5N

Fr2=603.5N

查得轴承30307的Y值为1.6

Fd1=443N

Fd2=189N

因为两个齿轮旋向都是左旋。

故：Fa1=638N

Fa2=189N

5． 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

M P a W

M m

b 5.17==

σ 截面上的转切应力为MPa W T T

T 64.72

==

τ MPa T

m b 99.72

98

.152

==

=

=τττ 由于轴选用40cr ，调质处理，所以

MPa B 735=σ，MPa 3861=-σ，MPa 2601=-τ。

综合系数的计算

由6.1=d

D

045.0552==d r

经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为23.2=σα，81.1=τα，

轴的材料敏感系数为85.0=σq ，87.0=τq ， 故有效应力集中系数为

05.2)1(1=-+=σσσαq k 70.1)1(1=-+=ττταq k

查得尺寸系数为72.0=σε，扭转尺寸系数为76.0=τε， 轴采用磨削加工，表面质量系数为92.0==τσββ，

轴表面未经强化处理，即1

=q β，则综合系数值为

93.211

=-+

=

σ

σ

σ

σβεk K

11.211

=-+

=

τ

τ

τ

τβεk K

a) 碳钢系数的确定

碳钢的特性系数取为1.0=σψ，05.0=τψ

b) 安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为

92.61

=+=

-m

a K S σψσσσσσ

66.241

=+=

-m

a K S τψτττττ

S S S S S S ca =>=+=

5.16

6.62

2

τ

στσ

故轴的选用安全。

I 轴：

1． 作用在齿轮上的力 FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5

2． 初步确定轴的最小直径

mm n P A d a 9.1731

1

01==

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

a)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。

b)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。

c)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。

d)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。

e)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。

f)轴肩固定轴承，直径为42mm。

g)该段轴要安装轴承，直径定为35mm。

h)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42mm

4． 按弯扭合成应力校核轴的强度 W=62748N.mm T=39400N.mm

45钢的强度极限为MPa p 275][=σ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以6.0=α。

][43)(2

32p m p MPa W

T M σασ<=+=

III 轴

1． 作用在齿轮上的力 FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N

2． 初步确定轴的最小直径

mm n P A d a 4.5131

1

01==

3． 轴的结构设计

1） 轴上零件的装配方案

5． 求轴上的载荷 Mm=316767N.mm T=925200N.mm 6. 弯扭校合

33321600601.01.0mm d W =?==

][2.51)(2

12

p m p MPa W

T M σασ<=+=

滚动轴承的选择及计算 I 轴：

1． 求两轴承受到的径向载荷 2． 轴承30206的校核

2） 径向力

5.1682

121=+=V H r F F F

3） 派生力

N Y F F rA dA 7.522==

，N Y

F

F rB dB 7.522== 4） 轴向力

由于dA dB a F N F F >=+=+7.2757.522231， 所以轴向力为223=aA F ，7.52=aB F

5） 当量载荷 由于

e F F rA aA >=32.1，e F F

rB

aB <=31.0， 所以4.0=A X ，6.1=A Y ，1=B X ，0=B Y 。

由于为一般载荷，所以载荷系数为2.1=p f ，故当量载荷为

N F Y F X f P aA A rA A p A 04.509)(=+=22.202)(=+=aB B rB B p B F Y F X f P 6） 轴承寿命的校核

h h P Cr n L A

h 240001098.3)(6010716>?==ε

II 轴：

2、

轴承30307的校核 1） 径向力

N F F F V H rA 5.14182

121=+= N F F F V H rb 5.6032222=+=

2） 派生力

N Y F F rA dA 4432==

，N Y

F

F rB dB 1892== 3） 轴向力

由于dA dB a F N F F >=+=+10811898921， 所以轴向力为N F aA 638=，N F aB 189=

4） 当量载荷 由于

e F F rA aA >=45.0，e F F

rB

aB <=31.0， 所以4.0=A X ，6.1=A Y ，1=B X ，0=B Y 。

由于为一般载荷，所以载荷系数为2.1=p f ，故当量载荷为

N F Y F X f P aA A rA A p A 84.1905)(=+=N F Y F X f P aB B rB B p B 2.724)(=+= 5） 轴承寿命的校核

h h P Cr n L A

h 240001050.1)(6010716>?==ε

III 轴：

3、

轴承32214的校核 1） 径向力

N F F F V H rA 5.8422

121=+= N F F F V H rb 5.8422222=+=

2） 派生力

N Y F F rA dA 6.2942==

，N Y

F

F rB dB 6.2942==