二级展开式直齿圆柱齿轮减速器设计

摘要

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、选择井验算滚动轴承、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CAXA2018 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。本次设计综合运用机械设计、机械制图、机械制造基础、几何精度、理论力学、材料力学、机械原理等知识，进行结构设计，并完成带式输送机传动装置中减速器装配图、零件图设计。

关键词：减速器，结构设计，齿轮，轴承，联轴器

第一章绪论------------------------------------------------------- -1-第二章课题题目及主要技术参数说明------------------------- -2-

2.1 课题题目--------------------------------------------------- -2-

2.2 主要技术参数说明------------------------------------------ -2-

2.3 传动系统工作条件------------------------------------------ -2-

2.4 传动系统方案的选择---------------------------------------- -2-第三章减速器结构选择及相关性能参数计算----------------- -3-

3.1 减速器结构------------------------------------------------- -3-

3.2 电动机选择------------------------------------------------- -3-

3.3 传动比分配------------------------------------------------- -4-

3.4 动力运动参数计算------------------------------------------ -5-

3.5 v带的设计计算--------------------------------------------- -6-

3.6 带轮结构设计----------------------------------------------- -8-第四章齿轮的设计计算----------------------------------------- -11-

4.1 高速级齿轮传动的设计计算--------------------------------- -11-

4.2 低速级齿轮传动的设计计算--------------------------------- -17-第五章轴的设计计算-------------------------------------------- -23-

5.1 输入轴的设计---------------------------------------------- -23-

5.2 中间轴的设计---------------------------------------------- -28-

5.3 输出轴的设计---------------------------------------------- -33-

第六章轴承、键和联轴器的选择----------------------------- -38-

6.1 轴承的选择及校核---------------------------------------- -38-

6.1.1 输入轴的轴承计算及校核-------------------------- -38-

6.1.2 中间入轴的轴承计算及校核------------------------ -38-

6.1.3 输出轴的轴承计算及校核-------------------------- -39-

6.2 键的选择计算及校核-------------------------------------- -40-

6.2.1 输入轴键选择与校核------------------------------- -40-

6.2.2 中间入轴键选择与校核----------------------------- -40-

6.2.3 输出轴键选择与校核------------------------------- -40-

6.3 联轴器的选择---------------------------------------------- -41-

第七章减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构

尺寸的计算------------------------------------------------ -42-

7.1 润滑的选择确定------------------------------------------- -42-

7.2 密封形式-------------------------------------------------- -43-

7.3减速器附件的选择确定------------------------------------- -43-

7.4箱体主要结构尺寸计算------------------------------------- -49-

第八章总结------------------------------------------------------- -51-

参考文献----------------------------------------------------------- -52-

第一章绪论

本论文主要内容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算，在设计计算中运用到了《机械设计基础》、《机械制图》、《工程力学》、《公差与互换性》等多门课程知识，并运用AUTOCAD、CAXA等软件进行绘图，因此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、规范的实践训练。通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面：

（1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。

（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。

（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。

（4）加强了我们对Office软件中Word、PPT功能的认识和运用。

第二章课题题目及主要技术参数说明

2.1课题题目

带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有二级展开式圆柱齿轮减速器及V带传动。

2.2 主要技术参数说明

输送带的最大有效拉力F=3200N，输送带的工作速度V=1.0 m/s，输送机滚筒直径D=400 mm。

2.3 传动系统工作条件

带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷较平稳；两班制（每班工作8小时），要求减速器设计寿命为8年，大修期为3年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。

2.4 传动系统方案的选择

图2.4 带式输送机传动系统简

第三章减速器结构选择及相关性能参数计算3.1 减速器结构

本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。

3.2 电动机选择

圆周速度v:

v=1.0m/s

工作机的功率P w:

P w=F×V

3200×1.0

=3.2Kw

传动方案总效率

ηa=η1η24η32η4η5=0.96×0.994×0.972×0.99×0.96=0.825

η1为V带的效率,η2为轴承的效率,η3为齿轮啮合传动的效率,η4为联轴器的效率,η5为工作装置的效率。

电动机所需工作功率为:

P d=P w

3.2

=3.88Kw

工作机的转速为:

n=60×1000V

πD

60×1000×1.0

π×400

=47.8r╱min

经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，二级圆柱直齿轮减速器传动比i2=8~40，则总传动比合理范围为i a=16~160，电动机转速的可选范围为n d = i a×n = (16×160)×47.8 = 764.8~7648r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y112M-4的三相异步电动机，额定功率为4KW,满载转速n m=1440r/min，同步转速1500r/min。电动机主要外形尺寸：

3.3 传动比分配

（1）总传动比：

由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:

i a=n m

1440

= 30.13

（2）分配传动装置传动比:

i a=i0×i

式中i0,i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=2，则减速器传动比为:

i=i a

30.13

=15.06

取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:

i12=√1.3i=√1.3×15.06=4.42则低速级的传动比为:

i23=

i12

15.06

4.42

=3.41

3.4 动力运动参数计算

（1）各轴转速:

输入轴：n I=n m

i0=1440

=720r╱min

中间轴：n II=n I

i12=720

4.42

=162.9r╱min

输出轴：n III=n II

i23=162.9

3.41

=47.77r╱min

工作机轴：n IV=n III=47.77r╱min

（2)各轴输入功率:

输入轴：P I=P d×η1=3.88×0.96=3.72Kw

中间轴：P II=P I×η2×η3=3.72×0.99×0.97=3.57Kw

输出轴：P III=P II×η2×η3=3.57×0.99×0.97=3.43Kw 工作机轴：P IV=P III×η2×η4=3.43×0.99×0.99=3.36Kw 则各轴的输出功率：

输入轴：P I′=P I×η

=3.72×0.99=3.68Kw

中间轴：P II′=P II×η

=3.57×0.99=3.53Kw

输出轴：P III′=P III×η

=3.43×0.99=3.4Kw

工作机轴：P IV′=P IV×η

=3.36×0.99=3.33Kw (3)各轴输入转矩:

电动机轴输出转矩：T d=9550×P d

n m =9550×3.88

1440

=25.73Nm

输入轴：T I=9550×P I

n I =9550×3.72

720

=49.34Nm

中间轴：T II=9550×P II

n II =9550× 3.57

162.9

=209.29Nm

输出轴：T III=9550×P III

n III =9550× 3.43

47.77

=685.71Nm

工作机轴：T IV=9550×P IV

n IV =9550× 3.36

47.77

=671.72Nm

各轴输出转矩为：

输入轴：T I′=T I×η

=49.34×0.99=48.85Nm

中间轴：T II′=T II×η

=209.29×0.99=207.2Nm

输出轴：T III′=T III×η

=685.71×0.99=678.85Nm

工作机轴：T IV′=T IV×η

=671.72×0.99=665Nm 3.5 v带的设计计算

1.确定计算功率P ca

由表查得工作情况系数K A = 1.1，故

P ca=K A P d=1.1×3.88=4.27Kw 2.选择V带的带型

根据P ca、n m由图选用A型。

3.确定带轮的基准直径d d并验算带速v

1）初选小带轮的基准直径d d1。由表，取小带轮的基准直径d d1 = 90 mm。 2）验算带速v。按课本公式验算带的速度

v=πd d1n m

π×90×1440

=6.78m╱s

因为5 m/s < v < 30m/s，故带速合适。

3）计算大带轮的基准直径。根据课本公式，计算大带轮的基准直径

d d2=i0d d1=2×90=180mm

根据课本查表，取标准值为d d2 = 180 mm。

4.确定V带的中心距a和基准长度L d

1）根据课本公式，初定中心距a0 = 500 mm。

2）由课本公式计算带所需的基准长度

L d0≈2a0+π

(d d1+d d2)+

(d d2?d d1)2

4a0

=2×500+

(90+180)+

(180?90)2

4×500

=1428mm

由表选带的基准长度L d = 1430 mm。 3）按课本公式计算实际中心距a0。

a≈a0+L d?L d0

=500+

1430?1428

=501mm

按课本公式，中心距变化范围为480 ~ 544 mm。

5.验算小带轮上的包角α1

α1≈180°?(d d2?d d1)×57.3°

=180°?

(180?90)×57.3°

501

=169.7°>120°

6.计算带的根数z

1）计算单根V带的额定功率P r。

由d d1 = 90 mm和n m = 1440 r/min，查表得P0 = 1.06 kW。

根据n m = 1440 r/min，i0 = 2和A型带，查表得?P0 = 0.17 kW。

查表得K = 0.98，查表得K L = 0.96，于是

P r=(P0+ΔP0)K

K L=(1.06+0.17)×0.98×0.96=1.16Kw 2）计算V带的根数z

z=P ca

P r

4.27

1.16

=3.68

取4根。

7.计算单根V带的初拉力F0

由表查得A型带的单位长度质量q = 0.105 kg/m，所以

F0=500×(2.5?Kα)P ca

+qv2=500×

(2.5?0.98)×4.27

+0.105×6.782 =126.93N

8.计算压轴力F P

F p=2zF0 sin(α1

)=2×4×126.93×sin(

169.7

)=1011.27N

9.主要设计结论

3.6 带轮结构设计1.小带轮的结构设计

1）小带轮的结构图

2）小带轮主要尺寸计算

2.大带轮的结构设计

1）大带轮的结构图

2）大带轮主要尺寸计算

第四章齿轮的设计计算

4.1 高速级齿轮传动的设计计算

1.选精度等级、材料及齿数

（1）材料选择：采用硬齿面，选择选小齿轮材料为40Cr调质后表面淬火，齿面硬度范围48-55HRC，大齿轮材料为45钢调质后表面淬火，齿面硬度范围40-50HRC。（2）一般工作机器，选用8级精度。

（3）选小齿轮齿数Z1 = 24，大齿轮齿数Z2 = 24×4.42 = 106.08，取Z2= 107。（4）压力角 = 20°。

2.按齿根弯曲疲劳强度设计

（1）由式试算齿轮模数，即

m t≥3√2KT1Y

Z12

Y Fa Y Sa

[σ

]

1）确定公式中的各参数值。

①试选载荷系数K Ft = 1.3。

②计算小齿轮传递的转矩

T1=9.55×103P1

=9.55×103×

3.72

720

=49.34Nm

③选取齿宽系数φd = 1。

④计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y

。端面压力角：

αa1=arccos[

Z1cosα

Z1+2h a?

]=arccos[

24×cos20°

24+2×1

]=29.85°

αa2=arccos[

Z2cosα

Z2+2h a?

]=arccos[

106.08×cos20°

106.08+2×1

]=22.716°

端面重合度：

εα=

2π

[Z1(tanαa1?tanα )+Z2(tanαa2?tanα )]

2π

[24×(tan29.85°?tan°)+107×(tan22.716°?tan°)] =1.732

重合度系数：

Yε=0.25+0.75

=0.25+

0.75

=0.683

⑤由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数

Y Fa1 = 2.63 Y Fa2 = 2.17

Y Sa1 = 1.59 Y Sa2 = 1.83

⑥计算齿根弯曲疲劳许用应力[σF]

查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为σFlim1 = 600 MPa、σFlim2 = 450 MPa。计算应力循环次数：

N1=60γn1t h=60×1×720×(2×8×300×8)=1.66×109

N2=N1

i12

1.66×109

4.42

=3.75×108

由图查取弯曲疲劳寿命系数K FN1 = 0.84、K FN2 = 0.86取安全系数S=1.4，得

[σF1]=K FN1σFlim1

0.84×600

1.4

=360MPa

[σF2]=K FN2σFlim2

0.86×450

1.4

=276.43MPa

Y Fa1Y Sa1 [σF1]=

2.63×1.59

360

=0.0116

Y Fa2Y Sa2 [σF2]=

2.17×1.83

276.43

=0.0144

因为大齿轮的Y Fa Y Sa

[σF]

大于小齿轮，所以取

Y Fa Y Sa [σF]=

Y Fa2Y Sa2

[σF2]

=0.0144

2）试算齿轮模数

m t ≥ 3

√2KT 1Y εφd Z 12×Y Fa Y Sa [σF ]

= 3 √2×1000×1.3×49.34×0.683

2×0.0144=1.299mm

（2）调整齿轮模数

1）计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度v

d 1=m t Z 1=1.299×24=31.176mm v =

πd 1n 160×1000=π×31.176×720

60×1000

=1.17m ╱s

②齿宽b

b =φd d 1=1×31.176=31.176mm

③齿高h 及宽高比b/h

h =(2h a ?+c ?

)m t =(2×1+0.25)×1.299=2.923mm

b h =31.176

2.923

=10.67 2）计算实际载荷系数K F ①由表查得使用系数K A = 1。

②根据v = 1.17 m/s 、8级精度，由图查得动载系数K V = 1.08。 ③齿轮的圆周力

F t1=2T 11=2×1000×49.34

=3165.255N K A F t1

=1×3165.25531.176

=101.53N ╱mm ＞ 100 N ╱mm

查表得齿间载荷分配系数K F α = 1.2。

④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，K H β = 1.505，结合b/h = 10.67查图，得K F β = 1.142。则载荷系数为：

K F=K A K V K FαK Fβ=1×1.08×1.2×1.142=1.48 3）可得按实际载荷系数算得的齿轮模数

m=m t×3√K F

K Ft

=1.299×3√

1.48

1.3

=1.356mm

模数取为标准值m = 2 mm。

3.几何尺寸计算

（1）计算分度圆直径

d1=mZ1=2×24=48mm

d2=mZ2=2×107=214mm （2）计算中心距

a=d1+d2

48+214

=131mm

（3）计算齿轮宽度

b=φd d1=1×48=48mm 取b2 = 48、b1 = 53。

4.校核齿根弯曲疲劳强度

（1）齿根弯曲疲劳强度条件

σF=2KT1Y Fa Y Sa Yεφd m3Z12

1）确定公式中各参数值

①计算弯曲疲劳强度用重合度系数Yε

Yε=0.25+0.75

εα

=0.25+

0.75

1.732

=0.683

②由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数

Y Fa1 = 2.63 Y Fa2 = 2.17

Y Sa1 = 1.59 Y Sa2 = 1.83

③计算实际载荷系数K F

由表查得齿间载荷分配系数K Fα = 1.2

根据K Hβ = 1.453，结合b/h = 10.67查图得K Fβ = 1.423

则载荷系数为

K=K A K V K FαK Fβ=1×1.1×1.2×1.423=1.878

④计算齿根弯曲疲劳许用应力[σF]

查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为σFlim1 = 500 MPa、σFlim2 = 380 MPa。由图查取弯曲疲劳寿命系数K FN1 = 0.84、K FN2 = 0.86

取安全系数S=1.4，得

[σF1]=K FN1σFlim1

0.84×500

1.4

=300MPa

[σF2]=K FN2σFlim2

0.86×380

1.4

=233.43MPa

2）齿根弯曲疲劳强度校核

F1=

2KT1Y Fa1Y Sa1Y

m3Z12

2×1000×1.878×49.34×2.63×1.59×0.683

=114.865MPa≤[σ

]

F2=

2KT1Y Fa2Y Sa2Y

m3Z12

2×1000×1.878×49.34×2.17×1.83×0.683

=109.08MPa≤[σ

]

齿根弯曲疲劳强度满足要求。

主要设计结论

齿数Z1 = 24、Z2 = 107，模数m = 2 mm，压力角α = 20°，中心距a = 131 mm，齿宽b1 = 53 mm、b2 = 48 mm。

齿轮参数总结和计算

4.2 低速级齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数