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I*本科毕业设计（论文） 目录*毕业设计（论文） ABSTRACTABSTRACT This paper starts from the study of the governing mechanism, combined gear box with a 11 roller straightening machine straightening the design, and structure design of the combined gear box, calculation, calculation, design and checking calculation of parameters of each gear of the transmission shaft of the transmission gear box comprises a joint. And complete the drawing and parts drawing assembly diagram, and mechanical drawing software rendering.Key words： Straightening machine, gear box, transmission shaft 目录目 录摘 要IABSTRACTII1、绪 论11.1 本课题研究目的与意义11.2 本课题国内外发展概况12 、传动方案的拟定33 、二级闭式齿轮减速器传动机构设计63.1确定总传动比及分配各级传动比63.2 传动装置的运动和动力设计63.3 齿轮传动的设计113.4 传动轴的设计123.5 箱体的设计163.6键连接的设计163.7滚动轴承的设计163.8润滑和密封的设计163.9联轴器的设计16结 论40参 考 文 献41致 谢42*本科毕业设计（论文） 2 系统总体方案的确定201 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。、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=33.5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：n=n1=940（r/min）低速轴：n=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=Z1i=18x3.5=63z 取a=0.3，则d=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=9.55106P/n1=9.551063.0/960 =0.2984105 Nmm 材料弹性影响系数 由课本表6-7 ZE=189.8 区域系数 ZH=2.5 重合度系数t=1.88-3.2（1/Z1+1/Z2） =1.88-3.2（1/20+1/91.4）=1.68 Z= 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H=400Mpa于是 d1 =35.7mm (4)确定模数 m=35.7/Z135.7/20=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=mZ=1175=175mm齿轮啮合宽度b=aa =0.3110=50mm复合齿轮系数 YFS1=4.38 YFS2=3.95重合度系数Y=0.25+0.75/t =0.25+0.75/1.68=0.6943许用应力 查图6-22（a） Flim1=245MPa Flim2=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=57F2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d1d1=m*z1=1*175=175mm 分度圆直径d2d2=m*z2=3.5*175=438mm 齿顶高ha1ha1=ha*m=1*1=1mm 齿顶高ha2ha2=ha*m=1*1=1mm 齿根高hf1hf1=(ha+c)*m=(1+0.25)*2=2.5mm 齿根高hf2hf2=(ha+c)*m=(1+0.25)*2=2.5mm 齿高h1h1=ha1+hf1=2+2.5=4.5mm 齿高h2h2=ha2+hf2=2+2.5=4.5mm 齿顶圆直径da1da1=d1+2*ha1=36+2*2=179mm 齿顶圆直径da2da2=d2+2*ha2=175+2*2=179mm 齿根圆直径df1df1=d1-2*hf1=175-2*2.5=170mm 齿根圆直径df2df2=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=d1n1/（601000） =3.1436960/（601000） =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220250HBS转速为n=940 r/min根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=110d=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=22mm，又齿轮宽度 B=（Z-1）e+2f =（3-1）15+210=50mm 则第二段长度L1=50mm 右起第二段直径取D2=25mm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dDB=306216，那么该段的直径为D3=30mm，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=33mm，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44mm，分度圆直径为40mm，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=33mm 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=30mm，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=0.016105 Nmm 求圆周力：FtFt=2T2/d2=20.016105/36=44.4N 求径向力FrFr=Fttan=44.4tan200=60.3NFt，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 =Fr62/124=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=RA62=110.9Nm 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA62=40.4Nm 合成弯矩： （7）画转矩图： T= Ftd1/2=71.6 Nm （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=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:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43)=110.51000/(0.1333)=28.33-1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 e= MD/W= MD/(0.1D13)=42.961000/(0.1223)=43.5 Nm-1 所以确定的尺寸是安全的 。P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=22mmL1=50mmD2=25mmL2=37mmD3=30mmL3=16mmD4=33mmL4=32mmD5=44mmL5=35mmD6=33mmL6=25mmD7=30mmL7=20mmFt=3580NmFr=1303NmRA=RB=1790NmRA=RB=651.5NMC=110.9NmMC1= MC2=40.4NmMC1=MC2=118NmT=71.6Nm=0.6MeC2=110.5Nm-1=60MpaMD=34.86Nm(2)按扭转强度估算轴的直径 选用45#调质，硬度217255HBS 转速为n=268.5r/min根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=110d=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38mm，根据计算转矩TC=KAT=1.1320.8=352.88Nm，查标准GB/T 50142003，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45mm,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dDB=509020，那么该段的直径为50mm，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60mm,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=70mm ,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=54mm 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=50mm，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 =3.2105Nmm 求圆周力：FtFt=2T2/d2=23.2105/182=3516.4N 求径向力Fr Fr=Fttan=3516.4tan200=1279.8NFt，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 = 1758.2 N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr62/124= 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=RA62=109Nm 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA62=39.6 Nm 合成弯矩： （7）画转矩图： T= Ftd2/2=320Nm （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=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:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43)=224.31000/(0.1603)=18.1-1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： e= MD/W= MD/(0.1D13)=1921000/(0.1383)=37.7 Nm-1 所以确定的尺寸是安全的 。D1=38mmL1=60mmD2=45mmL2=34mmD3=50mmL3=54mmD4=60mmL4=35mmD5=70mmL5=10mmD6=54mmL6=24mmD7=50mmL7=27mmFt=3516.4NmFr=1279.8NmRA=RB=1758.2NmRA=RB=639.9 NMC=109NmMC1= MC2=39.6NmMC1=MC2=116NmT=320Nm=0.6MeC2=224.3Nm-1=60MpaMD=192Nm3.5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7机盖壁厚17机座凸缘厚度b10机盖凸缘厚度b 110机座底凸缘厚度b 218地脚螺钉直径df16地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d112机盖与机座联接螺栓直径d210联轴器螺栓d2的间距 l 160轴承端盖螺钉直径d38窥视孔盖螺钉直径d46定位销直径d6df，d1, d2至外机壁距离C126, 22, 18df， d2至凸缘边缘距离C224, 16轴承旁凸台半径R124, 16凸台高度h 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l1 60，44大齿轮顶圆与内机壁距离112齿轮端面与内机壁距离2 10机盖、机座肋厚m1 ,m26， 6轴承端盖外径D284，94轴承端盖凸缘厚度t 8轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，二般s=D23.6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 87GB1096-79 L=L1-b=50-8=42mmT=71.6Nm h=7mm根据课本P243（10-5）式得p=4 T/(dhL)=471.61000/（22742） =41.9Mpa R (110Mpa)2、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d4=60mm L3=35mm T=320.8Nm查手册P51 选用A型平键键1811 GB1096-79l=L3-b=35-18=17mm h=11mmp=4T/（dhl）=4320.81000/（601117）=109Mpa p (110Mpa)3.7滚动轴承设计根据条件，轴承预计寿命Lh163658=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3050mm。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=0.350.7m3。 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=KAT=1.1320.8=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/T 50142003，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。结 论 时间过得真快啊，转眼间四年时间都过去了，在这四年中，我学到了许多专业知识，就拿这次的毕业设计来说吧，我查阅了机械设计，减速器的设计，使我充分掌握了减速器的设计方法和步骤，更重要的复习所学专业的知识，以前总认为学这些专业知识没用，那是我太天真了，当这次的毕业设计，它帮了我不少的忙，特别是机械设计手册这课对我的毕业设计帮助特别大，都怪上课没认真听讲，导致做毕业设计时要问比我学的好的同学，通过这次做毕业设计让我认识到学习不是个坏事，是为了自己的，还有学习这些知识精通的话对我们找个好工作有大大的帮助，总之我除了感谢我的老师和帮助过我的同学外更要感谢自己的。参 考 文 献1 石彦国，任莉减速器制作工艺学【M】天津：机械工业出版社，2006 352 ()李庆寿减速器的设计（ ），北京：机械工业出版社，1983 86973 王笑天金属材料学（M）北京：机械工业出版社，1987 22364 邱中怀技术，应用与开发EM）北京：机械工业出版社，2002 33655 张华 机械原理(M)北京：高等教育出版社，1999：40556 东北重型机械学院，洛阳工学院，第二汽车制造厂职工大学， 机床夹具设计手册【M】，上海：. 上海科学技术出版社，1988：1031217 MATLAB6，5应用接口编程，电子工业出版社，北京，2003：56748 王平鸿机器维修工程学（M）北京：农业出版社，1990：19399 张耀鹅减速器技术实用手册（M）北京：冶金工业出版社，2007：12014610 7孙宝珍，合金钢手册北京：兵器工业出版社，1992：365811 李伊敏。和辩工艺设计工作的要求。机械工业出版社，1993：365812 姚晨。实际减速器设计手册。航空工业出版社，1999; 120146致 谢当我写到这里的时候，我心里是别提有多么的开心，不管前面的对与错，总之，我觉得自己做到这里已不错了，感谢老师和帮助我的同学二起到图书馆查资料的那些同学们，要不是你们恐怕我现在真不知道自己能做到哪里，首先您不仅在学习学业上对我以精心的指导，同时还在我改写论文时给我鼓励和支持，从这点看出老师当初选你当我的老师我是明智的，而且，通过这次写论文我知道遇到什么事总要靠别人来完成，现在我觉得这种想法是我错啦，也许自己做的比那些人做的会更好，同时，我要把这种态度放到工作当中，我相信我自己一定可以比别人做的出色。说实话，我从开始认真做毕业设计的时候，才领悟到知识确实是种强大的工具，我现在想来前面失去的，我想在通过在工作中补回来，想到这里自己说了句“呵呵”，但是话说回来，这次的毕业设计我花了挺大的功夫，虽然是苦，但心里挺开心的，我想如果大学这三年我好好来利用它的话，我的毕业设计不谈在班里第二个交，最少也在前十个人之前交，最后在这里衷心的对所关心我帮助我的表达我由衷敬意，谢谢各位同学的帮助。