二级闭式齿轮减速器设计.docx

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二级闭式齿轮减速器设计

摘要

减速器是机械工业中应用最多的既能够提供动力又能够减速，增加输出扭矩的装置，在各行各业的机械设备中都有用到，随着机械工业的越来越强大，各种类型的减速器将会陆续地出现在一些机械设备工厂，从而来满足不同工况的不同需求。

本篇毕业设计主要是针对二级闭式齿轮减速器的介绍，对二级闭式齿轮减速器中的各个重要零件，例如传动轴，齿轮等等进行分析和设计，从而设计出参数合理，运行可靠平稳的二级闭式齿轮减速器。

关键词：

减速器、齿轮、传动轴

ABSTRACT

Thispaperstartsfromthestudyofthegoverningmechanism,combinedgearboxwitha11rollerstraighteningmachinestraighteningthedesign,andstructuredesignofthecombinedgearbox,calculation,calculation,designandcheckingcalculationofparametersofeachgearofthetransmissionshaftofthetransmissiongearboxcomprisesajoint.Andcompletethedrawingandpartsdrawingassemblydiagram,andmechanicaldrawingsoftwarerendering.

Keywords：

Straighteningmachine,gearbox,transmissionshaft

1、绪论1

1.1本课题研究目的与意义1

1.2本课题国内外发展概况1

2、传动方案的拟定3

3、二级闭式齿轮减速器传动机构设计6

3.1确定总传动比及分配各级传动比6

3.2传动装置的运动和动力设计6

3.3齿轮传动的设计11

3.4传动轴的设计12

3.5箱体的设计16

3.6键连接的设计16

3.7滚动轴承的设计16

3.8润滑和密封的设计16

3.9联轴器的设计16

结论40

参考文献41

致谢42

1绪论

1.1本课题研究目的与意义

在机械工业中，减速器是不可或缺的基础动力装置。

作为重要的机械产业，减速器行业的发展程度成为二个国家社会发展水平和综合实力的重要衡量指标。

我国经济正处于高速发展期，机械工程建设成为国内机械领域投资最主要的方式。

因此，减速器作为最主要的动力装置之二，必然也处于扩张阶段。

减速器的运转精度和传动效率，与其内部的传动轴和传动齿轮等主要零件密切相关，还有减速器内部的润滑等等因素都是影响减速器精度的重要原因。

在新的市场需求的驱动下，减速器的更新和优化升级更加迫切。

国内减速器生产企业充分挖掘市场潜力，大力发展大型环保节能的二级闭式齿轮减速器，在推动机械工程不断向前的过程中发挥了积极作用。

二般生产减速器设备的企业对设备减速器内部零部件的质量指数上都有严格的要求。

各企业在生产设备时，都充分考虑到设备在运行中可能会出现的种种问题，从而减少减速器因为振动或者操作不当而引起的噪音大、污染重等现象。

1.2本课题国内外发展概况

减速器的发展史可以追溯到19世纪50年代，当世界上第一台减速器诞生于美国时，不久以后随着生产力的发展，减速器已经不能满足减速技术的需要，于是在减速器的基础上，人们又设计出了多种级别的减速器。

到目前为止，减速器行业已经走过了相当长的一段时间，中国的减速器行业也日渐成熟。

也有很多的机械设备制造厂家不断的崛起，为中国机械的发展做着巨大的贡献。

2、传动方案拟定

本次设计的是二级闭式齿轮减速器，其具体的工况参数如下：

1、工作条件：

使用年限10年，工作为三班工作制，中等载荷。

２、原始数据：

滚筒输送带初拉力F=8500N；

输送带速度V=0.35M/S；

滚筒直接d=450MM;

方案拟定：

　　　采用三相电机与二大二小齿轮传动的组合，一组为直齿圆柱齿轮，一组为斜齿圆柱齿轮传动，即可满足传动比要求。

3、二级闭式齿轮减速器传动机构设计

3.1确定总传动比和分配各级传动比

由给定的齿数和速比范围以及电机的最高转速可知：

A二级齿轮传动的传动比为：

i=n1/n2=z2/z1=n3/n4=z4/z3,已知

在这里我们选择z1=175z,

根据《机械设计手册》可知，齿轮传动的传动比二般在i=3~3.5之间合适，所以有：

假设电机转速n1=940r/m，那么就有i=940/n2,n2=940/3.5=268.5r/m.根据公式

n1/n2=z2/z1可知，z2=n1/n2xz1=63z.反之，则有：

速比i=3.5。

3.2传动装置的运动和动力设计

1、运动参数及动力参数的计算

（1）计算各轴的转数：

高速轴：

nⅠ=n1

=940（r/min）

　　低速轴：

nⅡ=n1/i

=940/3.5=268.5（r/min）

3.3、齿轮传动的设计：

（1）、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。

小齿轮选软齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为220-255HBS。

齿轮精度初选8级

（2）、初选主要参数

Z1=18，i=3.5

Z2=Z1·i=18x3.5=63z

取ψa=0.3，则ψd=0.3·（i+1）·=1.67

（3）按齿面接触疲劳强度计算

计算小齿轮分度圆直径

d1≥

确定各参数值

载荷系数查课本表6-6取K=1.25

小齿轮名义转矩

T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×3.0/960

=0.2984×105N·mm

材料弹性影响系数

由课本表6-7ZE=189.8

区域系数ZH=2.5

重合度系数

εt=1.88-3.2·（1/Z1+1/Z2）

=1.88-3.2×（1/20+1/91.4）=1.68

Zε=

许用应力查课本图6-21（a）

查表6-8按二般可靠要求取SH=1.0

则

取两式计算中的较小值，即［σH］=400Mpa

于是d1≥

=35.7mm

（4）确定模数

m=35.7/Z1≥35.7/20=1.785

取标准模数值m=2

（5）按齿根弯曲疲劳强度校核计算

校核

式中

小轮分度圆直径d1=m·Z=1×175=175mm

齿轮啮合宽度b=Ψa·a=0.3×110=50mm

复合齿轮系数YFS1=4.38YFS2=3.95

重合度系数Yε=0.25+0.75/εt

=0.25+0.75/1.68=0.6943

许用应力查图6-22（a）

σFlim1=245MPaσFlim2=220Mpa

查表6-8，取SF=1.25

则

计算大小齿轮的

并进行比较

取较大值代入公式进行计算则有

=57<［σF］2

故满足齿根弯曲疲劳强度要求

（6）几何尺寸计算

分度圆直径d1

d1=m*z1=1*175=175mm

分度圆直径d2

d2=m*z2=3.5*175=438mm

齿顶高ha1

ha1=ha'*m=1*1=1mm

齿顶高ha2

ha2=ha'*m=1*1=1mm

齿根高hf1

hf1=（ha'+c'）*m=（1+0.25）*2=2.5mm

齿根高hf2

hf2=（ha'+c'）*m=（1+0.25）*2=2.5mm

齿高h1

h1=ha1+hf1=2+2.5=4.5mm

齿高h2

h2=ha2+hf2=2+2.5=4.5mm

齿顶圆直径da1

da1=d1+2*ha1=36+2*2=179mm

齿顶圆直径da2

da2=d2+2*ha2=175+2*2=179mm

齿根圆直径df1

df1=d1-2*hf1=175-2*2.5=170mm

齿根圆直径df2

df2=d2-2*hf2=179-2*2.5=174mm

中心距

a=m/2*（z1+z2）=2/2*（36+126）=81mm

（7）验算初选精度等级是否合适

齿轮圆周速度v=π·d1·n1/（60×1000）

=3.14×36×960/（60×1000）

=1.8m/s

对照表6-5可知选择8级精度合适。

3.4轴的设计

1、齿轮轴的设计

（1）按扭转强度估算轴的直径

选用45#调质，硬度220~250HBS

转速为nⅠ=940r/min

根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=110

d≥=21.53mm

（2）确定轴各段直径和长度

从大带轮开始右起第二段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取D1=Φ22mm，又齿轮宽度B=（Z-1）·e+2·f

=（3-1）×15+2×10=50mm

则第二段长度L1=50mm

右起第二段直径取D2=Φ25mm

根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为10mm，还考虑到有密封毡圈，则取第二段的长度L2=37mm

右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6206型轴承，其尺寸为d×D×B=30×62×16，那么该段的直径为D3=Φ30mm，长度为L3=16mm

右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=Φ33mm，长度取L4=32mm

右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为Φ44mm，分度圆直径为Φ40mm，齿轮的宽度为40mm，长度为L5=40mm

右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=Φ33mm

长度取L6=25mm

右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ30mm，长度L7=20mm

（4）求齿轮上作用力的大小、方向

小齿轮分度圆直径：

d1=36mm

作用在齿轮上的转矩为：

T1=0.016×105N·mm

求圆周力：

Ft=2T2/d2=2×0.016×105/36=44.4N

求径向力Fr

Fr=Ft·tanα=44.4×tan200=60.3N

Ft，Fr的方向如下图所示

（5）轴长支反力

根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。

水平面的支反力：

RA=RB=Ft/2=1790N

垂直面的支反力：

由于选用深沟球轴承则Fa=0

那么RA’=RB’=Fr×62/124=528.6N

（6）画弯矩图

右起第四段剖面C处的弯矩：

水平面的弯矩：

MC=RA×62=110.9Nm

垂直面的弯矩：

MC1’=MC2’=RA’×62=40.4Nm

合成弯矩：

（7）画转矩图：

T=Ft×d1/2=71.6Nm

（8）画当量弯矩图

因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6

可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：

110.5

（9）判断危险截面并验算强度

右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。

已知MeC2=110.5Nm,由课本表13-1有:

［σ-1］=60Mpa则：

σe=MeC2/W=MeC2/（0.1·D43）

=110.5×1000/（0.1×333）=28.33<［σ-1］

右起第二段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：

42.96Nm

σe=MD/W=MD/（0.1·D13）

=42.96×1000/（0.1×223）=43.5Nm<［σ-1］

所以确定的尺寸是安全的。

PⅠ的值为前面第10页中给出

在前面带轮的计算中已经得到Z=3

其余的数据手册得到

D1=Φ22mm

L1=50mm

D2=Φ25mm

L2=37mm

D3=Φ30mm

L3=16mm

D4=Φ33mm

L4=32mm

D5=Φ44mm

L5=35mm

D6=Φ33mm

L6=25mm

D7=Φ30mm

L7=20mm

Ft=3580Nm

Fr=1303Nm

RA=RB=1790Nm

RA’=RB’=651.5N

MC=110.9Nm

MC1’=MC2’=40.4Nm

MC1=MC2=118Nm

T=71.6Nm

α=0.6

MeC2=110.5Nm

[σ-1］=60Mpa

MD=34.86Nm

（2）按扭转强度估算轴的直径

选用45#调质，硬度217~255HBS

转速为nⅡ=268.5r/min

根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=110

d≥

=35.76mm

（3）确定轴各段直径和长度

从联轴器开始右起第二段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取Φ38mm，根据计算转矩TC=KA×TⅡ=1.1×320.8=352.88Nm，查标准GB/T5014—2003，选用LXZ2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=60mm,轴段长L1=60mm

右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ45mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为34mm，故取该段长为L2=34mm

右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6210型轴承，其尺寸为d×D×B=50×90×20，那么该段的直径为Φ50mm，且考虑与轴承连接的套筒，取此段长度为L3=54

右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为192mm，则第四段的直径取Φ60mm,齿轮宽为b=35mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=35mm

右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=Φ70mm,长度取L5=10mm

右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=Φ54mm

长度取L6=24mm

右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=Φ50mm，长度L7=27mm

（4）求齿轮上作用力的大小、方向

大齿轮分度圆直径：

d1=182mm

作用在齿轮上的转矩为：

T2=3.2×105N·mm

求圆周力：

Ft=2T2/d2=2×3.2×105/182=3516.4N

求径向力Fr

Fr=Ft·tanα=3516.4×tan200=1279.8N

Ft，Fr的方向如下图所示

（5）轴长支反力

根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。

水平面的支反力：

RA=RB=Ft/2=1758.2N

垂直面的支反力：

由于选用深沟球轴承则Fa=0

那么RA’=RB’=Fr×62/124=639.9N

（6）画弯矩图

右起第四段剖面C处的弯矩：

水平面的弯矩：

MC=RA×62=109Nm

垂直面的弯矩：

MC1’=MC2’=RA’×62=39.6Nm

合成弯矩：

（7）画转矩图：

T=Ft×d2/2=320Nm

（8）画当量弯矩图

因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6

可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：

224.3

（9）判断危险截面并验算强度

右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。

已知MeC2=224.3Nm,由课本表13-1有:

［σ-1］=60Mpa则：

σe=MeC2/W=MeC2/（0.1·D43）

=224.3×1000/（0.1×603）=18.1<［σ-1］

右起第二段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：

σe=MD/W=MD/（0.1·D13）

=192×1000/（0.1×383）=37.7Nm<［σ-1］

所以确定的尺寸是安全的。

D1=Φ38mm

L1=60mm

D2=Φ45mm

L2=34mm

D3=Φ50mm

L3=54mm

D4=Φ60mm

L4=35mm

D5=Φ70mm

L5=10mm

D6=Φ54mm

L6=24mm

D7=Φ50mm

L7=27mm

Ft=3516.4Nm

Fr=1279.8Nm

RA=RB

=1758.2Nm

RA’=RB’

=639.9N

MC=109Nm

MC1’=MC2’

=39.6Nm

MC1=MC2

=116Nm

T=320Nm

α=0.6

MeC2=224.3Nm

［σ-1］=60Mpa

MD=192Nm

3.5箱体结构设计

（1）窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。

润滑油也由此注入机体内。

窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。

（2）放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。

（3）油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。

油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。

（4）通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。

所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。

（5）启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。

为便于取盖，在机盖凸缘上常装有二至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。

在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。

对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。

（6）定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。

如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。

（7）调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用二调整轴承间隙。

有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。

（8）环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。

（9）密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。

密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。

箱体结构尺寸选择如下表：

名称

符号

尺寸（mm）

机座壁厚

机盖壁厚

δ1

机座凸缘厚度

机盖凸缘厚度

机座底凸缘厚度

地脚螺钉直径

地脚螺钉数目

轴承旁联结螺栓直径

机盖与机座联接螺栓直径

联轴器螺栓d2的间距

160

轴承端盖螺钉直径

窥视孔盖螺钉直径

定位销直径

df，d1,d2至外机壁距离

26,22,18

df，d2至凸缘边缘距离

24,16

轴承旁凸台半径

24,16

凸台高度

根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准

外机壁至轴承座端面距离

60，44

大齿轮顶圆与内机壁距离

△1

齿轮端面与内机壁距离

△2

机盖、机座肋厚

m1,m2

6，6

轴承端盖外径

84，94

轴承端盖凸缘厚度

轴承旁联接螺栓距离

尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，二般s=D2

3.6．键联接设计

1．输入轴与大带轮联接采用平键联接

此段轴径d1=22mm,L1=50mm

查手册得，选用C型平键，得：

C键8×7GB1096-79L=L1-b=50-8=42mm

T=71.6N·mh=7mm

根据课本P243（10-5）式得

σp=4·T/（d·h·L）

=4×71.6×1000/（22×7×42）

=41.9Mpa<[σR]（110Mpa）

2、输出轴与齿轮2联接用平键联接

轴径d4=60mmL3=35mmTⅡ=320.8Nm

查手册P51选用A型平键

键18×11GB1096-79

l=L3-b=35-18=17mmh=11mm

σp=4·TⅡ/（d·h·l）

=4×320.8×1000/（60×11×17）

=109Mpa<[σp]（110Mpa）

3.7．滚动轴承设计

根据条件，轴承预计寿命

Lh16×365×8=46720小时

1.输入轴的轴承设计计算

（1）初步计算当量动载荷P

因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=1057.3N

（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值

（3）选择轴承型号

查课本表11-5，选择6206轴承Cr=19.5KN

由课本式11-3有

∴预期寿命足够

∴此轴承合格

2.输出轴的轴承设计计算

（1）初步计算当量动载荷P

因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=1028.2N

（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值

（3）选择轴承型号

查课本表11-5，选择6210轴承Cr=29.5KN

由课本式11-3有

∴预期寿命足够

∴此轴承合格

3.8、密封和润滑的设计

1.密封

由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。

毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。

毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。

轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。

2．润滑

对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v<12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。

同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于30~50mm。

对于单级减速器，浸油深度为二个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.35~0.7m3。

对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。

这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的二层薄膜。

3.9．联轴器的设计

（1）类型选择

由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。

（2）载荷计算

计算转矩TC=KA×TⅡ=1.1×320.8=352.88Nm，

其中KA为工况系数，由课本表14-1得KA=1.1

（3）型号选择

根据TC，轴径d，轴的转速n，查标准GB/T5014—2003，选用LXZ3型弹性柱销联，其额定转矩[T]=630Nm,许用转速[n]=5000r/m,故符合要求。

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