二级减速器毕业设计

设计题目：

二级圆柱齿轮减速器

设计要求：

运输带拉力 F = 3400 N

运输带速度 V = 1.3 m/s

卷筒直径 D = 320 mm

滚筒及运输带效率 η=0.94 。要求电动机长期连续运转，载荷不变或很少变化。电动机的额定功率Ped稍大于电动机工作功率Pd。工作时，载荷有轻微冲击。室内工作，水份和灰份为正常状态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差为 ±4%，要求齿轮使用寿命为10年，传动比准确，有足够大的强度，两班工作制，轴承使用寿命不小于15000小时，要求轴有较大刚度，试设计二级圆柱齿轮减速器。

设计进度要求：

第一周：熟悉题目，收集资料，理解题目，借取一些工具书。

第二周：完成减速器的设计及整理计算的数据，为下步图形的绘制做准备。

第三周：完成了减速器的设计及整理计算的数据。

第四周：按照上一阶段所计算的数据，完成零部件的CAD的绘制。

第五周：根据设计和图形绘制过程中的心得体会撰写论文，完成了论文的撰写。 第六周：修改、打印论文，完成。

指导教师（签名）：

摘 要

齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它的主要优点是：

① 瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，可传递空间任意两轴之间的运动和动力；

② 适用的功率和速度范围广；

③ 传动效率高，η=0.92-0.98；

④ 工作可靠、使用寿命长；

⑤ 外轮廓尺寸小、结构紧凑。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。齿轮减速器按减速齿轮的级数可分为单级、二级、三级和多级减速器几种；按轴在空间的相互配置方式可分为立式和卧式减速器两种；按运动简图的特点可分为展开式、同轴式和分流式减速器等。单级圆柱齿轮减速器的最大传动比一般为8～10，作此限制主要为避免外廓尺寸过大。若要求i>10时，就应采用二级圆柱齿轮减速器。二级圆柱齿轮减速器应用于i：8～50及高、低速级的中心距总和为250～400mmm的情况下。

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

目 录

摘 要 ...................................................................... 2

1 传动装置总体设计 .......................................................... 4

1.1传动简图 .............................................................. 4

1.2 拟定传动方案 .......................................................... 5

1.3 选择电动机 ............................................................ 5

1.4 确定传动装置的总传动比及其分配 ........................................ 6

1.5计算传动装置的运动及动力参数 .......................................... 6

2 设计计算传动零件 .......................................................... 1

2.1 高速齿轮组的设计与强度校核 ............................................ 1

2.2 高速齿轮组的结构设计 .................................................. 4

2.3 低速齿轮组的设计与强度校核 ............................................ 5

2.4 低速齿轮组的结构设计 .................................................. 8

2.5 校验传动比 ........................................................... 13

3 设计计算轴 ............................................................... 14

3.1 低速轴的设计与计算 ................................................... 14

3.2 中间轴的设计与计算 ................................................... 15

3.3 高速轴的设计与计算 ................................................... 15

4 键联接，润滑方式，润滑剂牌号及密封件的选择 ............................... 23

4．1选择和校验键联接 .................................................... 23

4．2齿轮的润滑 .......................................................... 23

4．3滚动轴承的润滑 ...................................................... 24

4．4 润滑油的选择 ........................................................ 24

4．5密封方法的选取 ...................................................... 24

结 论 ..................................................................... 25

致 谢 ..................................................................... 26

参考文献 ................................................................... 27

附 录 ..................................................................... 28

指导教师评语 ............................................................... 29

1 传动装置总体设计

1.1传动简图

绘制传动简图如下：

从带的拉力、带的速度、卷筒直径、齿轮的工作寿命等多方面因素考虑，选择并确定传动简图。

1.2 拟定传动方案

采用二级圆柱齿轮减速器，适合于繁重及恶劣条件下长期工作，使用与维护方便。（缺点：结构尺寸稍大）。

高速级常用斜齿，低速级可用直齿或斜齿。由于相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮在远离转矩输入端，以减少因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均的现象。常用于载荷较平稳的场合，应用广泛。传动比范围：i = 8～40

1.3 选择电动机

稳定运转下工件主轴所需功率：

PWFV34001.310004.420kw 1000

601000v6010001.377.627r/min D3.14X320工作机主轴转速为： n

工件主轴上的转矩：

TP95504.4209550543.767Nm n77.627

如图1-2所示，初选联轴器为弹性柱销联轴器和凸缘联轴器，滚动轴承为滚子轴承，传动齿轮为闭式软齿面圆柱齿轮，因其速度不高，选用7级精度(GB10095-88)，则机械传动和摩擦副的效率分别如下：

弹性柱销联轴器： η = 0.9925

滚子轴承： η = 0.98

闭式圆柱齿轮（7级）：η = 0.98

凸缘联轴器（刚性）：η = 0.97

滚筒及运输带效率： η = 0.94

所以，电动机至工件主轴之间的总效率为：

η = 0.9925×0.98×0.98×0.98×0.98×0.98×0.97×0.98×0.94

= 0.8264

所以电动机所需功率为 PdP4.4205.3485kw 0.8264

选取电动机的转速为 n = 1500r/min，查[9]表16-1,取电动机型号为Y132S-4，则所选取电动机：

额定功率为 Ped5.5kw 满载转速为 nm1440r/min

1.4 确定传动装置的总传动比及其分配

inm18.55总传动比 .627

选用浸油深度原则，查表得 i1=5.3 ；i2=3.5；

1.5计算传动装置的运动及动力参数

各轴转速： nⅠ = nm1440r/min

nⅡ = nⅠ271.70r/min .3i1

nⅢ = nⅡ271.77.628r/min .5i2

各轴输入功率： PⅠPd015.34850.99255.3084kw

PⅡPⅠ125.30840.980.985.0982kw

PⅢPⅡ235.09820.980.984.8963kw

电动机的输出转矩：Td9550Pd35.471Nm nm

各轴输入转矩： TⅠ9550

同理

TⅡ179.1969Nm

TⅢ602.355Nm PⅠ35.2050Nm nⅠ

2 设计计算传动零件

标准减速器中齿轮的齿宽系数

对于一般减速器取齿宽系数 a=b/a（其中a为中心距） a=0.4

2.1 高速齿轮组的设计与强度校核

2.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

(1)如上图所示，选用斜齿圆柱齿轮传动，四个齿轮均为斜齿，有利于保障传动的平稳性；

(2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095—88）；

(3)材料选择。由文献[2]表10—1,选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

(4)初选小齿齿数Z1=24，大齿轮齿数为Z2=5.3×Z1=127.2，取Z2=128。

2.1.2 按齿面接触强度设计

d1t2KtT1(u1)ZHZE2() dau[H]

2.1.3 确定公式内的数值

(1)试选 载荷系数Kt=1.6，由文献[2]图10—30选取节点区域系数 ZH=2.433

(2)由文献[2]图10—26查得 a1=0.771 、 a2=0.820 所以 a =1.591

(3)外啮合齿轮传动的齿宽系数 d=0.5×(1+u)× a=0.5(1+5.3)×0.4=1.26

(4)查表材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa

(5)由表按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为 Hlim2=550 MPa

(6)计算应力循环次数

N1=60njLh=60×1440×1×(2×8×300×10)=4.1472×109

同理 N2=7.825X108

由文献[2]图10—19查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.9 、KHN2=0.97

(7)计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数为 S=1.05 ，则

[H]1 = KHN1Hlim1/S=514.2MPa [H]2 = KHN2Hlim2/S=508MPa 所以 [H]=（514.2+508）/2=511.1MPa

2.1.4 基本数据计算

(1)由小齿轮分度圆直径 d1t3

(2)计算圆周速度 v=2KtT1(u1)ZHZE2()=36.70mm 圆整为37mm dau[H]d1tn1

60X1000=2.813m/s

(3)计算齿宽b及模数mnt

b=dd1t=46.55mm

mnt=d1tcos1.494mm 圆整为mnt=1.5 Z1

h=2.25×mnt=3.375mm

螺旋角β=b/h=13.715

(4)计算纵向重合度

=0.318dZ1tanβ=2.397

(5)计算载荷系数 K

已知使用系数KA=1，根据v=2.813m/s ，7级精度，由由文献[3]图10-8查得动载系数Kv=1.054；由文献[3]表10-4查得KH1.120.18d20.23103b1.416

查文献[3]图10-13得KF1.37；查文献[3]表10-3得KHaKFa1.4

所以 载花系数 K =KAKvKHaKH=2.089

(6)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1d1t3K

(7)计算模数 mnd1cos1.768mm 圆整为2mm Z1t43.73mm

2.1.5 按齿根弯曲强度设计

mn32KT1Ycos2YFaYSa

dZa[F]2

1

2.1.6 确定计算参数

(1)计算载荷系数

K =KAKvKFaKF=2.021

(2)由纵向重合度=2.397，查文献[3]图10-28得螺旋角影响系数Y=0.8846

(3)计算当量齿数 Zv1

(4)查取齿形系数

由文献[3]表10-5查得齿形系数YFa12.599； YFa22.148 应力校正系数YSa11.595； YSa2=1.822

(5)由文献[3]图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1500MPa； FE2380MPa

(6)由文献[3]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 KFN10.85；KFN20.90

(7)计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4；则

[F]1KFN1FE1303.57MPa； 同理[F]2=244.285MPa SZ126.27 同理 Zv2=140.12 2cos

(8)计算大、小齿轮的

YFaYSa

，并加以比较 [F]

YFa1YSa1YY

=0.01365 Fa2Sa2=0.01602 [F]1[F]2

所以,大齿轮的数值大 2.1.7 模数设计计算

mn2KT1Ycos2YFaYSa

dZa[F]2

1

=1.1832mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d143.73mm来计算应有的齿数。于是有

Z1

d1cos

=21.21 取圆整为Z1=21 则Z2=uZ1=111 mn

2.1.8 计算中心距

a=

(Z1Z2)mn

136.04mm 圆整为 137 mm

2cos

2.1.9 按圆整的中心距修正螺旋角

arccos

(Z1Z2)mn

15.527161531'38"

2a

因β值改变不多，故参数a、K、ZH等不必修正。 2.1.10 计算大、小齿轮的分度圆直径

d1

Z1mn

43.59mm 同理 d2=230.41mm cos

2.1.11 计算齿轮宽度

b=dd1=54.923mm 圆整后取B255mm B1=60mm

2.2 高速齿轮组的结构设计

**Cn)mn43.59-2×(1+0.25)×2=38.59mm 齿根圆直径为 df1d12(ha

df2225.41mm

*

mn43.5921247.59mm 齿顶圆直径为 da1d12han

da2234.41mm

2.3 低速齿轮组的设计与强度校核

2.3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

(1)所示，选用斜齿圆柱齿轮传动，四个齿轮均为斜齿，有利于保障传动的平稳性； (2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095—88）；

(3)材料选择。由文献[2]表10—1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

(4)初选小齿齿数Z3=24，大齿轮齿数为Z4=3.5 Z3=84。 2.3.2 按齿面接触强度设计

d3t2KtT2(u1)ZHZE2

()

dau[H]

确定公式内的数值

(1)试选 载荷系数Kt=1.6，由文献[2]图10—30选取节点区域系数 ZH=2.433 (2)由文献[2]图10—26查得 a3=0.771 a4=0.980 所以 a =1.751 (3)外啮合齿轮传动的齿宽系数 d=0.5×(1+u)× a=0.5(1+3.5)×0.4=0.9 (4)查文献[2]表10—6得材料的弹性影响系数 ZE=189.8 MPa

(5)由文献[2]图10—21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为

Hlim3=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为 Hlim4=550MPa

(6)计算应力循环次数

N4=60njLh=60×77.628×1×(2×8×300×10)=2.235×108

同理 N3=7.825×108

查得接触疲劳寿命系数 KHN3=0.97 KHN4=1.096 (7)计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数为 S=1.05 ，则 [H]3 = KHN3Hlim3/S=554.3MPa [H]4 = KHN4Hlim4/S=574MPa 所以 [H]==564.15MPa 2.3.3 齿轮数据计算

(1)小齿轮分度圆直径 所以 d3t3

2KtT2(u1)ZHZE2

()=65.753mm

dau[H]

(2)计算圆周速度 v=

d3tnⅡ

60X1000

=0.935m/s

(3)计算齿宽b及模数mnt

b=dd3t=59.178mm

mnt=

d3tcos

2.658mm Z3

h=2.25×mnt=5.980mm 螺旋角β= b/h=9.895 (4)计算纵向重合度

=0.318dZ1tanβ=1.713 (5)计算载荷系数 K

已知使用系数KA=1，根据v=0.935m/s ，7级精度，由文献[2]图10-8查得动载系数

Kv=1.042；由文献[2]表10-4查得KH1.120.18d20.23*103b1.279

查文献[2]图10-13得KF1.216；查文献[2]表10-3得KHaKFa1.4 所以 载荷系数 K =KAKvKHaKH=1.866 (6)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d3d3t3K

t

69.21mm

(7)计算模数 mn

d3cos

2.798mm 圆整为3mm Z3

2.3.4 按齿根弯曲强度设计

mn2KT2Ycos2YFaYSa

dZ32a[F]

2.3.5 确定计算参数

(1)计算载荷系数

K =KAKvKFaKF=1.774

(2)由纵向重合度=1.713，查得螺旋角影响系数Y=0.8846 (3)计算当量齿数

Zv3

Z3

25.492 同理 Zv4=89.222 2

cos

(4)查取齿形系数

由文献[2]表10-5查得齿形系数YFa32.610； YFa42.202 应力校正系数YSa31.592； YSa4=1.779

(5)由文献[2]图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3500MPa；

FE4380MPa

(6)由文献[2]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 KFN30.90；KFN40.95 (7)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4；则

[F]3

KFN3FE3

321.43MPa； 同理[F]4=257.86MPa S

YFaYSa

，并加以比较 [F]

(8)计算大、小齿轮的

YFa3YSa3YY

=0.012927 Fa4Sa4=0.015192

[F]3[F]4

大齿轮的数值大

2.3.6 法面模数设计计算

mn3

2KT2Yco2sYFaYSa

dZa[F]2

3

=2.069mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=3.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d369.21mm来计算应有的齿数。于是有

Z3

d3cos

=22.385 取Z3=22 则Z4=uZ3=77 mn

2.3.7 几何尺寸计算

(1)计算中心距

a=

(Z3Z4)mn

153.05mm 圆整为 154 mm

2cos

(2)按圆整的中心距修正螺旋角

arccos

(Z3Z4)mn

15.358881521'32"

2a

因β值改变不多，故参数a、K、ZH等不必修正。 (3)计算大、小齿轮的分度圆直径

d3

Z3mn

68.444mm 同理 d4=239.555mm cos

(4)计算齿轮宽度

b=dd3=61.60mm 圆整后取B465mm B3=70mm

2.4 低速齿轮组的结构设计

**Cn)mn60.944mm 齿根圆直径为 df3d32(ha

df4232.055mm

*

mn74.444mm 齿顶圆直径为 da3d32han

da4245.555mm

2.5 校验传动比

实际传动比为 i实总传动比 i

nm



11177

X18.5 2122

1440

.627

18.55

所以传动比相对误差为 (18.55-18.5)/18.55=2.695%

3 设计计算轴

3.1 低速轴的设计与计算

3.1.1 轴的基本设计

（1）列出轴上的功率、转速和转矩

PⅢPⅡ235.09820.980.984.8963kw nⅢ =

nⅡ271.77.628r/min

.5i2

TⅢ602.355Nm

（2）求作用在齿轮上的力

因已知的低速级大齿轮的分度圆直径为

d4=239.555mm

15.358881521'32" 而圆周力Ft

2T32X6023555028.95N d4239.555

径向力FrFt

tanan

1898.18N cos

轴向力FaFttan1381.32N （3）初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，调质处理。由文献[5]表15-3，取A0=120，则

dminA0P3

47.767mm n3

图3-1低速轴

输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径d11处，如图3-1所示。为了使所选轴直径d11与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。。

查文献[5]表14-1，考虑到转矩变化较小，所以取KA=1.5，则： 联轴器的计算转矩为 TcaKAT31.5602.355903.5325Nm

所以，查标准GB/T 5843-1986，选用YL11型凸缘联轴器，其公称转矩为1000Nm。轴孔长度L=112mm， L1=84mm，轴孔直径 D=50mm。故取dⅠⅡ=50mm。 3.1.2 拟定轴上零件的装配方案

根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

(1)为满足联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段左端需制出一轴肩，所以取dⅡⅢ=55mm，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D =60mm（GB891-892—1986）。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度就比L1稍短一些，现取

lⅠ-Ⅱ=80mm。

(2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。由工作要求及dⅡⅢ=55mm，查GB/T297-1994，选择30212型号，其尺寸为d×D×T=60mm×110mm×23.75mm，a=22.4mm。故dⅢⅣdⅦⅧ60mm，而lⅦⅧ=23.75+15=38.75mm（取齿轮距箱体内壁间距为15mm），取为40mm。右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册上查得30212型轴承的定位轴肩高为9.5mm，所以 dⅣⅤ=69mm。

(3)取安装齿轮处的轴段Ⅵ-Ⅶ的直径dⅥⅦ=65mm，齿轮与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的轮毂宽度为65mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lⅥⅦ=60mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，取h=6mm，则轴环处的直

径为dⅤⅥ=77mm，轴环宽度b≥1.4h，取lⅤⅥ=12mm。

(4)轴承端盖的总宽度为20mm，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与联轴器右端面间的距离

l30mm，故取lⅡⅢ50mm。

(5)取中间轴上两齿轮间距为20mm，，则lⅢⅣ=23.75mm，取为23mm；lⅣⅤ=15+55+（20-12）=78mm。

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 (6)轴向零件的周向定位

齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。由键联接所在轴径的大小，查得，齿轮处：b ×h = 20mm ×12mm (GB/T 1096—1979)，长度为50mm；同时为保证齿轮与轴配合有良好 的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，在联轴器与轴联接处，选用平键16mm×10mm×70mm，联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。

(7)确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为2 ×45。 3.1.3 求轴上的载荷

首先作轴的计算简图。由轴的计算简图作轴的弯矩图和扭矩图如下：

图3-2受力简图

FNB1=3862.68N

FNB2=1166.268N

MH=168992.25Nmm

FNV1=580.945N

FNV2=1317.235N

MV1=25416.34Nmm MV2=190867.35Nmm

M1=170892.86Nmm M2=254928.86Nmm

3.1.4 按弯扭合成应力校核轴的强度

进行弯钮校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。取a=0.6，轴的计算应力为：

ca

M2(aT3)2

W

16.104MPa

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献[5]表15-1查得 [1]=60MPa，因此是安全的。

3.1.5 精确校核轴的疲劳强度

(1)判断危险截面

截面A、Ⅱ、Ⅲ、B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合引起的应力集中均将

削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以这几个截面均不需要校核。

从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面Ⅵ和Ⅶ的应力集中的影响相近，但截面Ⅶ不受扭矩作用，故不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面Ⅴ、Ⅳ更不必校核。由第三章可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面Ⅵ的左右两侧即可。

(2)截面Ⅵ左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数

W=0.1d3=27463mm3

WT=0.2d3=54925mm3

截面Ⅵ左侧的弯矩M为M=254928.86×（144.9-32.5）/144.9=197750.20Nmm 截面Ⅵ上的扭矩 TⅢ602.355Nm 截面Ⅵ上的弯曲应力 b截面Ⅵ上的扭转切应力 T

M

=7.20MPa W

T3

=10.97MPa WT

轴的材料为45钢，调质处理。查得B=640MPa，1=275MPa，1=155MPa。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数a及a取。因为r/d=2/65=0.031；D/d=77/65=1.185

以a=2.56，a=1.98 又可得轴的材料敏感系数为

q=0.82，q=0.85

所以有效应力集中系数为

k1q(a1)=2.279

k1q(a1)1.833

由附文献[5]图3-2得尺寸系数0.68，得扭转尺寸系数=0.82。

轴按磨削加,表面质量系数为0.92 轴未经表面强化处理，即q=1，则综合系数值为

K

k

1

1==3.438



k



1

K







1=2.322

取碳钢的特性系数 0.1，0.05 求安全系数

S

1

Kbm

=16.76

S

1

KTT

SSSS

2

2

=11.91

Sca

=9.708 >> S=1.5

故可知其安全 (3)截面Ⅵ右侧

抗弯截面系数W公式计算， W=0.1d3=45653.3mm3

抗扭截面系数WT=0.2d3=91306.6mm3

弯矩M及弯曲应力为M=254928.86X（144.9-32.5）/144.9=197750.20Nmm

b

M

=4.33MPa W

截面Ⅵ上的扭矩TⅢ602.355Nm 截面Ⅵ上的扭转切应力T

k

k

T3

=6.597MPa WT

用插入法求出



=3.20；



=0.8 X 3.20 = 2.56

轴按磨削加工，表面质量系数 0.92

故综合系数K

k



k

1





1=3.287 1

K



1=2.647

求安全系数S S

1

Kbm

=19.32

1

KTT

SSSS

2

2

=17.423

Sca故可知其安全

=12.94 >> S=1.5

3.2 中间轴的设计与计算

（1） 列出轴上的功率、转速和转矩

PⅡPⅠ125.30840.980.985.0982kw

nⅡ=

nⅠ1440

271.70r

.3i1

TⅡ179.1969Nm

（2）求作用在齿轮上的力

因已知高速轴小齿轮的分度圆直径为

d1

Z1mn

43.59mm cos

15.527161531'38" 而圆周力 Ft

2T12X35205.0

1615.288N d143.59

径向力 FrFt

tanan

610.186N cos

轴向力 FaFttan448.784N （3）初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，调质处理。取A0=120，则

dminA0P1

18.54mm n1

图3-3中间轴

输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径d11处，如图1-5所示。为了使所选轴直径d11与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。又因为所选取电动机型号为

0.018

Y132S-4，其轴径D=38所以必须选取轴孔直径系列包括D=38mm的联轴器。查表得，0.002mm，

考虑到转矩变化较小，所以取KA=1.5，则：

联轴器的计算转矩为 TcaKAT11.535.205052.8075Nm

所以，查标准GB/T 5014-1985，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630 000Nmm。半联轴器长L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm。

3.3 高速轴的设计与计算

（1）列出轴上的功率、转速和转矩

PⅠPd015.34850.99255.3084kw

nⅠ=nm1440r/min

TⅠ9550

PⅠ

35.2050Nm nⅠ

（2） 求作用在齿轮上的力

因已知高速级小齿轮的分度圆直径为

d1

Z1mn

43.59mm cos

15.527161531'38" 而圆周力Ft

2T12X35205.0

1615.288N d143.59

径向力FrFt

tanan

610.186N cos

轴向力FaFttan448.784N （3）初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，调质处理。取A0=120，则

d

minA0P1

18.54mm n1

图3-4高速轴

输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径d11处，如图3-4示。为了使所选轴直径

d11与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。又因为所选取电动机型号为

0.018

Y132S-4，其轴径D=380.002mm，所以必须选取轴孔直径系列包括D=38mm的联轴器。

查文献[5]表3-1得，考虑到转矩变化较小，所以取KA=1.5，则： 联轴器的计算转矩为 TcaKAT11.535.205052.8075Nm

所以，查标准GB/T 5014-1985，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630 000Nmm。半联轴器长L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm。

4 键联接，润滑方式，润滑剂牌号及密封件的选择

4．1选择和校验键联接

表4-1键的选择和校核

由于键采用静联接，冲击轻微。所以上述键皆安全。

4．2齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于低速级周向速度低，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

4．3滚动轴承的润滑

如果减速器用的是滚动轴承，则轴承的润滑方法可以根据齿轮或蜗杆的圆周速度来选择：

圆周速度在2m／s～3m／s以上时，可以采用飞溅润滑。把飞溅到箱盖上的油，汇集到箱体剖分面上的油沟中，然后流进轴承进行润滑。飞溅润滑最简单，在减速器中应用最广。这时，箱内的润滑油粘度完全由齿轮传动决定。

圆周速度在2m/s～3m/s以下时，由于飞溅的油量不能满足轴承的需要，所以最好采用刮油润滑，或根据轴承转动座圈速度的大小选用脂润滑或滴油润滑。利用刮板刮下齿轮或蜗轮端面的油，并导入油沟和流入轴承进行润滑的方法称为刮油润滑。

4．4 润滑油的选择

采用脂润滑时，应在轴承内侧设置挡油环或其他内部密封装置，以免油池中的油进入轴承稀释润滑脂。滴油润滑有间歇滴油润滑和连续滴油润滑两种方式。为保证机器起动时轴承能得到一定量的润滑油，最好在轴承内侧设置一圆缺形挡板，以便轴承能积存少量的油。挡板高度不超过最低滚珠(柱)的中心。经常运转的减速器可以不设这种挡板。

转速很高的轴承需要采用压力喷油润滑。

如果减速器用的是滑动轴承，由于传动用油的粘度太高不能在轴承中使用，所以轴承润滑就需要采用独自的润滑系统。这时应根据轴承的受载情况和滑动速度等工作条件选择合适的润滑方法和油的粘度。

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。

4．5密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

结 论

我们的设计是自己独立完成的一项设计任务，我们工科生作为祖国的应用型人才，将来所从事的工作都是实际的操作及高新技术的应用。所以我们应该培养自己市场调查、收集资料、综合应用能力，提高计算、绘图、实验这些环节来锻炼自己的技术应用能力。

本次毕业设计针对“二级圆柱齿轮减速器设计”的要求，在满足各种参数要求的前提下，拿出一个具体实际可行的方案，因此我们从实际出发，认真的思考与筛选，经过一个多月的努力终于有了现在的收获。回想起来，在创作过程中真的是酸甜苦辣咸味味俱全。有时为了实现一个参数翻上好几本资料，然而也不见得如人心愿。我们设计的主体思想更多的是为了生产的需要，也为今后的工作提供一个良好的实践平台。在制作的过程中，遇到了很多的困难，通过去图书馆查阅资料，上网搜索，还有和老师与同学之间的讨论、交流，最终实现了这些问题较好的解决。

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,在现代机械中应用极为广泛。本次设计的是带式运输机用的二级圆柱齿轮减速器。首先熟悉题目，收集资料，理解题目，借取一些工具书。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）。然后用AutoCAD进行传统的二维平面设计，完成圆柱齿轮减速器的平面零件图和装配图的绘制。通过毕业设计，树立正确的设计思想，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与生产实际知识来分析和解决机械设计问题的能力及学习机械设计的一般方法和步骤。掌握机械设计的一般规律，进行机械设计基本技能的训练：例如计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和规范，进行

计算机辅助设计和绘图的训练。

通过这次毕业设计的学习和研究，我们开拓了视野，掌握了设计的一般步骤和方法，同时这三年来所学的各种专业知识又得到了巩固，同时，这次毕业设计又涉及到计算、绘图等，让我们又学到很多新的知识。但毕竟我们所学的知识有限。本设计的好多地方还等待更改和完善。

致 谢

短暂的毕业设计是紧张而有效的，在掌握了三年所业学的专知识后，自己能够综合的运用并能完成自己和同学拟订的毕业设计，这也是对自己所学专业知识的考察和温习，虽然这是第一次全面的从完成由构思到设计完成，我从中也学到了很多。

综合运用了课本知识，再加上实际生产所用到的一些设计工艺，认真的对自己设计的数据进行计算和核对，严格按照设计的步骤和自己已经标出的设计过程来进行计算。这些都是自己在设计中所能获得的好处。虽然在计算的过程中也遇到了很多在课本中没有遇到过的问题，这些都是在实际生产中所要考虑到的细节问题，而自己往往都会遗漏这样的设计，但在毕业设计指导老师X相宝老师指导下，他给出我们在设计中必须及在实际中所要考虑到的细节的讲解，使我体会到了理论联系实践的重要性。另外在设计的过程中需要用大量的数据，而这些数据都是计算得来的，因此需要翻阅大量的相关设计的文献。所以我在学校图书馆里认真的查阅并记录了数据，再进行数次的核对最终有了正确的设计数据。

毕业设计能够顺利的完成与X老师的指导是分不开的。遇到的问题和自己不能设计的步骤，都是在X老师的讲解下得到满意的答案。从而加快了自己设计的进度和设计的正确性、严谨性。对学校要求的设计格式，X老师也反复的检查每一个格式和布局的美观，这样我们才能设计出符合标准的设计。

时间就这样在自己认真设计的过程中慢慢的过去了，几周的时间过的是有效和充实的。到最后看到自己设计的题目完成后心情是非常喜悦的。因为这凝结了自己辛苦的劳动和指导老师的指导，所以说这次和同学完成设计收获甚多。

最后在对X老师感激的同时，也要对在百忙中认真评阅我们设计的学院领导表示感谢，你们丰富的专业知识能给我们提出很多可行的方案。所以我由衷的表示谢意！

参考文献

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[9] 吴宗泽,机械设计课程设计手册.第2版. 北京：高等教育出版社,1999

附 录

ha*:顶高系数，标准系为 ha*=1 c*:顶系系数，c*=0.25

ε:重合度

S:安全系数

d:齿宽系数

ZH:节点区域系数

ZE:材料弹性影响系数

Hlim:达接触疲劳强度极限

[H]:接触应力

[F]:弯曲疲劳许应力

KHN:接触疲劳寿命系数 KA:工作情况系数

KT:载荷系数

KV:动力载荷系数

Y:螺旋角影响系数

KFN:弯曲疲劳寿命系数 YFa:齿形系数

YSa:应力校正系数