二级减速器毕业设计

XXXXXXXXX毕业论文

论文题目

——二级圆柱齿轮减速器的设计

作者：XXX

学院：机械制造与自动化工程学院专业：机电一体化技术

学号：XXX

指导教师：XXX

论文成绩：

日期：2011-5-5

设计任务书

设计题目：

二级圆柱齿轮减速器

设计要求：

运输带拉力 F = 3400 N

运输带速度 V = 1.3 m/s

卷筒直径 D = 320 mm

滚筒及运输带效率η=0.94 。要求电动机长期连续运转，载荷不变或很少变化。电动机的额定功率Ped稍大于电动机工作功率Pd。工作时，载荷有轻微冲击。室内工作，水份和灰份为正常状态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差为±4%，要求齿轮使用寿命为10年，传动比准确，有足够大的强度，两班工作制，轴承使用寿命不小于15000小时，要求轴有较大刚度，试设计二级圆柱齿轮减速器。

设计进度要求：

第一周：熟悉题目，收集资料，理解题目，借取一些工具书。

第二周：完成减速器的设计及整理计算的数据，为下步图形的绘制做准备。

第三周：完成了减速器的设计及整理计算的数据。

第四周：按照上一阶段所计算的数据，完成零部件的CAD的绘制。

第五周：根据设计和图形绘制过程中的心得体会撰写论文，完成了论文的撰写。

第六周：修改、打印论文，完成。

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。它的主要优点是：

①瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，可传递空间任意两轴之间的运动和动力；

②适用的功率和速度范围广；

③传动效率高，η=0.92-0.98；

④工作可靠、使用寿命长；

⑤外轮廓尺寸小、结构紧凑。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。齿轮减速器按减速齿轮的级数可分为单级、二级、三级和多级减速器几种；按轴在空间的相互配置方式可分为立式和卧式减速器两种；按运动简图的特点可分为展开式、同轴式和分流式减速器等。单级圆柱齿轮减速器的最大传动比一般为8～10，作此限制主要为避免外廓尺寸过大。若要求i>10时，就应采用二级圆柱齿轮减速器。二级圆柱齿轮减速器应用于i：8～50及高、低速级的中心距总和为250～400mmm的情况下。

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

摘要 (2)

1 传动装置总体设计 (1)

1.1传动简图 (1)

1.2拟定传动方案 (2)

1.3选择电动机 (2)

1.4确定传动装置的总传动比及其分配 (3)

1.5计算传动装置的运动及动力参数 (3)

2 设计计算传动零件 (5)

2.1高速齿轮组的设计与强度校核 (5)

2.2高速齿轮组的结构设计 (8)

2.3低速齿轮组的设计与强度校核 (9)

2.4低速齿轮组的结构设计 (12)

2.5校验传动比 (13)

3 设计计算轴 (14)

3.1低速轴的设计与计算 (14)

3.2中间轴的设计与计算 (15)

3.3高速轴的设计与计算 (15)

4 键联接，润滑方式，润滑剂牌号及密封件的选择 (23)

4．1选择和校验键联接 (23)

4．2齿轮的润滑 (23)

4．3滚动轴承的润滑 (24)

4．4润滑油的选择 (24)

4．5密封方法的选取 (24)

结论 (25)

致谢 (26)

参考文献 (27)

附录 (28)

指导教师评语 (29)

1 传动装置总体设计

1.1传动简图

绘制传动简图如下：

从带的拉力、带的速度、卷筒直径、齿轮的工作寿命等多方面因素考虑，选择并确定传动简图。

1.2 拟定传动方案

采用二级圆柱齿轮减速器，适合于繁重及恶劣条件下长期工作，使用与维护方便。（缺点：结构尺寸稍大）。

高速级常用斜齿，低速级可用直齿或斜齿。由于相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮在远离转矩输入端，以减少因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均的现象。常用于载荷较平稳的场合，应用广泛。传动比范围：i = 8～40

1.3 选择电动机

稳定运转下工件主轴所需功率： kw

FV P W 420.410003.134001000

=÷?==

工作机主轴转速为： min

/627.77320

14.33.1100060100060r X D

v

n =??=

?=

π

工件主轴上的转矩：

m N n

P T ?=?=

?=

767.543627

.779550420.49550

ω

如图1-2所示，初选联轴器为弹性柱销联轴器和凸缘联轴器，滚动轴承为滚子轴承，传动齿轮为闭式软齿面圆柱齿轮，因其速度不高，选用7级精度(GB10095-88)，则机械传动和摩擦副的效率分别如下：

弹性柱销联轴器： η = 0.9925 滚子轴承： η = 0.98 闭式圆柱齿轮（7级）：η = 0.98 凸缘联轴器（刚性）：η = 0.97 滚筒及运输带效率： η = 0.94

所以，电动机至工件主轴之间的总效率为：

η = 0.9925×0.98×0.98×0.98×0.98×0.98×0.97×0.98×0.94 = 0.8264

所以电动机所需功率为 kw

P P d 3485.58264

.0420.4===

η

ω

选取电动机的转速为 n = 1500min /r ，查[9]表16-1,取电动机型号为Y132S-4，则所选取电动机：

额定功率为 kw P ed 5.5= 满载转速为 min /1440r n m =

1.4 确定传动装置的总传动比及其分配

总传动比

55

.18627

.771440

===

ω

n n i m

选用浸油深度原则，查表得 1i =5.3 ；2i =3.5；

1.5计算传动装置的运动及动力参数

各轴转速： Ⅰn = min /1440r n m =

Ⅱ

n =

min /70.2713

.51440

1

r i n Ⅰ==

Ⅲn =

mi n /628.775

.370

.2712

r i n Ⅱ==

各轴输入功率： kw

P P d Ⅰ3084.59925.03485.501=?=?=η kw P P ⅠⅡ0982.598.098.03084.512=??=?=η kw P P ⅡⅢ8963.498.098.00982.523=??=?=η

电动机的输出转矩：m N n P T m

d d ?==471.359550

各轴输入转矩： m N n P T Ⅰ

ⅠⅠ?==2050.359550

同理

m N T Ⅱ?=1969.179

m N T Ⅲ?=355.602

2 设计计算传动零件

标准减速器中齿轮的齿宽系数a φ=b/a （其中a 为中心距） 对于一般减速器取齿宽系数 a φ=0.4

2.1 高速齿轮组的设计与强度校核

2.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

(1)如上图所示，选用斜齿圆柱齿轮传动，四个齿轮均为斜齿，有利于保障传动的平稳性；

(2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095—88）；

(3)材料选择。由文献[2]表10—1,选择小齿轮材料为40r C （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 。

(4)初选小齿齿数1Z =24，大齿轮齿数为2Z =5.3×1Z =127.2，取2Z =128。 2.1.2 按齿面接触强度设计

3

2

11)]

[()1(2H E H a d t t Z Z u u T K d σεφ+≥

2.1.3 确定公式内的数值

(1)试选 载荷系数t K =1.6，由文献[2]图10—30选取节点区域系数 H Z =2.433 (2)由文献[2]图10—26查得 1a ε=0.771 、 2a ε=0.820 所以 a ε =1.591 (3)外啮合齿轮传动的齿宽系数 d φ=0.5×(1+u)× a φ=0.5(1+5.3)×0.4=1.26 (4)查表材料的弹性影响系数 E Z =189.8MPa

(5)由表按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 1lim H σ=600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限为 2lim H σ=MPa 550

(6)计算应力循环次数

1N =60nj h L =60×1440×1×(2×8×300×10)=4.1472×9

10

同理 2N =7.825X 810

由文献[2]图10—19查得接触疲劳寿命系数 1HN K =0.9 、2HN K =0.97 (7)计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数为 S=1.05 ，则

1][H σ = 1HN K 1lim H σ/S=514.2MPa 2][H σ = 2HN K 2lim H σ/S=508MPa 所以 ][H σ=（514.2+508）/2=511.1MPa 2.1.4 基本数据计算

(1)由小齿轮分度圆直径

3

2

11)]

[()1(2H E H a d t t Z Z u u T K d σεφ+≥

=36.70mm 圆整为37mm

(2)计算圆周速度 v=

1000

601

1X n d t π=2.813m/s

(3)计算齿宽b 及模数nt m

b=d φt d 1=46.55mm

nt m =

mm 494.1cos 1

1=Z d t β 圆整为nt m =1.5

h=2.25×nt m =3.375mm 螺旋角β=b/h=13.715 (4)计算纵向重合度βε

βε=0.318d φ1Z tan β=2.397 (5)计算载荷系数 K

已知使用系数A K =1，根据v=2.813m/s ，7级精度，由由文献[3]图10-8查得动载系数v K =1.054；由文献[3]表10-4查得416.11023.018.012.132=?++=-b K d H φβ

查文献[3]图10-13得37.1=βF K ；查文献[3]表10-3得4.1==Fa Ha K K

所以 载花系数 K =A K v K Ha K βH K =2.089 (6)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 73

.43311==t

t K K d d mm

(7)计算模数 768.1cos 1

1==

Z d m n βmm 圆整为2mm

2.1.5 按齿根弯曲强度设计

3

21

2

1]

[c o s 2F a d Sa

Fa n Z Y Y Y KT m σεφββ≥

2.1.6 确定计算参数

(1)计算载荷系数

K =A K v K Fa K βF K =2.021

(2)由纵向重合度βε=2.397，查文献[3]图10-28得螺旋角影响系数βY =0.8846 (3)计算当量齿数 27.26cos 2

11==β

Z Z v 同理 2v Z =140.12

(4)查取齿形系数

由文献[3]表10-5查得齿形系数599.21=Fa Y ； 148.22=Fa Y 应力校正系数595.11=Sa Y ； 2Sa Y =1.822

(5)由文献[3]图10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPa FE 5001=σ； MPa FE 3802=σ

(6)由文献[3]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 85.01=FN K ；90.02=FN K (7)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4；则

MPa S

K FE FN F 57.303][1

11==

σσ； 同理2][F σ=244.285MPa

(8)计算大、小齿轮的

]

[F

Sa Fa Y Y σ

，并加以比较

1

11][F

Sa Fa Y Y σ

=0.01365

2

22][F

Sa Fa Y Y σ

=0.01602

所以,大齿轮的数值大 2.1.7 模数设计计算

3

2

12

1]

[cos

2F a d Sa

Fa n Z Y Y Y KT m σεφββ≥

=1.1832mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取n m =2.0mm ，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 mm 73.431=d 来计算应有的齿数。于是有

n

m d Z βc o s 11=

=21.21 取圆整为1Z =21 则2Z =u 1Z =111

2.1.8 计算中心距

a=

04

.136cos 2)(21=+β

n

m Z Z mm 圆整为 137 mm

2.1.9 按圆整的中心距修正螺旋角

"

'2138311552716

.152)(arccos

οο

β==+=a

m Z Z n

因β值改变不多，故参数a ε、βK 、H Z 等不必修正。 2.1.10 计算大、小齿轮的分度圆直径

59

.43cos 11==

β

n m Z d mm 同理 2d =230.41mm

2.1.11 计算齿轮宽度

b=1d d φ=54.923mm 圆整后取552=B mm 1B =60mm

2.2 高速齿轮组的结构设计

齿根圆直径为 =+-=n n

a f m C h d d )(2*

*1143.59-2×(1+0.25)×2=38.59mm

41.2252=f d mm

齿顶圆直径为 59.4721259.432*

11=??+=+=n an a m h d d mm

41.2342=a d mm

2.3 低速齿轮组的设计与强度校核

2.3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

(1)所示，选用斜齿圆柱齿轮传动，四个齿轮均为斜齿，有利于保障传动的平稳性； (2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095—88）；

(3)材料选择。由文献[2]表10—1选择小齿轮材料为40r C （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 。

(4)初选小齿齿数3Z =24，大齿轮齿数为4Z =3.5 ?3Z =84。 2.3.2 按齿面接触强度设计

3

2

23)]

[()1(2H E H a d t t Z Z u u T K d σεφ+≥

确定公式内的数值

(1)试选 载荷系数t K =1.6，由文献[2]图10—30选取节点区域系数 H Z =2.433 (2)由文献[2]图10—26查得 3a ε=0.771 4a ε=0.980 所以 a ε =1.751 (3)外啮合齿轮传动的齿宽系数 d φ=0.5×(1+u)× a φ=0.5(1+3.5)×0.4=0.9 (4)查文献[2]表10—6得材料的弹性影响系数 E Z =189.8 MPa

(5)由文献[2]图10—21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为

3

lim H σ

=600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限为 4lim H σ=550MPa

(6)计算应力循环次数

4N =60nj h L =60×77.628×1×(2×8×300×10)=2.235×8

10

同理 3N =7.825×810

查得接触疲劳寿命系数 3HN K =0.97 4HN K =1.096 (7)计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数为 S=1.05 ，则 3][H σ = 3HN K 3lim H σ/S=554.3MPa 4][H σ = 4HN K 4lim H σ/S=574MPa 所以 ][H σ==564.15MPa 2.3.3 齿轮数据计算

(1)小齿轮分度圆直径 所以 3

2

23)]

[()1(2H E H a d t t Z Z u u T K d σεφ+≥

=65.753mm

(2)计算圆周速度 v=

1000

603X n d Ⅱ

t π=0.935m/s

(3)计算齿宽b 及模数nt m

b=d φt d 3=59.178mm

nt m =

658.2cos 3

3=Z d t βmm

h=2.25×nt m =5.980mm 螺旋角β= b/h=9.895 (4)计算纵向重合度βε

βε=0.318d φ1Z tan β=1.713 (5)计算载荷系数 K

已知使用系数A K =1，根据v=0.935m/s ，7级精度，由文献[2]图10-8查得动载系数

v K =1.042；由文献[2]表

10-4查得279.110*23.018.012.132=++=-b K d H φβ

查文献[2]图10-13得216.1=βF K ；查文献[2]表10-3得4.1==Fa Ha K K 所以 载荷系数 K =A K v K Ha K βH K =1.866 (6)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 21.69333==t

t K K d d mm

(7)计算模数 798.2cos 3

3==

Z d m n βmm 圆整为3mm

2.3.4 按齿根弯曲强度设计

3

2

32

2]

[c o s 2F a d Sa

Fa n Z Y Y Y KT m σεφββ≥

2.3.5 确定计算参数

(1)计算载荷系数

K =A K v K Fa K βF K =1.774

(2)由纵向重合度βε=1.713，查得螺旋角影响系数βY =0.8846 (3)计算当量齿数

492.25cos 2

33==

β

Z Z v 同理 4v Z =89.222

(4)查取齿形系数

由文献[2]表10-5查得齿形系数610.23=Fa Y ； 202.24=Fa Y 应力校正系数592.13=Sa Y ； 4Sa Y =1.779

(5)由文献[2]图10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限M P a FE 5003=σ；

MPa FE 3804=σ

(6)由文献[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 90.03=FN K ；95.04=FN K (7)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4；则

MPa S

K FE FN F 43.321][3

33==

σσ； 同理4][F σ=257.86MPa

(8)计算大、小齿轮的

]

[F

Sa Fa Y Y σ

，并加以比较

3

33][F

Sa Fa Y Y σ

=0.012927

4

44][F

Sa Fa Y Y σ

=0.015192

大齿轮的数值大

2.3.6 法面模数设计计算

3

2

32

2]

[c o s 2F a d Sa

Fa n Z Y Y Y KT m σεφββ≥

=2.069mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取n m =3.0mm ，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 mm d 21.693=来计算应有的齿数。于是有

n

m d Z βcos 33=

=22.385 取3Z =22 则4Z =u 3Z =77

2.3.7 几何尺寸计算

(1)计算中心距

a=

05

.153cos 2)(43=+β

n

m Z Z mm 圆整为 154 mm

(2)按圆整的中心距修正螺旋角

"

'4332211535888

.152)(arccos

οο

β==+=a

m Z Z n

因β值改变不多，故参数a ε、βK 、H Z 等不必修正。 (3)计算大、小齿轮的分度圆直径

444

.68cos 33==

β

n m Z d mm 同理 4d =239.555mm

(4)计算齿轮宽度

b=3d d φ=61.60mm 圆整后取564=B mm 3B =70mm

2.4 低速齿轮组的结构设计

齿根圆直径为 =+-=n n a

f m C h d d )(2*

*3360.944mm 055.2324=f d mm

齿顶圆直径为 444.742*

33=+=n an

a m h d d mm 555.2454=a d mm

2.5 校验传动比

实际传动比为 5.1822

7721

111==X i 实

总传动比 55

.18627

.771440

===ω

n n i m

所以传动比相对误差为 (18.55-18.5)/18.55=2.695%

3 设计计算轴

3.1 低速轴的设计与计算

3.1.1 轴的基本设计

（1）列出轴上的功率、转速和转矩

kw

P P ⅡⅢ8963.498.098.00982.523=??==η

Ⅲ

n =

min /628.775

.370

.2712

r i n Ⅱ==

m

N T Ⅲ?=355.602

（2）求作用在齿轮上的力

因已知的低速级大齿轮的分度圆直径为

4d =239.555mm

"

'

32

211535888

.15ο

ο

β==

而圆周力N X d T F t 95.5028555

.239602355224

3==

=

径向力==β

cos tan n t

r a F F 1898.18N

轴向力N F F t a 32.1381tan ==β （3）初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，调质处理。由文献[5]表15-3，取0A =120，则

767.473

3

30min ==n P A d mm

图3-1低速轴

输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径11-d 处，如图3-1所示。为了使所选轴直径11-d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。。

查文献[5]表14-1，考虑到转矩变化较小，所以取A K =1.5，则： 联轴器的计算转矩为 m N T K T A ca ?=?==5325.903355.6025.13

所以，查标准GB/T 5843-1986，选用YL11型凸缘联轴器，其公称转矩为1000Nm 。轴孔长度L=112mm ， 1L =84mm ，轴孔直径 D=50mm 。故取ⅡⅠd -=50mm 。 3.1.2 拟定轴上零件的装配方案

根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

(1)为满足联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段左端需制出一轴肩，所以取ⅢⅡd -=55mm ，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D =60mm （GB891-892—1986）。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度就比1L 稍短一些，现取

Ⅱ-Ⅰl =80mm 。

(2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。由工作要求及ⅢⅡd -=55mm ，查GB/T297-1994，选择30212型号，其尺寸为d ×D ×T=60mm ×110mm ×23.75mm ，a=22.4mm 。故mm 60==--ⅧⅦⅣⅢd d ，而ⅧⅦl -=23.75+15=38.75mm （取齿轮距箱体内壁间距为15mm ），取为40mm 。右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册上查得30212型轴承的定位轴肩高为9.5mm ，所以 ⅤⅣd -=69mm 。

(3)取安装齿轮处的轴段Ⅵ-Ⅶ的直径ⅦⅥd -=65mm ，齿轮与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的轮毂宽度为65mm ，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，

故取ⅦⅥl -=60mm ，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d ，取h=6mm ，则轴环处的直径为ⅥⅤd -=77mm ，轴环宽度b ≥1.4h ，取ⅥⅤl -=12mm 。

(4)轴承端盖的总宽度为20mm ，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与联轴器右端面间的距离

30

=l mm ，故取mm 50=-ⅢⅡl 。

(5)取中间轴上两齿轮间距为20mm ，，则ⅣⅢl -=23.75mm ，取为23mm ；ⅤⅣl -=15+55+（20-12）=78mm 。

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 (6)轴向零件的周向定位

齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。由键联接所在轴径的大小，查得，齿轮处：b ×h = 20mm ×12mm (GB/T 1096—1979)，长度为50mm ；同时为保证齿轮与轴配合有良好 的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，在联轴器与轴联接处，选用平键16mm ×10mm ×70mm ，联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。

(7)确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为2 ×ο45。 3.1.3 求轴上的载荷

首先作轴的计算简图。由轴的计算简图作轴的弯矩图和扭矩图如下：