二级直齿圆柱齿轮减速器.docx
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二级直齿圆柱齿轮减速器
设计任务书
一、设计课题：
带式输送机传动装置设计
二、传动机构示意图
原始数据
项目
输送带工作拉力
输送带工作速度
滚筒直径
每日工作情况
传动工作年限
参数
2500
1.3
200
两班制
10
摘要
齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。
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SolidWorks软件进行齿轮减速器的三维建模设计，生成平面工程图，完成齿轮减速器的二维平面零件图和装配图的绘制。
目录
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
浅谈减速器的发展趋势
1、高水平、高性能。
圆柱齿轮普遍采用渗碳淬火、磨齿，承载能力提高4倍以上，体积小、重量轻、噪声低、效率高、可靠性高。
2、积木式组合设计。
基本参数采用优先数，尺寸规格整齐，零件通用性和互换性强，系列容易扩充和花样翻新，利于组织批量生产和降低成本。
3、型式多样化，变型设计多。
摆脱了传统的单一的底座安装方式，增添了空心轴悬挂式、浮动支承底座、电动机与减速器一体式联接，多方位安装面等不同型式，扩大使用范围。
促使减速器水平提高的主要因素有：
①理论知识的日趋完善，更接近实际（如齿轮强度计算方法、修形技术、变形计算、优化设计方法、齿根圆滑过渡、新结构等）。
②采用好的材料，普遍采用各种优质合金钢锻件，材料和热处理质量控制水平提高。
③结构设计更合理。
④加工精度提高到ISO5－6级。
⑤轴承质量和寿命提高。
⑥润滑油质量提高。
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
工作机所需功率Pw=FVw/1000ηw=2.6×1.5/0.94=4.15kw
由电动机的至减速器之间的总效率为。
η=η1η23η32η4η5
η1、η2、η3、η4、η5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η=0.95×0.993×0.972×0.97×0.98=0.82
P0=Pw/η=4.15／0.82=5.06kw
选择电动机的额定功率Pm=（1～1.3）P0
查表选取Pm=5.5kw
2.3．确定电动机的转速
滚筒轴的工作转速为
nW=60×1000×V／πD
=60×1000×1.5／300×π
=95.49r／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﹚×95.49r／min
=﹙1527.84～15278.4﹚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【3】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=nm/nW=2900/95.49=30.37
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=30.37/2.5=12.15
i2=（1.3i2i3）1/2=3.97
i3=3.06
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=5.06kw
T0＝9550×P0／n0
＝9550×5.06／2900
=16.66N.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
＝5.06×0.95
＝4.81kw
T1＝9550×P1／n1带
＝9550×4.81／1160
＝39.57N.m
4.3.Ⅱ轴的计算（减速器中间轴）
n2=n1／i2
=1160／3.97
=292.19r／min
P2=P1×η22×η3
=4.81×0.992×0.97
=4.57kw
T2＝9550×P2／n2
＝9550×4.57／292.19
＝149.46N.m
4.4.Ⅲ轴的计算（减速器低速轴）
n3=n2／i3
=292.19／3.06
＝94.49r／min
P3＝P2×η2×η3
＝4.75×0.99×0.97
＝4.39kw
T3＝9550×P3／n3
＝9550×4.39／94.49
＝443.55N.m
4.5.Ⅳ轴的计算（滚筒轴）
n4=n3＝94.49r／min
P4＝P3×η4×η5
＝4.42×0.98×0.97＝4.17kw
T4＝9550×P4／n4
＝9550×4.17／94.49
＝400.58N.m
设计结果如下
轴号
参数
电动机（0）轴
Ⅰ轴（高速轴）
Ⅱ轴（中间轴）
Ⅲ轴（低速轴）
Ⅳ轴（滚筒轴）
转速n（r/min）
2990
1160
292.19
94.49
94.49
功率P（kw）
5.06
4.81
4.57
4.39
4.17
转矩T（N.m）
16.66
39.57
149.46
443.55
400.58
传动比i
2.5
3.97
3.06
1.0
效率η
0.95
0.95
0.96
0.95
5、传动零件V带的设计计算
5.1.确定计算功率
Pd=KA·P额=1.3·5.5=7.15kw
5.2.选择V带的型号
由PC的值和主动轮转速，由【1】图8-1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8-12选取dd1＝100mm，且dd1＝100mm＞dmin＝75mm
大带轮基准直径为。
dd2＝dd1×n0／n1
=2900×100／1160
＝250mm
按【1】表8-12选取标准值dd2＝250mm则实际传动比i，
i＝dd2／dd1
＝250／100
＝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
＝15.18m／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
0.55﹙dd1＋dd2）+h≤a≤2﹙dd1＋dd2﹚查表8-1得h=8mm
200.5≤a≤700一般取a0=（1～1.2）d2=250～300
所以初定中心距a0=500mm
L0＝2a0＋π﹙dd1＋dd2﹚／2＋﹙dd2－dd1﹚2／4a0
＝2×300＋π×（100+250）／2＋（250-100）2／4×300
=1168.53mm
由【1】表8-2选取基准长度Ld＝1120mm
实际中心距a为
a＝a0＋﹙Ld－L0﹚／2
＝300+﹙1120－1168.53﹚／2
＝275.74mm
5.6.校验小带轮包角ɑ1
α＝[180°－﹙dd2－dd1﹚／a]×57.3°
＝[180°－﹙250－100﹚／275.74]×57.3°
＝148.83°＞120°
所以符合要求
5.7.确定V带根数Z
查表8-5选取单根V带功率P0＝2.05kw
查表8-78-8选取修正功率ΔP0＝0.34kw
查表8-98-10选取修正系数Ka＝0.915KL＝0.91
Z≥Pc／[P0]＝Pc／﹙P0＋ΔP0﹚Ka×KL＝3.59
圆整得Z=4
5.8.求初拉力F0及带轮轴的压力FQ
查表取得q＝0.1kg／m
F0＝500×Pd﹙2.5／Kα－1﹚／z×V＋qV2
＝126.95N
轴上压力FQ为
FQ＝2×F×z×sin148.83／2
＝2×126.95×4×sin148.83／2
＝978.26N
5.9.设计结果
选用4根A－1120GB／T11544－1997的V带中心距275.74mm轴上压力978.26N带轮直径100mm和250mm
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40Cr钢调质,硬度为240～260HBS。
大齿轮选用45号钢调质，硬度为220HBS。
因为是普通减速器故选用8级精度，要求齿面粗糙度Ra≦1.6～3.2µm
6.1.2.按齿面接触疲劳强度设计
T1=3.957N·m=39570N·mm
由【2】表12-4查得K=1.1
选择齿轮齿数
小齿轮的齿数取28，则大齿轮齿数Z2=i2·Z1=3.97×28=111,圆整得Z1=111,实际传动比i2=Z2/Z1=3.96齿面为非对称软齿面，由【2】表12-7选取Ψd=0.9
由【2】表12-3查得
[σH]1=650MPa[σH]2=520MPa
d1≧76.43×[KT1﹙i2＋1﹚／Ψd×i2×[σH]12]1／3
=76.43×[1.1×39570×﹙3.96＋1﹚／0.9×3.96×5202]1／3
=46.42mm
m=d1／Z1=46.42／28=1.66
由【2】表12-1知标准模数m=1.5
6.1.3.计算主要尺寸
分度圆直径：
d1=mZ1=1.5×28=42mm
d2=mZ2=1.5×111=166.5mm
齿宽：
b=Ψdd1=0.9×42=37.8mm
故：
大齿轮的齿宽取b1=40mm小齿轮的齿宽取b2=45mm
a=m﹙Z1＋Z2﹚／2=1.5×﹙28＋111）／2=104.25m
6.1.4.按齿根弯曲疲劳强度校核
查【2】表12-6得齿形系数YF1=2.58YF2=2.17
应力修正系数YS1=1.61YS2=1.82
许用弯曲应力[σF]
由【2】表12-3查得[σF]1=410MPa[σF]2=305MPa
由公式（12-6）可得
[σF]1=2KT1YF1YS1／bm2Z1=143.49MPa＜[σF]1
[σF]2=2KT2YF2YS2／bm2Z1=136.43MPa＜[σF]2
所以齿根弯曲强度校核足够。
6.1.5.检验齿轮圆周速度
V＝πd1×n1／60000＝π×42×1160／60000＝2.55m/s
所以选8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40Cr钢调质,硬度为240～260HBS。
大齿轮选用45号钢调质，硬度为220HBS。
因为是普通减速器故选用8级精度，要求齿面粗糙度Ra≦1.6～3.2µm
6.2.2.按齿面接触疲劳强度设计
T2=149.46N·m=149460N·mmn2=292.19r／min
由【2】表12-4查得K=1.1
选择齿轮齿数
小齿轮的齿数取30，则大齿轮齿数Z2=i3·Z1=3.06×30=91.8,圆整得Z1=92，实际传动比i2=Z2/Z1=3.07，齿面为非对称及软齿面，由【2】表12-7选取Ψd=0.9
由【2】表12-3查得
[σH]1=650MPa[σH]2=520MPa
d1≧76.43×[KT1﹙i2＋1﹚／Ψd×i3×[σH]12]1／3
=76.43×[1.1×149460×﹙3.07＋1﹚／0.9×3.07×5202]1／3=73.67mm
m=d1／Z1=73.67／30=2.46
由【2】表12-1知标准模数m=2.5
6.2.3.计算主要尺寸
分度圆直径：
d1=mZ1=2.5×30=75mm
d2=mZ2=2.5×92=230mm
齿宽：
b=Ψdd1=0.9×75=67.5mm
故大齿轮的齿宽取b2=70mm小齿轮的齿宽取b1=75mm
a=m﹙Z1＋Z2﹚／2=2.5×﹙30＋92）／2=152.5m
6.2.4.按齿根弯曲疲劳强度校核
查【2】表112-6得齿形系数YF1=2.54YF2=2.21
应力修正系数YS1=1.63YS2=1.787
许用弯曲应力[σF]
由【2】表12-3查得[σF]1=410MPa[σF]2=305MPa由公式可得
[σF]1=2KT1YF1YS1／bm2Z1=103.72MPa＜[σF]1
[σF]2=2KT2YF2YS2／bm2Z2=98.94MPa＜[σF]2
所以齿根弯曲强度校核足够。
6.2.5.检验齿轮圆周速度
V＝πd1×n1／60000＝π×75×292.19／60000＝1.15m/s
所以选8级精度是合适的
设计结果如下
参数
齿轮
齿数
分度圆直径mm
齿顶圆直径mm
齿宽mm
轴径mm
模数
中心距
mm
高速小齿轮
28
42
45
45
1.5
104.25
高速大齿轮
111
166.5
169.5
40
37
低速小齿轮
30
75
80
75
37
2.5
152.5
低速大齿轮
92
230
235
70
58
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，因为高速轴设计为齿轮轴，故选用40Cr钢并经调质处理。
7.1.2.按钮转强度估算直径
根据表【1】表8-348得A＝97～112P1=4.81Kw，
又由式d1≧A×﹙P1／n1﹚1／3
d1≧﹙97～112﹚×﹙4.81／1160﹚1／3＝15.58～17.99mm
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16.36～18.89mm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=35mm，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8-11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【4】表15-22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8-348得A＝103～126P2=4.57Kw，
又由式d1≧A×﹙P2／n2﹚1／3
d1≧﹙103～126﹚×﹙4.57／292.19﹚1／3＝25.76～31.51mm
由设计手册知标准直径为32mm
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=32mm，轴段2、4安装齿轮，d2=37mm，轴段3对两齿轮轴向定位，d3=44mm，d4=37mm，d5=d1=32mm。
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【4】表15-22查的，选62/32标准轴承，宽度为17mm，所以b1=b5=15+17+2=34mm；轴段2安装的齿轮轮毂的宽为40mm，b2取38mm，轴段4安装的齿轮轮毂的宽为75mm，b4=73mm。
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8-346查的强度极限σb＝650MP，许用弯曲用力[σ﹣1b]＝60MPa。
7.3.2.按钮转强度估算直径
根据【1】表8-348得A＝103～126P3=4.39Kw，T3＝443.55N.m
n3＝94.49r／min
又由式d1≧A×﹙P3／n3﹚1／3
d1≧﹙103～126﹚×﹙4.39／94.49﹚1／3＝37.03～45.30mm
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38.89～47.57mm
由设计手册知标准直径为45mm
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=45mm，轴段2轴段6处安装轴承d2=d6=50mm，d3=58mm，轴段4对齿轮进行轴向定位，d4=65mm，轴段5安装大齿轮，d5=58mm。
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【4】表17-11查得选HL3型号，所以b1取120mm；轴段2安装轴承端盖和轴承，由【4】表15-22查得选6210标准轴承，b=20,宽度为b2取80.5mm，由整体系统确定轴段3取51mm，b4=15mm，轴段5安装的齿轮轮毂的宽为70mm
b5=68mm，轴段6安装轴承和套筒，b6=36.5mm。
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＝443550×2／230＝3856.96N
径向力Fr＝Fttanα＝3856.96×tan20＝1403.82N
支点反力为FHA＝L2FT／﹙L1＋L2﹚＝3856.96×118／﹙118＋52﹚＝2677.18N
FHc＝L1FT／﹙L1＋L2﹚＝3856.96×52／﹙118＋52﹚＝1179.78N
B-B截面的弯矩MHB左＝FHA×L1＝2677.18×52＝139213.36N.mm
MHB右＝FHC×L2＝1179.78×118＝139214.04N.mm
做垂直面内的弯矩图。
（如图3-4）
支点反力为FVA＝L2Fr／﹙L1＋L2）＝1403.82×118／﹙118＋52﹚
＝974.42N
FVc＝L1Fr／﹙L1＋L2﹚＝1403.82×68／﹙118＋52﹚
＝429.40N
B-B截面的弯矩MVB左＝FVA×L1＝974.42×52＝50669.84N.mm
MVB右＝FVC×L2＝429.40×118＝50669.20N.mm
做合成弯矩图。
（如图3-5）
合弯矩Me左＝[﹙MHB左﹚2＋﹙MVB左﹚2]1／2
＝[﹙139213.36﹚2＋﹙50669.84﹚2]1／2
＝148147.87N.mm
Me右＝[﹙MHB右﹚2＋﹙MVB右﹚2]1／2
＝[﹙139214.04﹚2＋﹙50669.20﹚2]1／2
＝148147.87N.mm
求转矩图。
（如图3-6）
T3＝443550N.mm
求当量弯矩。
修正系数α＝0.6
Me＝[﹙m﹚2＋﹙αT﹚2]1／2
＝[﹙148147.87﹚2＋﹙0.6×443550﹚2]1／2＝304586.55N.mm
确定危险截面及校核强度。
σeB＝Me／W＝304586.55／0.1·（58）3＝15.61MPa
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
8、滚动轴承的选择
轴
型号
d（mm）
D（mm）
B（mm）
高速轴
6206
30
62
16
中间轴
62/32
32
65
17
低速轴
6210
50
90
20
9、键的选择
由【1】表14.8查得，选用A型普通平键
轴
轴径（mm）
键宽（mm）
键高（mm）
键长（mm）
高速
20
6
6
60
中间
大齿轮
37
12
8
30
小齿轮
37
12
8
60
低速
联轴器
45
14
9
100
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