毕业设计（论文）展开式二级直齿圆柱齿轮减速器

1、高 职 部毕业设计(论文)作 者： 学 号： 专 业： 班 级： 题 目： 展开式二级直齿圆柱齿轮减速器 指导者： 年 月 日摘 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。本次设计综合运用机械设计、机械制图、机械制造基础、金属材料与热处理、公差与技术测量、理论力

2、学、材料力学、机械原理、计算机应用基础以及工艺、夹具等基础理论、工程技术和生产实践知识。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、零件图设计及主要零件的工艺、工装设计。关键词：齿轮啮合；轴传动；传动比；传动效率目 录1 电动机的选择及运动参数的计算11.1 电动机的选择11.1.1选择电动机类型11.1.2确定电动机功率11.1.3确定电动机转速21.2 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比21.2.1传动装置总传动比21.2.2分配传动装置各级传动比21.3 计算传动装置的运动和动力参数31.3.1各轴的转速31.3.2各轴输入功率31.3.1各轴输入转矩32 传动零件的设计5

3、2.1 v带传动的设计52.1.1确定计算功率52.1.2选择v带型号52.1.3选取带轮基准直径52.1.4验算带速v52.1.5确定中心距a和带的基准长度52.1.6验算小带轮上的包角62.1.7确定v带的根数z62.1.8确定带的初拉力72.1.9计算带轮所受压力72.1.10 带轮结构设计72.2齿轮传动的设计计算82.2.1高速级齿轮传动的设计计算82.2.2低速级齿轮传动的设计计算123 轴系结构设计183.1 高速轴的轴系结构设计183.1.1轴的结构尺寸设计183.2 中间轴的轴系结构设计223.2.1轴的结构尺寸设计223.2.3轴的受力分析及计算243.2.4.轴承的寿命校

4、核253.3 低速轴的轴系结构设计263.3.1轴的结构尺寸设计263.3.3轴承的寿命校核283.3.4.轴的强度校核294.1低速轴键校核：314.2中间轴键校核：314.3高速轴键校核：325 连轴器的选择346 减速器箱体及附件的设计357.1箱体设计：357.2减速器附件设计：357 密封方式的选择378 减速器技术要求38结 论39参考文献40致 谢411 电动机的选择及运动参数的计算1.1 电动机的选择1.1.1选择电动机类型 按已知工作要求和条件选用y系列一般用途的全封闭三相异步电动机。1.1.2确定电动机功率 工作装置所需功率 式中，,，工作装置的效率本例考虑胶带卷筒及其轴承

5、的效率。代入上式得： 电动机的输入功率式中，为电动机轴至卷筒轴的转动装置总效率。由； 取滚动轴承效率，8级精度齿轮传动（稀油润滑）效率，滑块联轴器效率，v带效率，则 故取电动机额定功率，按表y系列中电动机技术数据，选电动机的额定功率为11kw.1.1.3确定电动机转速 卷筒轴作为工作轴，其转速为： 按表推荐的各传动机构传动比范围：v带传动的传动比单极圆柱齿轮传动比范围，则总传动比范围应为，可见电动机转速的可取范围为：表1-1 电动机的参数额定功率满载转速额定转矩最大额定转矩型号11kwy160m-211kwy160m-4符合这一范围的同步转速有1500r/min和3000r/min两种，为减少

6、电动机的重量和价格，选常用的同步转速为1500r/min的y系列电动机y160m-4，其满载转速。电动机的安装结构型式以及其中心高、外形尺寸。轴伸尺寸等均可由参考文献1表8-16、表8-17中查到.1.2 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比1.2.1传动装置总传动比1.2.2分配传动装置各级传动比由参考文献1式(2-5)，取，则齿轮减速器的传动比为按展开式布置，取，可算则 =3.7181.3 计算传动装置的运动和动力参数1.3.1各轴的转速i轴ii轴iii轴工作轴1.3.2各轴输入功率i轴ii轴iii轴工作轴1.3.1各轴输入转矩i轴 ii轴iii轴工作轴将以上算的的运动和动力参数列表如下

7、：表1-2 计算传动装置的运动和动力参数 轴名参数电动机轴i轴ii轴iii轴工作轴转速n(r/min)1459729.5196.20868.60468.604功率p(kw)7.87.417.196.986.84转矩t(nm)51.0697.01349.96971.65952.16传动比i23.7182.861效率0.950.980.980.992 传动零件的设计2.1 v带传动的设计2.1.1确定计算功率由参考文献1表8-7查得，当工作于题中所给条件时，工作系数，则 2.1.2选择v带型号 根据，由参考文献1图8-11初步选用b型带。2.1.3选取带轮基准直径 由参考文献1表8-6和表8-8选

8、取小带轮基准直径，则大带轮基准直径：（式中为带的滑动率，通常取1%2%），查参考文献表18-8后取2.1.4验算带速v 在范围内，带充分发挥。2.1.5确定中心距a和带的基准长度 在范围内，即： 范围内初定中心距，所以带长 查参考文献1表8-2选取b型带的基准长度。得实际中心距 2.1.6验算小带轮上的包角 所以，包角合适。2.1.7确定v带的根数z 因，带速，传动比,查参考文献1表8-4a和表8-4b，插值法得单根v带所能传递的功率，功率增量，查参考文献1表8-5得包角修正系数，带长修正系数， 则由公式得: 故选4根带。2.1.8确定带的初拉力 单根普通带张紧后的初拉力为 2.1.9计算带轮

9、所受压力 利用公式 2.1.10 带轮结构设计 (1)小带轮结构采用实心式，由参考文献1表8-14查得电动机轴径d0=28，由参考文献1表8-15查得：e=150.3mm,f=1021mm 轮毂宽:l=（1.52）d0=（1.52）28mm=4256mm 其最终宽度结合安装带轮的轴段确定轮毂宽:b=（z1）e2f=(41)15mm210mm=65mm (2)大带轮结构采用孔板式结构，轮毂宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行。 2.2齿轮传动的设计计算2.2.1高速级齿轮传动的设计计算1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。(2)运输机为

10、一般工作，速度不高，故选用8级精度（gb 10095-88）。(3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为240hbs,280hbs，二者材料硬度差为40hbs。 (4)选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数为，取。 2.按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 确定公式内的各计算数值(1)试选载荷系数(2)由以上计算得小齿轮的转矩(3)查参考文献1表10-2及其图选取齿宽系数(4)材料的弹性影响系数(5)按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。 (6)计算应力循环次数

11、(7)查参考文献1图10-19得，接触疲劳寿命系数， (8)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数s=1，得： 3.计算： (1) 带入中较小的值，求得小齿轮分度圆直径的最小值为 (2)圆周速度： (3)计算齿宽： (4)计算齿宽与齿高之比： 模数: 齿高: (5)计算载荷系数： 根据 ,8级精度，查参考文献1图4-8得动载系数对于直齿轮 ，查参考文献1表10-2得使用系数查参考文献1表10-4，用插值法得8级精度小齿轮非对称布置时，由，可查得 故载荷系数 （6）按实际载荷系数校正分度圆直径: （7）计算模数： 4.按齿根弯曲强度计算： （1）确定公式内的各计算数值 a)查1图10-2

12、0c，得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限 b)查1图10-18得弯曲疲劳寿命系数, c)计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数s=1.4,得 d)计算载荷系数k. e)查1表10-5得齿形系数.查表得 , f)查1表10-5得应力校正系数.查表得, g)计算大、小齿轮的并加以比较. 大齿轮的数值大. （2）设计计算 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的成积)有关,可取弯曲强度算得的模数2.34，并接近圆整为标准值,按接触强

13、度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数 取，则大齿轮齿数，取.这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费.（3）几何尺寸计算 a）分度圆直径： b）中心距： c）齿轮宽度：取,2.2.2低速级齿轮传动的设计计算 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 （2）运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（gb 10095-88）。 （3) 材料选择 考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为240hbs,280

14、hbs，二者材料硬度差为40hbs。 （4） 选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数为，取。2.按齿面接触强度设计 （1）由设计公式进行试算，即 a)确定公式内的各计算数值试选载荷系数 b)由以上计算得小齿轮的转矩 c)参考文献表10-3及其图选取齿宽系数材料的弹性影响系数 d)按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。 e)计算应力循环次数 f)查1图10-19得，接触疲劳寿命系数， g)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数s=1，得： （2） 计算： a)带入中较小的值，求得小齿轮分度圆直径的最小值为 b)圆周速度： c)计算齿宽： d)计算齿宽与齿高之比： 模数:

15、齿高: e)计算载荷系数： 根据 ,8级精度，查1图4-8得动载系数 对于直齿轮 查参考文献1表10-2得使用系数查参考文献1表10-4，用插值法得8级精度小齿轮非对称布置时，由，可查得 故载荷系数 f)按实际载荷系数校正分度圆直径: g)计算模数： (3)按齿根弯曲强度计算： a)弯曲强度设计公式为 b)确定公式内的各计算数值 查1图10-20c，得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲疲劳强度极限查参考文献1图10-18得弯曲疲劳寿命系数, c)计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数s=1.4,得 d)计算载荷系数k.查1表10-5得齿形系数,查1表10-5得应力校正系数., e)计算大

16、、小齿轮的并加以比较. 大齿轮的数值大. （4)设计计算 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的成积)有关,可取弯曲强度算得的模数，并接近圆整为标准值,按接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数 取，则大齿轮齿数，取.这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费. 3.几何尺寸计算 （1)分度圆直径： （2） 中心距： （3）齿轮宽度：取,3 轴系结构设计3.1 高速轴的轴系结构设计3.1.

17、1轴的结构尺寸设计 1.根据结构及使用要求,把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分七段,其中第5段为齿轮,如图3-1所示:图3-1 高速轴的结构由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择调质处理的45钢, 2.初估轴径 按扭矩初估轴的直径,查参考文献1表18-2取=118117,由式18-2得 最小直径显然是安装大 带轮,需开一个键槽,将d加大5%后,得d=24.326.8。所以所选直径应为标准系列取d1=25mm。所以,有该轴的最小轴径为: mm考虑到该段开键槽的影响,轴径增大6%,于是有:表3-1 高速轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果第1段(考虑键槽影响)21.

18、762560第2段(由唇形密封圈尺寸确定)30(27.848)50第3段由轴承尺寸确定(轴承预选6007 )3525第4段42.5 (41.3)145第5段齿顶圆直径齿宽6570第6段4110第7段35 25 标准化取其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见表3-13.2.2轴的受力分析及计算 轴的受力模型简化(见图3-2)及受力计算 图3-2 轴的受力模型简化l1=92.5mm l2=192.5mm l3=40mm 3.2.3轴承的寿命校核 鉴于调整间隙的方便,轴承均采用正装.预设轴承寿命为3年即12480h.校核步骤及计算结果见下表:计算步骤及内容计算结果 6007轴承a端b端由手册查出c

19、r、c0r及e、y值cr=12.5knc0r=8.60kne=0.68计算fs=efr(7类)、fr/2y(3类)fsa=1809.55 fsb=1584.66计算比值fa/frfaa /frae fab /frb e确定x、y值xa= 1,ya = 0, xb =1 yb=0查载荷系数fp1.2计算当量载荷p=fp(xfr+yfa)pa=981.039 pb=981.039计算轴承寿命9425.45h小于12480h表3-2 轴承寿命校核步骤及计算结果由计算结果可见轴承6007合格。3.2 中间轴的轴系结构设计3.2.1轴的结构尺寸设计 1.根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分

20、五段,其中第ii段和第iv段为齿轮,如图3-3所示: 2.由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为合金钢,热处理为调制处理,取材料系数 3.所以,有该轴的最小轴径为: 图3-3 中间轴的结构因键槽开在中间，其影响不预考虑 标准化取其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:表 3-3 中间轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果第1段由轴承尺寸确定(轴承预选6008 )33.64025第2段(考虑键槽影响)45(44.68)77.5第3段5012.5第4段99109第5段 4639第6段40253.2.3轴的受力分析及计算轴的受力模型简化(见图3-4)及受

21、力计算l1=51 l2=105.75 l3=106 由高速轴的受力分析知：图3-4 轴的受力模型简化3.2.4.轴承的寿命校核鉴于调整间隙的方便,轴承均采用正装.预设轴承寿命为10年即87600h.校核步骤及计算结果见下表:表3-4 轴承寿命校核步骤及计算结果计算步骤及内容计算结果6007a端b端 由手册查出cr、c0 及e、y值cr=29knc0r=19.2kne=0.68确定x、y值x= 1y=0查载荷系数fp1.2计算当量载荷p=fp(xfr+yfa)pa=4976.72pb=5982.60计算轴承寿命10179.13h小于12480h 由计算结果可见轴承6007合格,3.3 低速轴的轴

22、系结构设计3.3.1轴的结构尺寸设计 1.根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴,共分八段,如图3-6所示:图3-6 低速轴的结构 2.考虑到低速轴的载荷较大，材料选用45,热处理调质处理,取材料系数 所以,有该轴的最小轴径为: 3.考虑到该段开键槽的影响,轴径增大6%,于是有: 标准化取其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:表3-5 低速轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果第1段(考虑键槽影响)(由联轴器宽度尺寸确定)52.4960(55.64)142第2段(由唇形密封圈尺寸确定)64(63.84)50第3段6616第4段由轴承尺寸确定(轴承预选6014c )7024第5段7

23、875第6段208820第7段齿宽+1080(79.8)119第8段70243.3.2轴的受力分析及计算 轴的受力模型简化(见图3-7)及受力计算图3-7l1=71.5 l2=119 由中间轴的受力分析知： 3.3.3轴承的寿命校核 鉴于调整间隙的方便,轴承均采用正装.预设轴承寿命为3年即12480h.校核步骤及计算结果见下表:表3-6 轴承寿命校核步骤及计算结果计算步骤及内容计算结果6014a端b端由手册查出cr、c0r及e、y值cr=98.5knc0r=86.0kne=0.68计算比值fa/frfaa /fra e确定x、y值xa=1 ya =0 查载荷系数fp1.2计算当量载荷p=fp(

24、xfr+yfa)pa=5796.24 pb=6759.14计算轴承寿命763399h大于12480h由计算结果可见轴承6014ac、6007均合格，最终选用轴承6014。3.3.4.轴的强度校核 经分析知c、d两处为可能的危险截面， 现来校核这两处的强度： 1.合成弯矩表 2.扭矩t图 3.当量弯矩 4.校核由手册查材料45的强度参数图6-8c截面当量弯曲应力：由计算结果可见c截面安全。 4 键的选择与校核4.1低速轴键校核： 键采用圆头普通平键 1. 与齿轮联接处的键为：查表得6-2查得许用应力=100120mpa，取其中间值=110mpa，键工作长度，键与轮毂键槽的接触高度得 故合格 2.

25、与联轴器联接处键为键：c查表得6-2查得许用应力=100120mpa，取其中间值=110mpa，键工作长度，键与轮毂键槽的接触高度得故合格4.2中间轴键校核： 两键均采用圆头普通平键 1.与宽齿轮联接处键为：查参考文献1表得6-2查得许用应力=100120mpa，取其中间值=110mpa，键工作长度，键与轮毂键槽的接触高度故合格 2.与细齿轮联接处键为：查表得6-2查得许用应力=100120mpa，取其中间值=110mpa，键工作长度，键与轮毂键槽的接触高度故合格4.3高速轴键校核： 采用圆头普通平键 1.选取的键为：查表得6-2查得许用应力=100120mpa，取其中间值=110mpa，键工

26、作长度，键与轮毂键槽的接触高得故合格5 连轴器的选择 由于弹性柱销联轴器结构简单，制造容易，装拆方便等优点首先考虑此联轴器联轴器的设计计算 由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为 查手册选用hl4型弹性柱销联轴器其主要参数如下：材料ht200公称转矩轴孔直径 半联轴器与轴配合的毂孔长度l=107mm.6 减速器箱体及附件的设计7.1箱体设计：低速级中心距：a=147.5（mm）箱座壁厚：=0.025a+2.5=6.18（mm） 取为8（mm）箱盖壁厚：=0.025a+2.5=6.18（mm） 取为8（mm）箱座凸缘厚度：b=1.5=12（mm）箱盖凸缘厚度：=1.5

27、=12（mm）箱座底凸缘厚度：p=2.5=20（mm）箱座上的肋厚: m0.85=6.8（mm），取m=7（mm）箱盖上的肋厚: 0.85=6.8(mm)，取=7(mm)地脚螺栓直径: =0.04a+8=13.9,取m16轴承旁连接螺栓直径: =0.75=12，取m12上下箱连接螺栓直径: =（0.50.6）=(6.958.34)，取m8定位销孔直径：=（0.70.8）=（5.66.4），取=6（mm）7.2减速器附件设计：名称规格或参数作用窥视孔视孔盖120100为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平

28、时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。材料为q235通气器通气螺塞m121减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。材料为q235轴承盖凸缘式轴承盖六角螺栓（m12）固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。图中采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。材料为ht200定位销m635为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的

29、联接凸缘上配装定位销。中采用的两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。材料为45号钢油面指示器油标尺m16检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器 油塞m161.5换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，油塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈（耐油橡胶）。材料为q235起盖螺钉m1217为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出1个螺孔，旋入启箱用的圆

30、柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。起吊装置吊耳为了便于搬运，在箱体设置起吊装置，采用箱座吊耳，孔径18。7 密封方式的选择1.滚动轴承密封选择:滚动轴承采用毡圈密封。2. 箱体密封选择：箱体剖分面上应该用水玻璃密封或者密封胶密封。8 减速器技术要求 1装配前零件用煤油清洗,滚动轴承有汽油清洗,箱体内不允许有杂物.箱体内壁涂耐油油漆。 2检验齿面接触斑点,按齿高方向不小于40%,按齿长方向不小于50%。 3减速器剖分面,各接触面及密封处均不允许漏油,渗油部分面允许涂密封胶或水玻璃。减速器内装sh0357-92中的50号润滑油,油量达到规定的高度。 4减速器外表面涂灰色油漆。 5

31、按减速器的实验规程进行实验。 6.箱座、箱盖及其他未加工的零件内表面，齿轮的未加工表面涂底漆并涂红色耐油油漆，箱座、箱盖及其他未零件加工的外表面涂底漆并涂浅灰色油漆。 7运转过程中应平稳、无冲击、无异常振动和噪声。结 论由齿轮、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,在现代机械中应用极为广泛。本次设计的是带式运输机用的展开式圆柱直尺齿轮减速器。首先熟悉题目，收集资料，理解题目，借取一些工具书。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）。然后用autocad进行传统的二维平面设计，完成圆柱齿轮减速器的平面零件图和装配图的绘制。通过毕业设计，树立正确的设计思想，懂得了减速器在实际运用中的使用方法与生产实际知识来分析和解决机械设计问题的能力及学习机械设计的一般方法和步骤。掌握机械设计的一般规律，进行机械设计基本技能的训练：认识到在实际发展中