二级直齿圆柱齿轮减速器毕业论文.doc

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1、 沈阳工业大学 毕业设计(论文)题 目： 二级直齿圆柱齿轮减速器 学 院 沈阳工业大学 姓 名 赵楠 学 号 110102030136 专 业 机械设计与制造 指导老师 苏道奎 2013 年 12 月 29 日毕业设计（论文）答辩成绩评定机械设计制造及其自动化 专业毕业设计（论文）第 答辩委员会于 年 月 日审定了 班级 赵楠 学生的毕业设计（论文）。 设计（论文）题目： 二级直齿圆柱齿轮减速器 设计（论文）说明书共 40 页，设计图纸 3 张。毕业设计（论文）答辩委员会意见： 成 绩： 机制 专业毕业设计（论文）答辩委员会主任委员 （签字）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

2、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PROE、CAXA、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。I目 录摘要I第1章 绪论11.1 本课题设计的主要内容11.2 基本要求1第2章 传动方案拟定及说明32.1 确定减速器的工作条件32.2 电动机的选择32

3、.3 计算传动装置总传动比及分配各级传动比52.4 计算传动装置的运动和动力参数6第3章 V带的设计83.1确定V带型号83.1.1 确定计算功率83.1.2 选择V带的型号83.2 确定带轮基准直径93.3 确定中心距和胶带长度93.4 计算出实际中心距10第4章 齿轮的设计104.1 高速级齿轮的设计104.1.1 选择齿轮材料、确定许用应力104.1.2 按接触强度设计计算中心距114.1.3 确定基本参数，计算主要尺寸114.1.4 校核弯曲强度：124.2 低速级齿轮的设计124.2.1 选择齿轮材料、确定许用应力124.2.2 按接触强度设计计算中心距124.2.3 确定基本参数，

4、计算主要尺寸134.2.4 校核弯曲强度：14第5章 轴的设计145.1 轴（输入轴）的结构设计及其键的选取及校核145.1.1 初定I轴的最小直径145.1.2 轴上零件的定位、固定和装配165.1.3 I轴的受力分析及弯矩、扭矩计算175.1.4 按弯、扭合成应力校核轴的强度195.1.5 计算危险截面处轴的直径205.1.6 校核轴承和计算寿命205.1.7 键联接的强度校核215.2 II轴（中间轴）的结构设计及其键的选取及校核225.2.1 初定II轴的输入端直径225.2.2 轴上零件的定位、固定和装配225.2.3 II轴的受力分析及弯矩、扭矩计算245.2.4 按弯、扭合成应力

5、校核轴的强度265.2.5 计算危险截面处轴的直径275.2.6 校核轴承和计算寿命275.2.7 键联接的强度校核285.3 III轴（输出轴）的结构设计及其键的选取及校核295.3.1 初定III轴的输入端直径295.3.2 轴上零件的定位、固定和装配295.3.3 III轴的受力分析及弯矩、扭矩计算315.3.4 按弯、扭合成应力校核轴的强度335.3.5 计算危险截面处轴的直径335.3.6 校核轴承和计算寿命345.3.7 键联接的强度校核35第6章 减速器箱体的结构设计366.1 减速器的结构分配366.1.1 机体结构有良好的工艺性。366.1.2 对附件设计366.2 减速器的

6、润滑与密封376.2.1 润滑方式的选择376.2.2 密封方式的选择376.2.3 润滑油的选择37总 结38致 谢39参考文献40沈阳工业大学本科生毕业设计(论文)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

7、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

8、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。1沈阳工业大学本科生毕业设计(论文)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=

9、500Nm则：运输带曳引力F(N)=运输带速度：V=2.0m/s滚筒直径：D=450mm2.2 电动机的选择 2.2.1 电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机。 2.2.2 选择电动机容量： 1 工作机所需功率： =FV/1000=22222.0/1000 =4.4 kw 2 电动机输出功率考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为=/ （2-1）试中为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即：（2-2）查机械工程师电子手册可知：V带的传动效率=0.96每对轴承的传动效率=0.98每对啮合齿轮的传动效率=0.95联轴器的传动效率=0.97滚筒的传动效率=0.97（齿轮为7级精度,闭式传动，圆柱

10、齿轮)。 0.960.970.970.77；电动机的输出功率为=/=4.4/0.77 =5.7 kw 3 确定电动机的额定功率因为 查机械工程师电子手册可知：选定电动机的额定功率 =7.5 kw 4 选择电动机转速：滚筒转速为 =601000V/D =84.9 r/min经查表按推荐的传动比合理范围：V带传动的传动比i124，二级圆柱直齿轮减速器传动比i2840。则:总传动比合理范围为i= i1 x i216160电动机转速的可选范围为ni（16160）84.91358.413584r/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电动机参数表型号额定功率/kW满载转速/(

11、r/min)满载效率/%功率因数(cos)重量/kgY132M-47.5144087.00.8581Y132S2-27.52 90086.20.8870由表21中数据可知：选定电动机的型号为Y132M-42.3 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=1440/84.9=17.0 2 分配各级传动比（2-3） 式中分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2.4则减速器传动比为17.0/2.47.1查机械工程师电子手册得高速级传动比为3.25，则：低速级传动比7.1/3.25=2.18传动比合理。2.4计算传动装置的运动和动力参数 1 各轴转速减速

12、器高速级轴为，中速轴，低速级轴为，滚筒轴为轴则：1440/2.4600r/min600/3.25184.6r/min/184.6/2.18=84.7r/min=84.7 r/min 2 按电动机额定功率计算各轴输入功率7.50.967.2kW7.20.980.956.7kW6.7X0.980.956.2kW=6.20.98X0.975.9kW则各轴的输出功率：X=7.2X0.98=7.1 kW=6.70.98=6.6 kW=6.2X0.98=6.1kW=5.9X0.97=5.7kW 3 根据输入功率计算各轴输入转矩：=95507.2/600=114.6=95506.7/184.6 =346.6

13、=95506.2/84.7 =699.1=95505.9/84.7 =665.2 4 根据输出功率计算各轴输出转矩：=9550X=9550X7.5/1440=49.7=9550X=9550X7.1/600=113.0=9550X=9550X6.6/184.6=341.4=9550X=9550X6.1/84.7=687.8=9550X=9550X5.7/84.7=642.7运动和动力参数如表2-2所示：表2-2运动动力参数表参数轴名功率P（KW）转矩T（Nm）转速r/min输入功率输出功率输入转矩输出转矩电动机轴/7.5/49.71440轴（高速轴）7.27.1114.6113.0600轴（中间

14、轴）6.76.6346.6341.4184.6轴（低速轴）6.26.1699.1687.884.7轴（卷筒轴）5.95.7665.2642.784.7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：，（3-1）式中：设计计算功率,；工作情况系数；P传递的名义功率，；在此，；则 3.1.2 选择V带的型号根据计算功率=9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

15、基础123页表7-10选定小带轮基准直径，取=132mm，验算带速 =10.0m/s式中：小带轮直径mm；小带轮转速r/min;在此小带轮转速；2530m/sV=10.0m/s5m/s, 则，取=132mm合理。2 计算大带轮基准直径（3-2）式中，则：=2.4X132=316.8mm;参照表7-10取=315mm3.3 确定中心距和胶带长度 1 初步确定中心距0.7X(132+315)2（132+315）312.9mm894mm取=600mm; 2 初选后，可根据下式计算胶带的初选带的长度 =1915.7m根据初选长度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选取和相近

16、的标准V带基准长度=2000mm3.4 计算出实际中心距=642.2mm中心距的变动范围为+0.03=1970mm2600mm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高速 类别接触

17、疲劳极限弯曲疲劳极限1 小齿轮=570MPa=200MPa2 大齿轮=540MPa=190MPa由吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础71页表5-6查得：,故许用接触应力许用弯曲应力 4.1.2 按接触强度设计计算中心距（4-1）取；高速级小轮转矩=高速轴转矩=114.6N.m；取齿宽系数，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。将以上数据代入得初算中心距 4.1.3 确定基本参数，计算主要尺寸 1 选择齿数：取，则,取。注：实际传动比，传动比误差： 2 确定模数：由公式可得,（在此取）。由吉林大学出版

18、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 3 确定中心距： 4 计算齿宽：取。 5 两轮的分度圆直径： 6 计算齿轮圆周速度： 4.1.4 校核弯曲强度：（4-2）由吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础71页图5-19查得：,代入上式得：弯曲强度满足。4.2 低速级齿轮的设计 4.2.1 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：低速级小齿轮选用45#钢，软齿面渐开线直齿轮，调质热处理，齿面硬度为230HBS；大齿轮选用45#钢，软齿面，正火热处理，齿面硬度为190HBS。2

19、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，分别可知如下参数如表4-2所示：表4-2 低速级齿轮基本参数表低速 类别接触疲劳极限弯曲疲劳极限3 小齿轮=565MPa=195MPa4 大齿轮=535MPa=185MPa由吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础71页表5-6查得：,故许用接触应力许用弯曲应力 4.2.2 按接触强度设计计算中心距 （4-3）取；低速级小轮转矩=中速轴转矩=346.6N.m；取齿宽系数，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

20、初算中心距 4.2.3 确定基本参数，计算主要尺寸 1 选择齿数：取，则,取。注：实际传动比，传动比误差： 2 确定模数：由公式可得,（在此取）。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 3 确定中心距： 4 计算齿宽：，取。 5 两轮的分度圆直径： 6 计算齿轮的圆周速度：4.2.4 校核弯曲强度：由吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础71页图5-19查得：,代入上式得：弯曲强度满足。第5章 轴的设计5.1 轴（输入轴）的结构设计及其键的选取及校核 5.1.1 初定I轴的最小直径选定I轴的材料为45钢，调质处理。按成大先主编的机械设计手册第四版第二

21、卷表6-1-19查得：A=112(以下轴均取此值)初步确定轴的最小端直径考虑到轴端有键槽，轴径应增大45。初定，。 5.1.2 轴上零件的定位、固定和装配双级减速器中可将高速齿轮安排在箱体右侧，相对于轴承不对称分布，齿轮左侧由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。轴承分别以轴肩和套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。大带轮、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。 1 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴段1：已知轴的最小端直径查机械工程师电子手册可知：15N/15J型轮槽的带轮总宽度宽度，初定轴段1长度因为h=(0.070.1)d，所

22、以无特殊说明以下各轴段轴肩均按5mm扩大。注：轴的直径应按2h扩大。轴段2：轴段2处为安装轴承端盖的位置，为满足带轮轴向定位要求，轴段右端需为轴肩，故取轴段2的直径,取轴段3：轴段3处安装轴承，因为轴承内径要与轴段3直径保持一致且轴段2右端有一轴肩，查机械工程师电子手册选型号为6209的滚动轴承，基本几何尺寸为，基本额定动载荷，基本额定静载荷 =52mm, ,故，取轴段4：因为6209型轴承，取=55mm，考虑到低速级小齿轮3的齿宽，高速轴大齿轮与低速轴小齿轮间应留有一定空间，齿轮左端面应与箱体留有一定的空间，取。轴段5：齿轮左端用轴肩固定，则：取，,取轴段6：轴段6上安装齿轮，初定，齿轮右端

23、采用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段6的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽,故取。轴段7：轴段7与轴段3为安装轴承位置，故= 2 各轴段配合及表面粗糙度：轴颈处为，,齿轮配合处，。I轴各轴段长度直径数据见表5-1：表5-1 高速轴各轴段参数表1234567直径d/mm27354555655545长度l/mm1403019801063193 轴的简易结构布置图如下： 轴段1 轴段2 轴段3 轴段4 轴段5 轴段6 轴段7图5-1 高速轴结构简易图 5.1.3 I轴的受力分析及弯矩、扭矩计算I轴的受力分析图如图5-2所示：图5-2 高速轴受力分析图取齿轮齿宽的中间

24、、轴承宽中点为受力点，则： 1 求作用在齿轮上的力式中高速轴输入转矩；高速轴上小齿轮1的分度圆直径。式中，直齿轮压力角，直齿轮的螺旋角 2 计算支承反力根据平面平行方程式可求：在水平面（H面）上：在垂直面(V面)上：总支承力： 3 计算弯矩水平面(H面)弯矩：垂直面(V面)弯矩：合成弯矩： 4 计算扭矩：5.1.4 按弯、扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，C处承受最大弯矩和扭矩，并且有应力集中，故c截面为危险截面，因为；校核哪一侧结果相同，在此以为主。当量转矩：（5-1）若认为轴的扭切应力是脉冲循环变应力，取校正系数，带入上式可得轴的强度条件：（5-2）式中，W轴的抗弯截面系数，；

25、d该轴段的直径；轴的需用弯曲应力；因为轴的材料为45优质碳素钢，调质处理。由吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础164页表9-1、171页表9-3查得：，则满足！ 5.1.5 计算危险截面处轴的直径由29mm可知：I轴设计合格。 5.1.6 校核轴承和计算寿命 1 校核轴承A和计算寿命径向载荷轴向载荷故，；查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础200页表10-15、利用线性插值求得；则e，查表10-15，则当量动载荷： 2 计算轴承A寿命查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础199页表10-13可知：。对于球轴承代入公式得在上述工作条件下，该轴承寿命为1259808小时

26、。 3 校核轴承B 径向载荷轴向载荷故，；查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础200页表10-15、利用线性插值求得；则e，查表10-15，则 4 计算轴承B寿命查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础199页表10-13可知：。对于球轴承代入公式得在上述工作条件下，该轴承寿命为38834小时。 5.1.7 键联接的强度校核查高等教育出版社出版，刘力主编的机械制图第二版320页可知：选用普通平（A型）键，基本尺寸为； 1 校核联接高速级小齿轮1的键：由化学工业出版社，成大先主编的机械设计手册第四版第二卷表5-3-16、表5-3-17可知：；键联接所传递的转矩：；键工作面的压强：

27、38.4mm可知：II轴设计合格。 5.2.6校核轴承和计算寿命 1 校核轴承A和计算寿命径向载荷轴向载荷故，；查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础200页表10-15、利用线性插值求得；则e，查表10-15，则当量动载荷： 2 计算轴承A寿命查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础199页表10-13可知：。对于球轴承代入公式得在上述工作条件下，该轴承寿命为2586小时。 3 校核轴承B径向载荷轴向载荷故，；查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础200页表10-15、利用线性插值求得；则e，查表10-15，则 4 计算轴承B寿命查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设

28、计基础199页表10-13可知：。对于球轴承代入公式得在上述工作条件下，该轴承寿命为9060小时。 5.2.7 键联接的强度校核查高等教育出版社出版，刘力主编的机械制图第二版320页可知：选用普通平（A型）键，基本尺寸为； 1 校核联接高速级大齿轮2的键：由化学工业出版社，成大先主编的机械设计手册第四版第二卷表5-3-16、表5-3-17可知：；键联接所传递的转矩：；键工作面的压强：式中，d该轴段的直径；键校核合格。 2 校核联接低速级小齿轮3的键：由化学工业出版社，成大先主编的机械设计手册第四版第二卷表5-3-16、表5-3-17可知：；键联接所传递的转矩：；键工作面的压强：44mm可知：I

29、II轴设计合格。 5.3.6 校核轴承和计算寿命 1 校核轴承A和计算寿命径向载荷轴向载荷故，；查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础200页表10-15、利用线性插值求得；则e，查表10-15，则当量动载荷： 2 计算轴承A寿命查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础199页表10-13可知：。对于球轴承代入公式得在上述工作条件下，该轴承寿命为11277小时。 3 校核轴承B径向载荷轴向载荷故，；查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础200页表10-15、利用线性插值求得；则e，查表10-15，则 4 计算轴承B寿命查吉林大学出版社出版，朱艳芳主编的机械设计基础199页

30、表10-13可知：。对于球轴承代入公式得在上述工作条件下，该轴承寿命为130040小时。 5.3.7 键联接的强度校核查高等教育出版社出版，刘力主编的机械制图第二版320页可知：选用普通平（A型）键，基本尺寸为； 1 校核联接低速级大齿轮4的键：由化学工业出版社，成大先主编的机械设计手册第四版第二卷表5-3-16、表5-3-17可知：；键联接所传递的转矩：；键工作面的压强：式中d该轴段的直径；键校核合格。 2 校核联轴器处的键：查高等教育出版社，刘力主编的机械制图第二版320页附表31选用普通平（A型）键，基本尺寸为；由化学工业出版社，成大先主编的机械设计手册第四版第二卷表5-3-16、表5-3-17可知：；键工作面的压强：式中d该轴段的直径；键校核合格。第6章 减速器箱体的结构设计6.1 减速器的结构分配减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合。6.1.1 机体结构有良好的工艺性。铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便。 6.1.2 对附件设计 1 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传