毕业设计论文二级减速器.docx

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毕业设计论文二级减速器

安徽理工大学继续教育学院

毕业设计

题目

二级直齿圆柱齿轮减速器

系别

专业

　　　机械电子工程　　　　　　　　

班级

09

姓名

汪凡凯

学号

指导教师

日期

2011年5月

摘要

齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。

它由齿轮、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。

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

1、引言1

2、电动机的选择2

2.1.电动机类型的选择2

2.2．电动机功率的选择2

2.3．确定电动机的转速2

3、计算总传动比及分配各级的传动比4

3.1.总传动比4

3.2．分配各级传动比4

4、计算传动装置的传动和动力参数5

4.1.电动机轴的计算5

4.2.Ⅰ轴的计算（减速器高速轴）5

4.3.Ⅱ轴的计算（减速器中间轴）5

4.4.Ⅲ轴的计算（减速器低速轴）6

4.5.Ⅳ轴的计算（卷筒轴）6

5、传动零件V带的设计计算7

5.1.确定计算功率7

5.2.选择V带的型号7

5.3.确定带轮的基准直径dd1dd27

5.4.验算V带的速度7

5.5.确定V带的基准长度Ld和实际中心距a7

5.6.校验小带轮包角ɑ18

5.7.确定V带根数Z8

5.8.求初拉力F0及带轮轴的压力FQ8

5.9.设计结果9

6、减速器齿轮传动的设计计算10

6.1.高速级圆柱齿轮传动的设计计算10

6.2.低速级圆柱齿轮传动的设计计算11

7、轴的设计14

7.1.高速轴的设计14

7.2.中间轴的设计15

7.3.低速轴的设计16

8、滚动轴承的选择20

9、键的选择20

10、联轴器的选择21

11、齿轮的润滑21

12、滚动轴承的润滑21

13、润滑油的选择22

14、密封方法的选取22

结论23

致谢24

参考文献25

1、引言

计算过程及说明国外减速器现状，齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。

当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问国外的减速器，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。

最近报导，日本住友重工研制的FA型高精度减速器，美国Jan-Newton公司研制的X-Y式减速器，在传动原理和结构上与本项目类似或相近，都为目前先进的齿轮减速器。

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，美国和荷兰近期研制分子发动机的尺寸在纳米级范围如能辅以纳米级的减速器，则应用前景远大。

2、电动机的选择

2.1.电动机类型的选择

按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。

2.2．电动机功率的选择

Pd=Fv/（1000ηηw）

由电动机的至工作机之间的总效率为。

ηηw=η1η23η32η4η5η6

η1、η2、η3、η4、η5、η6分别为带的传动、齿轮传动的轴承、齿轮传动、齿轮传动联轴器、卷筒轴的轴承、卷筒的效率。

则ηηw=0.96×0.993×0.972×0.97×0.98×0.96

=0.82

Pd=Fv/（1000ηηw）=2500×1.7／1000×0.82

=5.2kw

2.3．确定电动机的转速

卷筒轴的工作转速为

nW=60×1000×V／ΠD

=60×1000×1.7／300×π

=108.28r／min

取V带传动比i1=2~4。

齿轮传动比i2=8~40。

则总传动比为i总=16~160故电动机转速的可选范围

nd=i总×nW

=﹙16~160﹚×108.28r／min

=﹙1732~17325﹚r／min

符合这一范围的同步转速有3000r／min，再根据计算出的容量，由参考文献【1】查得Y132s1-2符合条件

型号

额定功率

同步转速

满载转速

Y132s1-2

5.5kw

3000r／min

2900r／min

3、计算总传动比及分配各级的传动比

3.1.总传动比

i总=n电动/nW=2900/108.28=26.78

3.2．分配各级传动比

i1为V带传动的传动比i1的范围（2~4）i1=2.5

i2为减速器高速级传动比

i3为低速级传动比

i4为联轴器连接的两轴间的传动比i4=1

i总=i1i2i3i4

i2i3=26.78/2.5=10.71

i2=（1.3i2i3）1/2=3.7

i3=2.9

4、计算传动装置的传动和动力参数

4.1.电动机轴的计算

n0=nm=2900r／min

P0=Pd=5.2kw

T0＝9550×P0／n0

＝9550×5.2／2900

=17.12N.m

4.2.Ⅰ轴的计算（减速器高速轴）

n1=n0／i1

=2900／2.5

=1160r／min

P1=P0×η1

＝5.2×0.96

＝4.99kw

T1＝9550×P1／n1带

＝9550×4.99／1160

＝41.1N.m

4.3.Ⅱ轴的计算（减速器中间轴）

n2=n1／i2

=1160／3.7

=313.51r／min

P2=P1×η22×η3

=4.99×0.992×0.97

=4.75kw

T2＝9550×P2／n2

＝9550×4.75／313.51

＝144.57N.m

4.4.Ⅲ轴的计算（减速器低速轴）

n3=n2／i3

=313.51／2.9

＝108.11r／min

P3＝P2×η2×η3×η4

＝4.75×0.99×0.97×0.97

＝4.42kw

T3＝9550×P3／n3

＝9550×4.42／108.11

＝390.53N.m

4.5.Ⅳ轴的计算（卷筒轴）

n4=n3＝108.11r／min

P4＝P3×η5×η6

＝4.42×0.98×0.96＝4.16kw

T4＝9550×P4／n4

＝9550×4.16／108.11

＝367.41N.m

5、传动零件V带的设计计算

5.1.确定计算功率

PC=KA·P额=1.1·5.5=6.05kw

5.2.选择V带的型号

由PC的值和主动轮转速，由【1】图8.12选A型普通V带。

5.3.确定带轮的基准直径dd1dd2

由【1】表8.6和图8.12选取dd1＝80mm，且dd1＝80mm＞dmin＝75mm

大带轮基准直径为。

dd2＝dd1×n0／n1

=2900×80／1160

＝200mm

按【1】表8.3选取标准值dd2＝200mm则实际传动比i，

i＝dd2／dd1

＝200／80

＝2.5

主动轮的转速误差率在±5％内为允许值

5.4.验算V带的速度

V＝Π×dd1×n0／60000

＝12.14m／s

在5~25m／s范围内

5.5.确定V带的基准长度Ld和实际中心距a

按结构设计要求初定中心距a0=500mm

L0＝2a0＋∏﹙dd1＋dd2﹚／2＋﹙dd2－dd1﹚2／4a0

＝1000＋∏×280／2＋1602／2000

=1446.8mm

由【1】表8.4选取基准长度Ld＝1400mm

实际中心距a为

a＝a0＋﹙Ld－L0﹚／2

＝1000+﹙1400－1446.8﹚／2

＝476.6mm

5.6.校验小带轮包角ɑ1

α＝[180°－﹙dd2－dd1﹚／a]×57.3°

＝[180°－﹙200－80﹚／476.6]×57.3°

＝165.6°＞120°

合格

5.7.确定V带根数Z

Z≥Pc／[P0]＝Pc／﹙P0＋ΔP0﹚×Kα×Kc

P0＝[1.22＋﹙1.29－1.22﹚×﹙2900－2800﹚／﹙3200－2800﹚]

＝1.24kw

ΔP0＝Kb×n0×﹙1－1／Ki﹚

＝0.0010275×2900×﹙1－1／1.1373﹚

＝0.3573kw

KL＝0.96

Kα＝0.97

Z＝6.05／﹙1.24＋0.3573﹚×0.97×0.96

＝4.06

圆整得Z=4

5.8.求初拉力F0及带轮轴的压力FQ

由【1】表8.6查得q＝0.1kg／m

F0＝500×Pc2.5／Kα－1﹚／z×V＋qV2

＝113N

轴上压力Fq为

Fq＝2×F×z×sin165.6／2

＝2×113×4×sin165.6／2

＝894.93N

5.9.设计结果

选用4根A－1400GB／T11544－1997的V带中心距476.6mm轴上压力894.93N带轮直径80mm和200mm

6、减速器齿轮传动的设计计算

6.1.高速级圆柱齿轮传动的设计计算

6.1.1.选择齿轮材料及精度等级

小齿轮选用45号钢调质,硬度为220~250HBS。

大齿轮选用45号钢正火，硬度为170~210HBS。

因为是普通减速器故选用9级精度，要求齿面粗糙度Ra≦3.2~6.3µm

6.1.2.按齿面接触疲劳强度设计

T1=41.1N·m=41100N·mm

由【1】表10.11查得K=1.1

选择齿轮齿数

小齿轮的齿数取25，则大齿轮齿数Z2=i2·Z1=92.5,圆整得Z1=93，齿面为软齿面，由【1】表10.20选取Ψd=1

由【1】图10.24查得

σHLim1=560MPaσHLim2=530MPa

由表【1】10.10查得

SH=1N1=60njLh=60×1160×1×（10×300×16）＝3.34×109

N2=N1／i2=3.34×109／3.7=9.08×108

查【1】图10.27知

ZNT1=0.9ZNＴ２=1

[σH]1=ZNT1×σHLim1／SH＝0.9×560／1=504MPa

[σH]2=ZNT2×σHLim2／SH＝1×530／1=530MPa

故d1≧76.43×[KT1﹙i2＋1﹚／Ψd×i2×[σH]12]1／3

=76.43×[1.1×41100×﹙3.7＋1﹚／1×3.7×5042]1／3

=46.62mm

m=d1／Z1=46.62／25=1.86

由【1】表10.3知标准模数m=2

6.1.3.计算主要尺寸

d1=mZ1=2×25=50mm

d2=mZ2=2×93=186mm

b=Ψdd1=1×50=50mm

小齿轮的齿宽取b2=50mm大齿轮的齿宽取b1=55m

a=m﹙Z1＋Z2﹚／2=2×﹙25＋93／2=118m

6.1.4.按齿根弯曲疲劳强度校核

查【1】表10.13得YF1=2.65YF2=2.18

应力修正系数YS

查【1】表10.14得YS1=2.21YS2=1.79

许用弯曲应力[σF]

由【1】图10.25查得σFlim1=210MPaσFlim2=190MPa

由【1】表10.10差得SF=1.3

由【1】图10.26查得YNT1=YNT2=0.9

有公式（10.14）可得

[σF]1=YNT1×σFlim1／SF=210×0.9／1.3=145.38MPa

[σF]2=YNT2×σFlim2／SF=190×0.9／1.3=131.54MPa

故σF1=2KTYFYS／bm2Z1=76.19MPa＜[σF]1=145.38MPa

σF2=σF1×YF2×YS2／YF1×YS1＝76.19×2.21×1.79／2.65×1.59

＝71.53MPa＜[σF]2＝131.54MPa

所以齿根弯曲强度校核合格。

6.1.5.检验齿轮圆周速度

V＝πd1×n1／60000＝3.14×50×1160／60000＝3.03m/s

由【1】表10.22可知选9级精度是合适的

6.2.低速级圆柱齿轮传动的设计计算

6.2.1.选择齿轮材料及精度等级

小齿轮选用45号钢调质,硬度为220~250HBS。

大齿轮选用45号钢正火，硬度为170~210HBS。

因为是普通减速器故选用9级精度，要求齿面粗糙度Ra≦3.2~6.3µm

6.2.2.按齿面接触疲劳强度设计

T2=144.57N·m=145000N·mmn2=313.51r／min

由【1】表10.11查得K=1.1

选择齿轮齿数

小齿轮的齿数取31，则大齿轮齿数Z2=i3·Z1=89.9,圆整得Z1=90，齿面为软齿面，由【1】表10.20选取Ψd=1

由【1】图10.24查得

σHLim1=550MPaσHLim2=530MPa

由表【1】10.10查得

SH=1N1=60njLh=60×313.51×1×（10×300×16）＝9.03×108

N2=N1／i3=9.03×108／2.9=3.11×108

查【1】图10.27知

ZNT1=1ZNＴ２=1.06

[σH]1=ZNT1×σHLim1／SH＝1×550／1=550MPa

[σH]2=ZNT2×σHLim2／SH＝1.06×530／1=562MPa

故d1≧76.43×[KT1﹙i2＋1﹚／Ψd×i3×[σH]12]1／3

=76.43×[1.1×145000×﹙2.9＋1﹚／1×2.9×5502]1／3

=68.02mm

m=d1／Z1=68.02／31=2.2

由【1】表10.3知标准模数m=2.5

6.2.3.计算主要尺寸

d1=mZ1=2.5×31=77.5mm

d2=mZ2=2.5×90=225mm

b=Ψdd1=1×77.5=77.5mm

大齿轮的齿宽取b2=80mm小齿轮的齿宽取b1=85mm

a=m﹙Z1＋Z2﹚／2=2×﹙31＋90）／2=151.25m

6.2.4.按齿根弯曲疲劳强度校核

查【1】表10.13得YF1=2.53YF2=2.22

应力修正系数YS

查【1】表10.14得YS1=1.64YS2=1.79

许用弯曲应力[σF]

由【1】图10.25查得σFlim1=210MPaσFlim2=190MPa

由【1】表10.10差得SF=1.3

由【1】图10.26查得YNT1=YNT2=1

有公式（10.14）可得

[σF]1=YNT1×σFlim1／SF=210×1／1.3=162MPa

[σF]2=YNT2×σFlim2／SF=190×1／1.3=146MPa

故σF1=2KTYFYS／bm2Z1=85.4MPa＜[σF]1=162MPa

σF2=σF1×YF2×YS2／YF1×YS1＝85.4×2.22×1.79／2.53×1.64

＝81.8MPa＜[σF]2＝146MPa

所以齿根弯曲强度校核合格。

6.2.5.检验齿轮圆周速度

V＝πd1×n1／60000＝3.14×77.5×313.51／60000＝1.27m/s

由【1】表10.22可知选9级精度是合适的

7、轴的设计

7.1.高速轴的设计

7.1.1.选择轴的材料及热处理

由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故

选用45号钢并经调质处理。

7.1.2.按钮转强度估算直径

根据表【1】表14.1得C＝107～118P1=4.99Kw，

又由式d1≧C×﹙P1／n1﹚1／3

d1≧﹙107～118﹚×﹙4.99／1160﹚1／3＝17.5～19.35mm

考虑到轴的最小直径要连接V带，会有键槽存在故将估算直径加大3％

～5％。

取为18.03～20.32mm由设计手册知标准直径为20mm

7.1.3.设计轴的直径及绘制草图

确定轴上零件的位置及固定方式

此轴为齿轮轴，无须对齿轮定位。

轴承安装于齿轮两侧的轴段采用轴肩定位，周向采用过盈配合。

确定各轴段的直径，由整体系统初定各轴直径。

轴颈最小处连接V带d1=20mm，d2=27mm，轴段3处安装轴承d3=30mm，齿轮轴段d4=38mm，d5=d3=30mm。

确定各轴段的宽度

由带轮的宽度确定轴段1的宽度，B=（Z-1）e+2f（由【1】表8.5得）B=63mm，所以b1=75mm；轴段2安装轴承端盖，b2取45mm，轴段3、轴段5安装轴承，由【2】附表10.2查的，选6206标准轴承，宽度为16mm，b3=b5=

16mm；齿轮轴段由整体系统决定，初定此段的宽度为b4=175mm。

按设计结果画出草图，如图1-1。

图1-1

7.2.中间轴的设计

7.2.1.选择轴的材料及热处理

由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故

选用45号钢并经调质处理。

7.2.2.按钮转强度估算直径

根据表【1】表14.1得C＝107～118P2=4.75Kw，

又由式d1≧C×﹙P2／n2﹚1／3

d1≧﹙107～118﹚×﹙4.75／313.51﹚1／3＝26.75～29.5mm

由设计手册知标准直径为30mm

7.2.3.设计轴的直径及绘制草图

确定轴上零件的位置及固定方式

此轴安装2个齿轮，如图2-1所示，从两边安装齿轮，两边用套筒进行轴向定位，周向定位采用平键连接，轴承安装于齿轮两侧，轴向采用套筒定位，周向采用过盈配合固定。

确定各轴段的直径，由整体系统初定各轴直径。

轴段1、5安装轴承，d1=30mm，轴段2、4安装齿轮，d2=35mm，轴段3对两齿轮轴向定位，d3=42mm，d4=35mm，d5=d1=30mm。

确定各轴段的宽度

如图2-1所示，由轴承确定轴段1的宽度，由【2】附表10.2查的，选6206标准轴承，宽度为16mm，所以b1=b5=33mm；轴段2安装的齿轮轮毂的宽为85mm，b2取83mm，轴段4安装的齿轮轮毂的宽为50mm，b4=48mm。

按设计结果画出草图，如图2-1。

图2-1

7.3.低速轴的设计

7.3.1.选择轴的材料及热处理

由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故

选用45号钢并经调质处理。

由【1】表14.7查的强度极限σb＝650MP，再由表14.2得需用弯曲用力[σ﹣1b]＝60MPa。

7.3.2.按钮转强度估算直径

根据【1】表14.1得C＝107～118P3=4.42Kw，T3＝390.53N.m

n3＝108.11r／min

又由式d1≧C×﹙P3／n3﹚1／3

d1≧﹙107～118﹚×﹙4.42／108.11﹚1／3＝37.45～41.3mm

考虑到轴的最小直径要安装联轴器，会有键槽存在故将估算直径加大3％

～5％。

取为38.57～43.37mm

由设计手册知标准直径为40mm

7.3.3.设计轴的直径及绘制草图

确定轴上零件的位置及固定方式

如图3-1所示，齿轮的左右两边分别用轴肩和套筒对其轴向固定，齿轮的周向固定采用平键连接，轴承安装于轴段2和轴段6处，分别用轴肩和套筒对其轴向固定，周向采用过盈配合固定。

确定各轴段的直径，由整体系统初定各轴直径。

轴颈最小处连接轴承d1=40mm，轴段2轴段6处安装轴承d2=d6=45mm，d3=53mm，轴段4对齿轮进行轴向定位，d4=63mm，轴段5安装大齿轮，d5=56mm。

确定各轴段的宽度

由联轴器的宽度确定轴段1的宽度，选用HL型弹性柱销联轴器，由【2】附表9.4查得选HL3型号，所以b1取94mm；轴段2安装轴承端盖和轴承，由【2】附表10.2查的，选6209标准轴承，宽度为b2取65mm，由整体系统确定轴段3取65mm，b4=12.5mm，轴段5安装的齿轮轮毂的宽为80mm

b5=78mm，轴段6安装轴承和套筒，b6=38.5mm。

按设计结果画出草图。

如图3-1。

7.3.4.按弯扭合成强度校核轴径

画出轴的受力图。

（如图3-2）

做水平面内的弯矩图。

（如图3-3）

圆周力FT＝2T3／d＝390530×2／225＝3471.38N

径向力Fr＝Fttanα＝3471.38×0.364＝1263.58N

支点反力为FHA＝L2FT／﹙L1＋L2﹚＝3471.38×126／﹙68＋126﹚

＝2254.61N

FHc＝L1FT／﹙L1＋L2﹚＝3471.38×68／﹙68＋126﹚

＝1216.77N

B-B截面的弯矩MHB左＝FHA×L1＝2254.61×68＝153313.48N.mm

MHB右＝FHC×L2＝1216.77×126＝153313.02N.mm

做垂直面内的弯矩图。

（如图3-4）

支点反力为FVA＝L2Fr／﹙L1＋L2）＝1263.58×126／﹙68＋126﹚

＝820.58N

FVc＝L1Fr／﹙L1＋L2﹚＝1263.58×68／﹙68＋126﹚

＝442.90N

B-B截面的弯矩MVB左＝FVA×L1＝820.58×68＝55806.24N.mm

MVB右＝FVC×L2＝442.90×126＝55805.40N.mm

做合成弯矩图。

（如图3-5）

合弯矩Me左＝[﹙MHB左﹚2＋﹙MVB左﹚2]1／2

＝[﹙153313.48﹚2＋﹙55806.24﹚2]1／2

＝163154.4N.mm

Me右＝[﹙MHB右﹚2＋﹙MVB右﹚2]1／2

＝[﹙153313.02﹚2＋﹙55805.40﹚2]1／2

＝163153.68N.mm

求转矩图。

（如图3-6）

T3＝9550×P3／n3

＝9550×4.42／108.11

＝390.53N.m

求当量弯矩。

修正系数α＝0.6

Me＝[﹙M﹚2＋﹙αT﹚2]1／2＝285534.21N.mm

确定危险截面及校核强度。

σeB＝Me／W＝285534.21／0.1·（50）3＝16.26MPa

查【1】表14.2得知满足σ≦[σ﹣1b]＝60MPa的条件故设计的轴有足够的强度，并有一定的余量。

图3-1