二级齿轮减速器课程设计说明书

第一章：传动方案的拟定及说明┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅02 第二章：电动机的选择┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅04 第三章：设计传动装置的运动及动力参数┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅06 第四章：带传动设计┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅08 第五章：齿轮设计┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅10 第六章：减速器的装配草图的确定┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅18 第七章：轴的设计计算┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅20 第八章：滚动轴承的选择及计算┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅23 第九章：键连接的选择及校核计算┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅24 第十章：联轴器的选择┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅25 第十一章：减速器箱体和附件的选择┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅26 第十二章：润滑与密封┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅28 第十三章：设计小结及参考文献┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅┅29

第一章传动方案的拟定及说明

拟定传动方案：选择如图传动方案。

１．带传动（第一级减速）：

带传动是一种挠性传动。带传动的基本组成零件为带轮和传动带。当主动带轮转动时，利用带轮和传动带之间的摩擦或啮合作用，将运动和动力通过传动带传递给从动带轮。带传动具有结构简单，传动平稳，价格低廉和缓冲吸振等特点。Ｖ带的横截面呈等腰梯形，带轮上也做出相应的轮槽。传动时，Ｖ带的两个侧面和轮槽接触。槽面摩擦可以提供更大的摩擦力。另外，Ｖ带传动允许的传动比大，结构紧凑，大多数Ｖ带已标准化。Ｖ带传动的上述特点使它获得了广泛的应用。所以此次设计选用Ｖ带传动。

２．两级圆柱齿轮减速器（第二级减速）：

齿轮传动效率高，结构紧凑，工作可靠，寿命长，传动比稳定。使得它获得广泛应用，所以此次设计采用两级圆柱齿轮来减速。

（１）同轴线式：箱体长度较小，当传动比分配适当时，两对齿轮浸入油中深度大致相同。但减速器轴向尺寸和重量较大，高速级齿轮的承载能力难于充分利用。中间轴承润滑困难。中间轴较长，刚性差，载荷沿齿宽分布不均匀。由于两伸出轴在同一轴线上，在很多场合能使设备布置更为方便。

（２）同轴分流式：啮合齿轮仅传递全部载荷的一半，输入和输出轴只受转矩。中间载荷只受全部载荷的一半，故与传递同样功率的其他减速器相比，轴颈尺寸可缩小。

（３）展开式：是两级减速器中最简单的一种。齿轮相对于轴承位置不对称，当轴产生弯曲

变形时，载荷在齿宽上分布不均匀，因此，轴应设计得具有较大的刚度，并尽量使高速级齿轮远离输入端。一般采用斜齿轮，低速级也可采用直齿轮。相对于分流式讲，用于载荷较平稳的场合。

（４）分流式：与展开式相比，齿轮与轴承对称分布，因此载荷沿齿宽分布均匀，轴承受载也平均分配，中间轴危险截面上的转矩相当于轴所传递转矩之半。一般高速级分流，且常采用斜齿轮；低速级可采用直齿或人字齿轮。

分析及结论：传动方案已知为三级减速器（包含带轮减速和两级圆柱齿轮减速）。其中带轮减速采用V带传动，两级圆柱齿轮减速采用分流式传动。将V带传动布置在高速级有利于发挥带传动平稳、缓冲吸振、减少噪声的特点，适用于重冲击的工作状态，此外带传动还具有结构简单、造价低廉的特点。分流式两级圆柱齿轮传动采用高级分流的形式，其性能较好，外伸轴位置可由任意一边伸出，便于进行机器的总体配置，且分流级的齿轮均可做成斜齿，一边右旋，另一边左旋，以抵消轴向力。但其结构相对展开式较为复杂，宽度尺寸大，适用于大功率、变载荷场合。综合分析，知该放案工作可靠、结构相对简单、传动效率高、成本低廉，且使用维护方便，满足机器的功能要求，适用于它的工作情况。

第二章 电动机的选择

1． 电动机类型选择

根据电源及工作机工作条件，选用卧式封闭型Y(IP44)系列三相交流异步电动机。 2．电动机所需功率的选择

（1）已知工作机所需功率 4.3w P kw = （2）电动机输出功率d P w

d P P η

=

由《机械设计课程设计》表2-4查得： V 带传动的效率 ：10.96η= 弹性联轴器效率 ：20.99η= 滚动轴承效率 ：3680.99ηηη=== 闭式圆柱齿轮传动效率：4570.97ηηη===

则传动装置总效率为：32

12346780.960.990.990.970.8677ηηηηηηηη==???≈

则 4.3 4.9556.8677

w

d P kw

P kw o η

=

=

≈

按《机械设计课程设计》表20-1确定电动机的额定功率为 5.5ed P kw =

3．电动机转速的选择

为了便于选择电动机的转速，先推算出电动机转速的可选范围。由《机械设计课程设计》表2-1查得V 带传动常用传动比范围 1i =2～4，单级圆柱齿轮传动比范围 2i =3～6，

3i =3～6，则电动机转速可选范围为123d w n n i i i ==594～4752 r/min

根据m

w

n i n =

算出总传动比i ,综合考虑总传动比较小，为降低成本，因此选用方案1，选定电动机的型号为Y132S-4。 4.传动比的分配

（1）传动装置的总传动比 144043.6433

m w n i n =

== (2) 分配各级传动比

两级卧式圆柱齿轮减速器，为使两级的大齿轮有相近的浸油深度，分流式高速级的传动比2i 和低速级的传动比3i 按以下分配： 2i =（1.1～1.5）3i

所以取圆柱齿轮减速器低速级的传动比3i =3.5，高速级的传动比2i =4.2 则V 带传动的传动比为：

43.641 3.5 4.223

2.97i

i i i ?=

=≈

第三章 计算传动装置的运动和动力参数

1．各轴转速

电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，中间轴为2轴，低速轴为3轴，各轴转速为： 01440m n n == r/min 0111440484.852.97

n n i =

=≈ r/min 122484.85115.444.2n n i =

== r/min 233115.4432.983.5

n n i === r/min 2．各轴输入功率

按电动机额定功率ed P 计算各输入功率，即

0 5.5ed P P kw ==

101

2 5.50.960.99 5.223P P kw ηη==??= 21

1234 5.50.960.990.990.97 5.020P P kw ηηηη==????= 2230123467 5.50.960.990.990.97 4.820P P kw ηηηηηη==????=

3．各轴转矩

000 5.59550955036.481440P T n =?

=?= N m ? 1

11 5.22395509550102.88484.85P T n =?

=?= N m ? 222 5.02095509550415.29115.44P T n =?

=?= N m ? 333 4.820955095501395.7232.98

P T n =?

=?= N m ? 把计算结果汇总列表：

第四章 带传动设计

设计V 带过程如下：

①确定V 带型号

查课本156P 表8-7得：A K =1.3， 则0 1.3 5.57.15ca A P

K P KW ==?= 根据ca P 7.15KW =, 0n =1440r/min,由课本157P 图8-11，选择A 型V 带，初选小带轮的基准直径1d d ，由课本155P 和157P 表8-6，表8-8，取190d d =mm 。

②验算带速：10

901440

6.78/601000

601000

d d n V m s ππ??=

=

≈??， 带速在525/m s 范围

内，合适，故带速合适。

211 2.9790267.3d d d i d ==?=mm 查课本157P 表8-8取2280d d =。

③取V 带基准长度d L 和中心距0a ：

120.7()d d d d +≤0a 122()d d d d ≤+

初选0a =500。

计算带所需的基准长度：()

()000

2

2

112215992

4d d d d d d L a d d a π

-=+

++≈mm ，查课本146

P 表8-2取1600d L =mm 。计算实际中心距：00

5002

d L L a a -≈+

=mm 。 ④验算小带轮包角α

：由课本第

195

页式

13-1

得：

21

18057.3158.23120d d d d a

α????-=-

?=>。 ⑤求V 带根数Z ：

计算单根V 带额定功率r P 。

由190d d =mm ，0n =1440r/min 查课本第152页表8-4a 得：0P =1.064KW 据0n =1440r/min ，1 2.97i =和A 型带，查课本第153页表8-4b 得0P ?=0.17KW 查课本第155页表8-5得: 0.943K α= , 查课本第146页表8-2得: 0.99L K = 于是 r P =（0P +0P ?）K αL K =（1.064+0.17）?0.943?0.99=1.15KW

计算V 带的根数z : 5.5 4.781.15

ca r P z P === 取5根

⑥计算单根V 带的初拉力的最小值0min ()F

查课本第149页表8-3得:A 型带的单位长度质量q=0.1kg/m ，所以

20min (2.5)()500138.54ca

K P F qv N K zv

αα-=?

+=

应使实际的初拉力 0F ? 0min ()F 。 计算压轴力

压轴力的最小值为min ()P F

1

min 0min ()2()sin

2

P F z F α==1360.47N

V 带轮的结构图

第五章 齿轮设计

（一）高速级齿轮传动设计 1）、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）、选用两对斜齿圆柱齿轮传动，取螺旋角为14β=?。

（2）、大、小齿轮都选用硬齿面。由表10-1选得大小齿轮的材料均为40Cr ，大、小齿轮均经调质及表面淬火，齿面硬度为48～55HRC 。 （3）、选用精度等级为7级。 （4）、初定小齿轮的齿数124z =，因 2 4.2i =，大齿轮齿数为221z i z ==4.224100.8?=，取2101Z =

2)、按齿面接触强度设计:

按式（10-21）计算，即

1t d ≥ （1）、确定公式中的各计算数值

a.试选 Kt=1.6

b.由图10-30选取区域系数 2.433H Z =

c.由图10-26查得10.78ε?=,20.87ε?=, 则12 1.65εεε???=+=

d.计算小齿轮传递的转矩: 5

1 1.02910T N mm =??（第三章已作计算）。

e.由表10-6查得材料的弹性影响系数E Z = f ．由表10-7选取齿宽系数0.8d φ= g.许用接触应力[]H σ

取失效率为1%，完全系数为S=1。查图表10-21得大、小齿轮的接触疲劳极限分别为

1

lim 1100H MPa σ=，2

lim 1100H MPa σ=。

代入公式（10-12）得[]11

1

lim 990HN H H K MPa S σσ=

=

[]22

2

lim 1045HN H H K MPa S

σσ=

=

从而得许用接触应力[][][]1

2

1017.52

H H

H MPa σσσ+==

（2）、计算

a.将以上数值代入公式得

131.68t d mm ≥=

b.计算圆周速度10.804/601000

t d n V m s πI

=

=?

c.计算齿宽B 及模数nt m

10.831.6825.3d t b d mm φ==?=

nt m =t d 1cos β/1z =1.28mm

h=2.25nt m =2.88mm b/h=8.78 d.计算纵向重合度βε

10.318 1.522d z tg βεφβ==

e.计算载荷系数K

由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得: 1.5,A K = 1.05,V K = 1.295,H K β=

1.26, 1.4F H F K K K βαα===

故载荷系数 1.5 1.05 1.4 1.295 2.854A V H H K K K K K αβ=???=???=

f.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10—10a 得 1d =t d 13

Kt

k

=38.429mm g.计算模数nt m nt m =1d Cos β/Z1=1.55mm 3）、按齿根弯曲强度设计 由式10-17知

1n m ≥（1）、确定计算参数

a.计算载荷系数 1.5 1.05 1.4 1.26 2.778A V F F K K K K K αβ=???=???=

b.根据纵向重合度βε=1.522,从图10-28查得螺旋角影响系数0.88Y β=

c.计算当量齿数 v132426.27cos 14z =

=，v2

3101

101.56cos 14

z == d.查看齿形系数 由图10-5查得a a 122.592, 2.172F F Y Y == e.查看应力校正系数 由表10-5 查得a 121.596, 1.798a S S Y Y ==

f.由图10-20C 查得大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为1620FE MPa σ=

2

620FE MPa σ=

g.由图10-18查取弯曲疲劳极限1FN K =0.85,2FN K =0.88 h.计算弯曲疲劳应力 取安全系数S=1.4,由公式10-12得：

11

1

376.43FN FE F K MPa S

σσ=

= 22

2389.7FN FE F K MPa S

σσ=

=

i.计算大小齿轮的

[]Fa Sa

F

Y Y σ，并比较

[]11

1

2.592 1.5960.01099376.43Fa Sa F Y Y σ?=

= []222

2.172 1.798

0.01002389.7Fa Sa F

Y Y σ?==

且

[][]11

22

1

2

Fa Sa Fa Sa F

F

Y Y Y Y σσ≥

，故应将

[]11

1

Fa Sa F

Y Y σ代入公式计算。

（2）、设计计算

1n m ≥

1.51mm = 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模

数，由于齿轮模数吗的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮的直径有关。所以，模数取标准值 1.5n m mm =。故

11c o s 24.86n

d z m β

=

=取125z =，2 4.225105z =?=取2105z = 4）、几何尺寸计算 （1）、计算中心距 a

12

100.482cos n Z Z a m β

+=

=mm ，取a =100mm

（2）、修正数据β

12

arccos

12.8392n Z Z m a

β+==? （3）、计算分度圆直径

1125 1.538.46cos cos12.839n z m d mm β?=

==? 22105 1.5

161.54cos cos12.839n z m d mm β?===?

（4）、计算齿宽 10.838.4630.77mm d b d φ==?= 圆整，取231B mm =，138B mm =

（二）低速级齿轮传动设计 1）、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）、选用两对直齿圆柱齿轮传动。 （2）、大、小齿轮都选用硬齿面。由表10-1选得大小齿轮的材料均为40Cr ，大、小齿轮均经调质及表面淬火，齿面硬度为48～55HRC 。 （3）、选用精度等级为7级。 （4）、初定小齿轮的齿数132z =，齿数比为3 3.5i =，则大齿轮齿数为

231 3.532112z i z ==?=

2)、按齿面接触强度设计:

按式（10-9a ）计算，即

1t d ≥ （1）、确定公式中的各计算数值

a.试选 Kt=1.6

c.计算小齿轮传递的转矩: 5

1 4.15310T N mm =?? 。

d.由表10-6查得材料的弹性影响系数E Z = e ．由表10-7选取齿宽系数0.8d φ= g.许用接触应力[]H σ

取失效率为1%，完全系数为S=1。查图表10-21得大、小齿轮的接触疲劳极限分别为

1

lim 1100H MPa σ=，2

lim 1100H MPa σ=。

代入公式（10-12）得[]11

1

lim 990HN H H K MPa S σσ=

=

[]22

2

lim 1017.5HN H H K MPa S

σσ=

=

由于[][]1

2

H H σσ<，所以应取[][]1H H σσ=代入公式。

（2）、计算

a.将以上数值代入公式得

164.36t d mm ≥=

b.计算圆周速度10.389/601000

t d n V m s πI

=

=?

c.计算齿宽B 及模数nt m

10.864.3651.5d t b d mm φ==?=

nt m =t d 1/1z =2.01mm

h=2.25nt m =4.52mm b/h=11.39 d.计算载荷系数K

由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得: 1.5,A K = 1.02,V K = 1.299,H K β=

1.28, 1.4F H F K K K βαα===

故载荷系数 1.5 1.02 1.4 1.299 2.782A V H H K K K K K αβ=???=???=

e.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10—10a 得 1d =t d 13

Kt

k

=38.429mm f.计算模数m m =1d /Z1=2.419mm 3）、按齿根弯曲强度设计 由式10-17知

m ≥

（1）、确定计算参数

a.计算载荷系数 1.5 1.02 1.4 1.28 2.742A V F F K K K K K αβ=???=???=

b.查看齿形系数 由图10-5查得a 1 2.492F Y = a 2 2.170F Y =

c.查看应力校正系数 由表10-5 查得1 1.635a S Y = a 2 1.800S Y =

d.由图10-20C 查得大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为1620FE MPa σ=

2

620FE MPa σ=

e.由图10-18查取弯曲疲劳极限1FN K =0.85,2FN K =0.88 h.计算弯曲疲劳应力 取安全系数S=1.4,由公式10-12得：

11

1

376.43FN FE F K MPa S

σσ=

= 22

2389.7FN FE F K MPa S

σσ=

=

i.计算大小齿轮的

[]Fa Sa

F

Y Y σ，并比较

[]11

1

2.492 1.635

0.01082376.43Fa Sa F

Y Y σ?== []222

2.170 1.8000.01002389.7Fa Sa F

Y Y σ?==

且

[][]11

22

1

2

Fa Sa Fa Sa F

F

Y Y Y Y σσ≥

，故应将

[]11

1

Fa Sa F

Y Y σ代入公式计算。

（2）、设计计算

1n m

≥

2.51mm =

对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数吗的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮的直径有关。所以，模数取标准值 2.5m mm =。故1

130.96d z m

==取131z =，2 3.531108.5z =?= 取2109Z =。 4）、几何尺寸计算 （1）、计算分度圆直径

1131 2.577.5d z m mm ==?= 22109 2.5272.5d z m mm ==?=

（2）、计算中心距 12

1752

d d a mm +=

= （3）、计算齿宽 10.877.562mm d b d φ==?= 圆整，取262B mm =，169B mm = （三）双级齿轮参数列表

高速级

()()12121212234.712157.79241.462164.54f a n f a n a a

n a a n d d h c m mm d d h c m mm

d d h m mm

d d h m mm *

****

*=-+==-+==+==+=

低速级

()()12121212271.252266.25282.52277.5f a n f a n a a

n a a n d d h c m mm d d h c m mm

d d h m mm

d d h m mm

*****

*

=-+==-+==+==+=

将数据列表如下：

齿轮的结构图

第六章减速器装配草图的确定

减速器装配草图

减速器零件的位置尺寸

第七章 轴的设计计算

1． 按扭转强度条件计算轴的最小直径

（1） 轴的材料：高速轴选用40Cr ；低速轴和中间轴选用45钢调质。

（2） 由课本第370页表15-3取 ：高速轴0100A =；低速轴和中间轴0110A = （3） 计算轴的最小直径（阶梯部分按5～10递增）

高速轴：10022.08d A ≥==mm ，取

d=20mm

阶梯部分按5～10递增 ，直径如上图标注

据Φ45查《机械设计课程设计》第148页表15-6，第160页表17-1，选用轴承30206，由表得B=17.25mm ，选用联轴器J 型，L=36mm ；

据第六章减速器零件的位置尺寸，齿轮的齿宽，和B=17.25mm ，求得轴的长度尺寸，其数值如上图标注。

中间轴：11038.68d A ≥==mm ，取

d=45mm

阶梯部分按5～10递增 ，直径如上图标注

据Φ40查《机械设计课程设计》第148页表15-6，选用轴承6009，由表得B=16mm ， 据第六章减速器零件的位置尺寸，齿轮的齿宽，和B=16mm ，求得轴的长度尺寸，其数值如上图标注。