二级圆柱齿轮减速器毕业设计

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 (3)1 传动装置总体设计 (5)1.1传动简图 (5)1.2拟定传动方案 (6)1.3选择电动机 (6)1.4确定传动装置的总传动比及其分配 (7)1.5计算传动装置的运动及动力参数 (7)2 设计计算传动零件 (9)2.1高速齿轮组的设计与强度校核 (9)2.2高速齿轮组的结构设计 (12)2.3低速齿轮组的设计与强度校核 (13)2.4低速齿轮组的结构设计 (16)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。

1-1 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 = 8～401.3 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 /627.7732014.33.1100060100060r X D v n =⨯⨯=⨯=π 工件主轴上的转矩：1．电动机 2.联轴器 3.底座 4.齿轮轴 5.大齿轮 6.联轴器 7.卷筒 图1-2 齿轮啮合图m N n P T ⋅=⨯=⨯=767.543627.779550420.49550ω 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===ηω 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===ωn 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 =Ⅱn = min /70.2713.514401r i n Ⅰ==Ⅲn = min /628.775.370.2712r i n Ⅱ== 各轴输入功率： kw P P d Ⅰ3084.59925.03485.501=⨯=⨯=ηkw P P ⅠⅡ0982.598.098.03084.512=⨯⨯=⨯=ηkw P P ⅡⅢ8963.498.098.00982.523=⨯⨯=⨯=η电动机的输出转矩：m N n P T md d ⋅==471.359550 各轴输入转矩： m N n P T ⅠⅠⅠ⋅==2050.359550同理m N T Ⅱ⋅=1969.179m N T Ⅲ⋅=355.6022 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=0.42.1 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3211)][()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)=4.1472×910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=511.1MPa2.1.4 基本数据计算(1)由小齿轮分度圆直径 3211)][()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=10006011X n d t π=2.813m/s(3)计算齿宽b 及模数nt mb=d φt d 1=46.55mmnt m =mm 494.1cos 11=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βεβε=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==tt K K d d mm(7)计算模数 768.1cos 11==Z d m n βmm 圆整为2mm 2.1.5 按齿根弯曲强度设计32121][cos 2F a d SaFa 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 211==βZ 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 SK FE FN F 57.303][111==σσ； 同理2][F σ=244.285MPa (8)计算大、小齿轮的][F SaFa Y Y σ，并加以比较111][F Sa Fa Y Y σ=0.01365 222][F Sa Fa YY σ=0.01602 所以,大齿轮的数值大 2.1.7 模数设计计算32121][cos 2F a d SaFa 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。