二级直齿圆柱齿轮减速器毕业设计

二级直齿圆柱齿轮减速器毕业设计

二级直齿圆柱齿轮减速器

内容摘要

本设计简述了带式输送机的动力传递装置—二级直齿圆柱齿轮减速器的设计过程。首先进行了传动方案的，选择齿轮减速器作为传动装置然后进行齿轮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、校核平键连接、选择齿轮传动和轴承的润滑方式）等内容。

运用SolidWorks、AUTOCAD等软件实现了二维、三维绘图，通过该软件的三维设计功能优化设计方案，实现减速器的运动仿真并完成减速器的模拟设计。

关键词：齿轮传动；转矩；二维；三维绘图；设计校核；模拟仿真

Abstract

The design of the belt conveyor power transfer device - two straight tooth cylindrical gear reducer design process. Firstly, the transmission scheme, selection of gear reducer as the driving device and gear reducer design calculation including ( selection of motor, gear, shaft design structure design, selection and calculation of rolling bearings, and checking, checking coupling flat key connection, select gear and bearing lubrication mode ) etc..

Using SolidWorks, AUTOCAD and other software to achieve the two-dimensional, three-dimensional graphics, through the software of three-dimensional design function optimization design of gear reducer, the motion simulation and simulation design of reducer.

Key words: gear；torque；two-dimensional；three-dimensional graphics；design verification； simulation

目录

摘要 .................................... I Abstract ............................... I I 第1章绪论 .. (1)

1.1 本课题设计的主要内容 (1)

1.2 基本要求 (1)

第2章传动方案拟定及说明 (3)

2.1 确定减速器的工作条件 (3)

2.2 拟定传动方案 (3)

2.3 电动机的选择 (4)

2.4 计算传动装置总传动比及分配各级传

动比 (5)

2.5 计算传动装置的运动和动力参数 (6)

第3章 V带的设计 (8)

3.1确定V带型号 (8)

3.2 确定带轮基准直径 (8)

3.3 确定中心距和胶带长度 (8)

3.4 计算出实际中心距 (9)

3.5 验算小带轮包角 (9)

3.6 确定V带根数 (9)

3.7 计算预拉力 (9)

3.8 带传动作用在轴上的压力 (10)

第4章齿轮的设计 (11)

4.1 高速级齿轮的设计 (11)

4.2 低速级齿轮的设计 (13)

第5章轴的设计 (17)

5.1 Ｉ轴（输入轴）的结构设计及其键的

选取及校核 (17)

5.2 II轴（中间轴）的结构设计及其键的

选取及校核 (24)

5.3 III轴（输出轴）的结构设计及其键

的选取及校核 (30)

第6章减速器箱体的结构设计 (38)

6.1 减速器的结构分配 (38)

6.2 减速器的润滑与密封 (42)

总结 (43)

参考文献 (44)

致谢 (45)

第1章绪论

减速器在各行各业十分广泛的使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。当前减速器普遍的存在着体积大、重量大或传动比大而机械效率过低等问题。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。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，如能在纳米级领域内辅以纳米级的减速器，则应用前景更加远大。

1.1 本课题设计的主要内容

传动方案的拟定及说明电动机的选择；总传动比及分配各级的传动比、运动参数及动力参数及传动零件的设计计算；齿轮传动的设计计算、轴的设计计算；键联接的选择及校核计算；箱体结构尺寸、润滑与密封。

1.2 基本要求

设计内容尽量满足以下要求：

能够实现预定的使用要求预期的工作年限能保证正常运行;设计成本低、生产效率高、能源与材料消耗少，有利于减轻操作人员的劳动强度；保证零件正常可靠地工作，涉及良好的工艺结构等。

1.3 设计过程及设计方法

机械设计过程一般包括规划设计、方案设计、技术设计、施工设计和改进设计等几个阶段。

第2章传动方案拟定及说明

2.1 确定减速器的工作条件

1 要求：拟定传动关系由电动机、V带、减速器、联轴器、工作机构成。

2 工作条件：（每年工作300天），两班制，连续单向运动，带式运输机工作平稳，有灰尘，空载启动，使用期五年，小批量生产，运输带允许误差5%。

3 已知条件：运输带工作转矩T=600 N?m

则：运输带曳引力

F(N)=2T

D =2×600

500

×1000=2400N

运输带速度：v=2.0m/s

滚筒直径：D=500mm

2.2 拟定传动方案

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。

2.3 电动机的选择

2.3.1 电动机类型的选择：Y 系列三相异步电动机。 2.3.2 选择电动机容量： 1 工作机所需功率：

P W =FV 1000=2400×21000?=4.8? kw 2 电动机输出功率P d

考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为

P d =P W η? （2-1） 试中η为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即： η=η1η23η32η4η5 （2-2） 查《机械工程师电子手册》可知： V 带的传动效率η1=0.96 每对轴承的传动效率η2=0.98 每对啮合齿轮的传动效率η3=0.95 联轴器的传动效率η4=0.97 滚筒的传动效率η5=0.97

（齿轮为7级精度,闭式传动，圆柱齿轮)。

η=η1η23η32η4η5=0.96×0.983×0.952×0.97×0.97=0.77 电动机的输出功率为P d =P W η=4.80.77=6.2?? kw 3 确定电动机的额定功率P ed

因为P ed ≥P d ，查《机械工程师电子手册》可知：

选定电动机的额定功率P ed =7.5 kw 4 选择电动机转速：

滚筒转速为n W =60×1000v π?=76.4 r/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=i1×i2＝16～160

电动机转速的可选范围为：

n =i ×n W =(16~160)×76.4=1222.3~12224 r/min 查《机械工程师电子手册》可供选择电动机如表2-1所示： 表2-1电动机参数表

2.4 计算传动装置总传动比及分配各级传动比

1 传动装置总传动比

i 总=n m n W ?=144076.4=19? 2 分配各级传动比

i 总=i 0i 1 （2-3） 式中i 0、i 1别为带传动和减速器的总传动比。 为使V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取i 0=2.5则 减速器传动比为i 1= i 总i 0?=192.5=7.6?

查《机械工程师电子手册》得高速级传动比为i g =3.25，则： 低速级传动比i d = i 1i g =7.63.25??=2.34

传动比合理。

2.5 计算传动装置的运动和动力参数

1 各轴转速

减速器高速级轴为Ⅰ，中速轴Ⅱ，低速级轴为Ⅲ，滚筒轴为轴Ⅳ则：

n Ⅰ=n m i0

?=14402.5

?=576 r/min

n Ⅱ=n

Ⅰ

i g

?=5763.25

?=177.2 r/min

n Ⅲ=n

Ⅱ

i d

?=177.22.34

?=75.7 r/min

n

Ⅳ=n

Ⅲ

=75.7 r/min

2 按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率

P

Ⅰ

=P ed×η1=7.5×0.96=7.2 kW

P Ⅱ=P

Ⅰ

×η2×η3=7.2×0.98×0.95=6.7 kW

P Ⅲ=P

Ⅱ

×η2×η3=6.7×0.98×0.95=6.2kW

P Ⅳ=P

Ⅲ

×η2×η4=6.2×0.98×0.97=5.9kW

则各轴的输出功率：

P

ⅠC =P

Ⅰ

×η1=7.2×0.98=7.1kW

P

ⅡC =P

Ⅱ

×η2=6.7×0.98=6.6 kW

P

ⅢC =P

Ⅲ

×η2=6.2×0.98=6.1 kW

P

ⅣC =P

Ⅳ

×η5=5.9×0.97=5.7 kW

3 根据输入功率计算各轴输入转矩：

T Ⅰ=9550×

P

Ⅰ

n

Ⅰ

=9550×7.2

576

=119.4 N?m

T Ⅱ=9550×

P

Ⅱ

n

Ⅱ

=9550× 6.7

177.2

=361.1 N?m

T Ⅲ=9550×

P

Ⅲ

n

Ⅲ

=9550× 6.2

75.7

=782.2 N?m

T Ⅳ=9550×

P

Ⅳ

n

Ⅳ

=9550× 5.9

75.7

=744.3 N?m

4 根据输出功率计算各轴输出转矩：

T d=9550×P ed

n W =9550×7.5

1440

=49.7

T ⅠC =9550×

P

ⅠC

n

Ⅰ

=9550×7.1

600

=113.0

T ⅡC =9550×

P

ⅡC

n

Ⅱ

=9550× 6.6

184.6

=341.4

T ⅢC =9550×

P

ⅢC

n

Ⅲ

=9550× 6.1

84.7

=687.8

T ⅣC =9550×

P

ⅣC

n

Ⅳ

=9550× 5.7

84.7

=642.7

运动和动力参数如表2-2所示：

表2-2运动动力参数表

第3章 V带的设计

3.1确定V带型号：

3.1.1 确定计算功率

经查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的《机械设计基础》121页表7-9可知：

P C=K A P

（3-1）

式中：P C—设计计算功率kW；K A—工作情况系数,查表选取K A=1.2；P—传递的名义功率kW，则P C=9 kW。

3.1.2 选择V带的型号

根据计算功率PC=9 kW和电动机满载转速n=1440r/min，查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的《机械设计基础》122页图7-10可知：取A型带。

3.2 确定带轮基准直径

1 根据吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的《机械设计基础》123页表7-10选定小带轮基准直径dd1，取dd1=125mm，

验算带速v=πd d1n1

60×1000=3.14×125×1440

60×1000

=9.4 m/s

式中:dd1—小带轮直径mm；n1—小带轮转速r/min，在此小带轮转速n1=nm=1440r/min。

25～30m/s＞v=9.4m/s＞5m/s, 则取dd1=125mm合理。

2 计算大带轮基准直径

d d2=id d1(3-2)

式中i=i0则: d d2=2.5×125=312.5 mm；参照表7-10取d d2=315mm 3.3 确定中心距a和胶带长度L d

1 初步确定中心距a0

0.7(d d1+d d2)≤a0≤2(d d1+d d2)

0.7(125+315)≤a0≤2(125+315)

308 mm≤a0≤880 mm

取a0=600mm；

2 初选a0后，可根据下式计算胶带的初选带的长度L d0

L d0≈2a0+π

2

(d d1+d d2)+

(d d2?d d1)2

4a0

≈2×600+3.14

2(125+315)+(315?125)2

4×600

=

1971.5 mm

根据初选长度L d0查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的《机械设计基础》123页表7-11选取和L d0相近的标准V带基准长度L d=2000mm 3.4 计算出实际中心距

a≈a0+L d?L d0

2=600+2000?1971.5

2

≈614mm

3.5 验算小带轮包角α1

α1=180°－57.3°×d d2?d d1

a

=162.3°＞120°

3.6 确定V带根数

z≥P c

(P0+ΔP0)kαk L

(3-3) 式中：P c—计算功率；P0—单根普通V带的额定功率；ΔP0—单根普通V带额定功率的增量；k L—长度系数；kα—包角因数；

P0, ΔP0查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的《机械设计基础》119页表7-4可知：P0=1.92，ΔP0=0.17,由124页表7-1和表7-12分别可知：k L=

1.03, kα=0.96，则z≥P c

(P0+ΔP0)kαk L =9

(1.92+0.17)×0.96×1.03

=4.4,取Z=5。

3.7 计算预拉力F0

F0=500P c

vz (2.5

kα

?1)+qv2(3-4)

式中:q—V带每米长的质量，kg/m,查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的《机械设计基础》113页表7-1,取q=0.1kg/m.

F0=500×9

9.4×5(2.5

0.96

?1)+0.1×9.42=162.4N

3.8 带传动作用在轴上的压力F Q

F Q=2zF0sinα1

2=2×5×162.4×sin162.3

2

=1604.7N

第4章齿轮的设计

4.1 高速级齿轮的设计

4.1.1 选择齿轮材料、确定许用应力

1 考虑此减速器的功率及工作情况，查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的《机械设计基础》67页表5-4，可知：

高速级小齿轮选用45#钢，软齿面渐开线直齿轮，调质热处理，齿面硬度为250HBS；大齿轮选用45#钢，软齿面，正火热处理，齿面硬度为200HBS。

2 查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的《机械设计基础》72页图5-20、73页图5-21，分别可知：

表4-1 高速级齿轮基本参数表

查得：S H=1.1，S F=1.3,故

许用接触应力

[σH]1=σHlim1

S H =570

1.1

=518.2MPa；

[σH]2=σHlim2

S H =540

1.1

=490.9MPa

许用弯曲应力

[σF]1=σFlim1

S F =200

1.3

=153.8MPa；

[σF]2=σFlim2

S F =190

1.3

=146.2MPa

4.1.2 按接触强度设计计算中心距

a ≥(u +1)√(335[σH ])2KT 1

φa u

3

(4-1)

取[σH ]=[σH ]2=490.9 MPa ；高速级小轮转矩T 1=T Ⅰ=119.4 N ?m ；取齿宽系数φa =0.4, u =i g =3.25

由于原动机为电动机，平稳微冲击支持不对称布置，故选8级精度。 由吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的《机械设计基础》69页表5-5选。将以上数据代入得

a ≥(3.25+1)√(335

490.9

)2

×

1.1×1.194×105

0.4×3.25

3

=153.4 mm

初算中心距a c =153.4 mm 4.1.3 确定基本参数，计算主要尺寸

1 选择齿数：取z 1=29，则z 2=uz 1=3.25×29=94.3，取z 2=95。 注：实际传动比i 实=z 2z 1

=

9529

=3.28，传动比误差：?i =

3.28?3.253.25

×

100%=0.9%<5%

2 确定模数：由公式a =m

z 1+z 22

可得m =2.47（在此取a =a c =

153.4）。由吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的《机械设计基础》57页表5-1查得标准模数，取m 1=2.5

3 确定中心距： a =m z 1+z 22

=2.5×29+952

=155 mm

4 计算齿宽：

b 2=φa a =0.4×155=62 mm ，取b 2=62 mm ，b 1=70 mm

5 两轮的分度圆直径：

d 1=z 1m =29×2.5=72.5 mm ， d 2=z 2m =95×2.5=237.5 mm

1.1 K