二级圆柱齿轮减速器毕业(论文)设计说明书

毕业（论文）设计说明书

课题二级圆柱齿轮减速器

子课题

同课题学生

专业机电一体化

姓名

班级

学号

指导教师

完成日期 2010.4.

目录

1 引言 (1)

2 传动装置总体设计 (2)

2.1 设计任务书 (2)

2.2 确定传动方案 (2)

2.3 电动机的选择 (3)

3传动零件的设计计算 (7)

3.1 高速级齿轮的参数计算 (7)

3.2 低速级齿轮的参数计算 (11)

4 轴及轴承装置的设计计算 (15)

4.1 轴的设计、校核及寿命计算 (16)

4.2 齿轮的设计 (28)

5 主要零部件的工艺设计 (29)

5.1 输出轴的零件图 (29)

5.2 输出轴的工艺设计 (30)

结论 (35)

致谢 (36)

参考文献 (37)

附录A（装配图） (38)

1引言

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,在现代机械中应用极为广泛。

国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。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。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。近十几年来,由于近代计算机技术与数控技术的发展，使得机械加工精度，加工效率大大提高，从而推动了机械传动产品的多样化，整机配套的模块化，标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致，美观化。

在21世纪成套机械装备中,齿轮仍然是机械传动的基本部件。CNC机床和工艺技术的发展,推动了机械传动结构的飞速发展。在传动系统设计中的电子控制、液压传动、齿轮、带链的混合传动,将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的学科交叉,将成为新型传动产品发展的重要趋势。

2 传动装置总体设计

2.0设计任务书

1设计任务

设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱直齿齿轮减速器传动。

2 设计要求

（1）外形美观，结构合理，性能可靠，工艺性好；

（2）多有图纸符合国家标准要求；

（3）按毕业设计（论文）要求完成相关资料整理装订工作。

3 原始数据

（1）运输带工作拉力 F=4KN

（2）运输带工作速度V=2.0m/s

(3)输送带滚筒直径 D=450mm

（4）传动效率96

η

=

.0

4工作条件

两班制工作，空载起动，载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘，中小批量生产，使用期限10年，年工作300天。

2.1 确定传动方案

图2-1(a)

图2-1(b)

方案（a）为展开式两级圆柱齿轮减速器，其推荐传动比ī=8～40。展开式圆柱齿轮减速器的特点是其结构简单，但齿轮的位置不对称。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯矩变形部分地

互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。

方案（b ）为同轴式两级圆柱齿轮减速器，其推荐传动比ī=8～40。同轴式圆柱齿轮减速器的特点是减速器横向尺寸较小，两对齿轮浸入油中深度大致相同。但轴向尺寸和重量较大，且中间轴较长、刚度差，使载荷沿齿宽分布不均匀，高速级齿轮的承载能力难于充分利用。

综合比较展开式与同轴式圆柱齿轮减速器的优缺点，在本设计中，我将采用展开式圆柱齿轮减速器为设计模版。

2.2 电动机的选择

2.2.1 电动机的容量选择

根据已知条件可以计算出工作机所需有效功率

=

w P 81000

0.240001000

=?=

FV .0 kW

设 w η—— 输送机滚筒轴至输送带间的传动效率； c η—— 联轴器效率， c η=0.99 g η—— 闭式圆柱齿轮传动效率， g η=0.97 b η—— 一对滚动轴承效率， b η=0.99 cy η—— 带式输送机滚筒效率。 cy η=0.96 估算运动系统总传递效率：

w ηηηηηη?

?

?

?

=34231201

式中：

9504

.096.099.09801

.099.099.09603.097.099.09603

.097.099.099

.034231201=?===?===?===?====?

?

?

?

cy b w c b g b g b c ηηηηηηηηηηηηηη

得传动系统总效率

8504.09504.09801.09603.09603.099.0=????=总η

工作机所需电动机功率

41.98504

.08==

=

η

w

d P P kW

由表2-1所列Y 系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足d w P P ≥条件的电动机额定功率w P 应取为11kW 。

表2-1

电动机型号

额定功率

/kW

满载转速

/（min /r ） 额定转矩

堵转转矩

额定转矩

最大转矩

Y100L-4 3 1420 2.2 2.2 Y112M-4 4 1440 2.2 2.2 Y132S-4 5.5 1440 2.2 2.2 Y132M-4 7.5 1440 2.2 2.2 Y160M-4 11 1460 2.2 2.2 Y160L-4 15 1460 2.2 2.2 Y160L-6

11

970

2.0

2.0

2.2.2 电动机转速的选择

根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速 926.8445014.30.26000060000≈??=

?=

d

v

n w πmin

/r

19

.17926

.841460≈=

=

w

m n n i 总

由表2-1初选同步转速为1500min /r 和1000min /r 的电动机，对应用于额定功率

kW

P w 11=的电动机型号应分别为Y160M-4型和Y160L-6型。把Y160M-4型和Y160L-6

型电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于表2-2:

表2-2 方案的比较 方案号 电动机型号

额定功率

（kW ） 同步转速（min /r ） 满载转速

（min /r ）

总传动比

Ⅰ Y160M-4 11.0 1500 1460 17.19 Ⅱ

Y160L-6

11.0

1000

970

11.42

通过对这两种方案比较可以看出：方案Ⅰ选用的电动机转速高、质量轻、价值低，总传动比为17.19，比较合适，故选用方案Ⅰ。 2.2.3 电动机型号的确定

根据工作条件：两班制工作，空载起动，载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘，中小批量生产，使用期限为10年，年工作300天，工作机所需电动机功率kW Pd 41.9=及电动机的同步转速min /1500r n =等，选用Y 系列三项异步电动机，卧式封闭结构，型号为Y160M-4，其主要性能数据如下： 电动机额定功率 kw Pw 11= 电动机满载转速 min /1460r n m = 电动机轴身直径 mm D 42= 电动机轴身长度 mm E 110= 2.2.4 传动比的分配

带式输送机传动系统的总传动比 19

.17926

.841460===w

m n n i

由传动系统方案知

101=i 134=i 所以圆柱齿轮总传动比 19

.1734

013412==

=??∑i i i i i i

为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两对齿轮材料相同、齿面硬度

350

≤HBS 、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比

727.419.173.13.112=?==∑i i 低速级传动比 637

.3727

.419.1712

23===

∑i i i

传动系统各传动比分别为：

101=i ，727.412=i ，637.323=i ，134=i

2.2.5 传动系统的运动和动力参数计算

传动系统各轴的转速、功率和转矩计算： 0轴（电动机轴）：

mim r n n m 14600==

Kw P P d 41.90==

m

N n P T ?=?

==55.611460

41.995509550

00

1轴（减速器高速轴）：

min

14601

146001

01r i n n ===

Kw

P P 3159.999.041.90101=?==?η

m

N i T T ?=??==??9345.60199.055.61010101η

2轴（减速器中间轴）：

min

86.308727

.4146012

12r i n n ===

Kw

P P 9461.89603.03159.91212=?==?η

m N i T T ?=??==??60.2769603.0727.49345.60121212η 3轴（减速器低速轴）： min

92.84637

.386.30823

23r i n n ===

Kw P P 5910.89603.09461.82323=?==?η

m N i T T ?=??==??77.9689603.0637.360.276232323η 将上述结果和传动比及传动效率汇总如表2-3:

表2-3 传动系统的运动和动力参数

3 传动零件的设计计算

3.1 高速级齿轮的参数计算

3.1.1 材料选择及热处理

减速器要求结构紧凑，故小齿轮选用调质HBS 1=240～270的45钢，大齿轮选用正火HBS 2=200～230的45钢；载荷稳定，齿速不高，初选8级精度。 3.1.2 确定许用接触应力21HP HP σσ和 3.1.1 齿根弯曲疲劳强度设计

（1） 确定公式中的参数值 []

3

2

1

2

cos

2F Sa

Fa d nt Y Y Z Y Y KT m σφββ

ε?

≥

1） 载荷系数t K 试选t K =1.5 2） 小齿轮传递的转矩 m N T ?=9345.601 3） 大小齿轮的弯曲疲劳强度极限1lim F σ，2lim F σ

1lim F σ=2lim F σ=380a MP （查图6.1 机械设计 徐锦康主编） 4） 应力循环次数

9

11102048.41630010114606060?=?????==h jL n N

8

9

1211210

895.8727.410

2048.4?=?===i N N N μ

5） 弯曲疲劳寿命系数1FN K ，2FN K

1FN K =0.86 2FN K =0.90（查图6.7机械设计 徐锦康主编） 6） 许用弯曲应力计算（取弯曲疲劳安全系数4.1=F S ，应力修正系数 0.2=ST Y ）

则[]1lim 11F ST FN F Y K σσ?=?/F S =a MP 86.4664.186.02380=??

[]a F F ST FN F MP S Y K 57.4884.19.023802lim 22=??=?=?σσ

7） 查取齿形系数和应力校正系数

根据当量齿数 62.2113cos 20cos 3311=?==βZ Z V 70.10213cos 95cos 3322=?==βZ Z V 查表3-1取齿形系数和应力修正系数 73.21=Fa Y 18.22=Fa Y 565.11=Sa Y 79.12=Sa Y

表3-1 齿形系数Fa Y 及应力修正系数Sa Y

)(v z z

17 18 19 20

21

22

23

24

25

26

27 Fa Y 2.97 2.91 2.85 2.80 2.76 2.72 2.69 2.65 2.62 2.60

2.57

Sa Y

1.52 1.53 1.54 1.55 1.56 1.57 1.575 1.58 1.59 1.595 1.60 )(v z z

30 35

40

45

50

60

70

80

90

100

150 Fa Y 2.52

2.45 2.40 2.35 2.32 2.28 2.24 2.22 2.20 2.18 2.14 Sa Y

1.625 1.65 1.67 1.68 1.70 1.73 1.75

1.77 1.78 1.79

1.83

8） 计算大小齿轮的

[]

F Fa

Fa Y Y σ?并加以比较

[]

009151.086.466565.173.211

1=?=

?F Sa Fa Y Y σ

[]

007987.057

.48879.118.222

2=?=

?F Sa Fa Y Y σ

因为

[]

[]

22

211

1F Sa Fa F Sa Fa Y Y Y Y σσ?>

?，故按小齿轮进行齿根弯曲疲劳强度设计

9） 重合系数εY 及螺旋角系数βY 取εY =0.7 ，βY =0.86 （2） 设计计算

1） 试计算齿轮模数nt m []

mm Y Y Z Y Y KT m F Sa

Fa d nt 440.1cos 23

1

2

1≥??

Φ≥

σββ

ε

2） 计算圆周速度 s m n Z m v nt 260.213

cos 100060146020440.1cos 10006011=?????=

???=

?

?πβ

π

3） 计算载荷系数

查表6.2（机械设计 徐锦康主编）得 1=A

K ； 根据s

m v 260.2=、8

级精度，查图 6.10（机械设计 徐锦康主编）得1.1=v K ；斜齿轮传动取

2

.1=a K ；查图6.13（机械设计 徐锦康主编）得25.1=βK 。

则载荷系数65.125.12.11.11=???=???=βK K K K K a v A

4） 校正并确定模数n m

mm K K m m t nt n 486.15.165.144.133=?==（取n m =2mm ）

（3） 计算齿轮传动几何尺寸 1） 中心距a mm Z Z m a n 02.118)9520(13cos 22)(cos 221=+?

?=

+=

β

（圆整为a =119mm ） 2） 螺旋角β ()"57'5314119

2)9520(2arccos

2)

(arccos

21?=??+=+=a

Z Z m n β

3） 两分度圆直径1d ，2d 39.41"

52'5314cos 202cos 11=??=

?=

β

Z m d n mm

61.196"

52'5314cos 952cos 22=??=

?=

β

Z m d n mm

4) 齿宽1b ，2b 112.3339.418.01=?=?=d b d φmm 取2b =35mm 1b =5(+b ～10）mm 1b =40mm (4) 校核齿面接触疲劳强度 []H E H H bd KT Z Z Z Z σμ

μσβ

ε≤±?

???=1221

1

1）大小齿轮的接触疲劳强度极限1lim H σ，2lim H σ 1lim H σ=2lim H σ=1170a MP 2） 接触疲劳寿命系数1HN K ，2HN K

查图6.6（机械设计 徐锦康主编）得1HN K =0.88，2HN K =0.92 3）计算许用接触应力

取安全系数1=H S ，则

[]a H H HN H MP S K 6.10291lim 11==

σσ

[]a H H HN H MP S K 4.1076117092.02lim 22=?==

σσ

[][][]()

a H H H MP 10532)4.11766.1029(221=+=+=σσσ

4） 节点区域系数H Z 查图6.19（机械设计 徐锦康主编）得H Z =2.44 5） 重合度系数εZ εZ =0.8

6） 螺旋角系数βZ βZ =983.0"52'5314cos cos =?=β

7） 材料系数E Z 查表6.3（机械设计 徐锦康主编）得

E Z =189.8a MP

8）校核计算

[]

H a a

E H H MP MP bd KT Z Z Z Z σμ

μσβ

ε≤=+?

????

???=±?

???=11.734727

.41727.439

.41355.6093465.12983.08.08.18944.2122

21

1

接触疲劳强度满足要求

（5） 齿轮结构设计及绘制齿轮零件图

大齿轮：齿顶圆直径大于160mm,但小于500mm ，故采用腹板式结构，如图3-1

为齿轮零件图。

图3-1

3. 2 低速级齿轮的计算

减速器要求结构紧凑，故大齿轮用40Cr 调质处理后表面淬火，小齿轮用45钢，

载荷稳定，齿速不高，初选8级精度，闭式硬齿面齿轮传动，传动平稳，齿数宜多，选1Z =25，2Z =1Z 825.91637.32512=?=i （取2Z =92）。按硬齿面齿轮非对称安装，查

表选齿宽系数8.0=d φ。

初选螺旋角β=?13 1 齿根弯曲疲劳强度设计

（1） 确定公式中的参数值 []

3

2

1

2

cos

2F Sa

Fa d nt Y Y Z Y Y KT m σφββ

ε?

≥

1） 载荷系数t K 试选t K =1.5 2） 小齿轮传递的转矩 m N T ?=60.2761 3） 大小齿轮的弯曲疲劳强度极限1lim F σ，2lim F σ

1lim F σ=2lim F σ=380a MP （查图6.1 机械设计 徐锦康主编） 4） 应力循环次数

8

1110895.81630010186.3086060?=?????==h jL n N

8

8

1211210

446.2637.310

895.8?=?===i N N N μ

5） 弯曲疲劳寿命系数1FN K ，2FN K

1FN K =0.90 2FN K =0.92（查图6.7机械设计 徐锦康主编） 6） 许用弯曲应力计算（取弯曲疲劳安全系数4.1=F S ，应力修正系数 0.2=ST Y ）

则[]1lim 11F ST FN F Y K σσ?=?/F S =a MP 57.4884.190.02380=??

[]a F F ST FN F MP S Y K 43.4994.192.023802lim 22=??=?=?σσ

7） 查取齿形系数和应力校正系数

根据当量齿数 03.2713cos 25cos 3311=?==βZ Z V 45.9913cos 92cos 3322=?==βZ Z V 查表3-1取齿形系数和应力修正系数 57.21=Fa Y 18.22=Fa Y 60.11=Sa Y 79.12=Sa Y 8） 计算大小齿轮的

[]

F Fa

Fa Y Y σ?并加以比较

[]

008416.057

.48860.157.211

1=?=

?F Sa Fa Y Y σ

[]

007813.043

.49979.118.222

2=?=

?F Sa Fa Y Y σ

因为

[]

[]

22

211

1F Sa Fa F Sa Fa Y Y Y Y σσ?>

?，故按小齿轮进行齿根弯曲疲劳强度设计

9） 重合系数εY 及螺旋角系数βY 取εY =0.68 ，βY =0.86 （2） 设计计算

1） 试计算齿轮模数nt m []

mm Y Y Z Y Y KT m F Sa

Fa d nt 999.1cos 23

1

2

1≥??

Φ≥

σββ

ε

2） 计算圆周速度 s m n Z m v nt 83.013

cos 10006086.30825999.1cos 10006011=?????=

???=

?

?πβ

π

3） 计算载荷系数

查表6.2（机械设计 徐锦康主编）得 1=A

K ； 根据s

m v 83.0=、8

级精度，查图6.10（机械设计 徐锦康主编）得06.1=v K ；斜齿轮传动取

2

.1=a K ；查图6.13（机械设计 徐锦康主编）得24.1=βK 。

则载荷系数577.124.12.106.11=???=???=βK K K K K a v A

4） 校正并确定模数n m

mm K K m m t nt n 033.25.157.1999.133=?==（取n m =2.5mm ） （3） 计算齿轮传动几何尺寸 1） 中心距a mm Z Z m a n 097.150)9225(13cos 25.2)(cos 221=+?

?=

+=

β

（圆整为a =151mm ） 2） 螺旋角β ()"33'2414151

2)9225(5.2arccos

2)

(arccos

21?=??+=+=a

Z Z m n β

3） 两分度圆直径1d ，2d 53.64"

33'2414cos 255.2cos 11=??=

?=

β

Z m d n mm

47.237"

33'2414cos 925.2cos 22=??=

?=

β

Z m d n mm

4) 齿宽1b ，2b 624.5153.648.01=?=?=d b d φmm 取2b =55mm 1b =5(+b ～10）mm 1b =60mm (4) 校核齿面接触疲劳强度 []H E H H bd KT Z Z Z Z σμ

μσβ

ε≤±?

???=1221

1

1）大小齿轮的接触疲劳强度极限1lim H σ，2lim H σ 1lim H σ=2lim H σ=1170a MP 2） 接触疲劳寿命系数1HN K ，2HN K

查图6.6（机械设计 徐锦康主编）得1HN K =0.92，2HN K =0.96 3）计算许用接触应力

取安全系数1=H S ，则

[]a H H HN H MP S K 4.10761lim 11==

σσ

[]a H H HN H MP S K 2.1123117096.02lim 22=?==

σσ

[][][]()

a H H H MP 8.10992)4.11762.1123(221=+=+=σσσ

4） 节点区域系数H Z 查图6.19（机械设计 徐锦康主编）得H Z =2.43 5） 重合度系数εZ εZ =0.8

6） 螺旋角系数βZ βZ =984.0"33'2414cos cos =?=β 7） 材料系数E Z 查表6.3（机械设计 徐锦康主编）得

E Z =189.8a MP

8）校核计算

[]

H a a

E H H MP MP bd KT Z Z Z Z σμ

μσβ

ε≤=+?

????

???=±?

???=11.800637

.31637.353

.6455276600

577.12984.08.08.18943.2122

21

1

接触

疲劳强度满足要求

（5） 齿轮结构设计及绘制齿轮零件图

大齿轮：齿顶圆直径大于160mm,但小于500mm，故采用腹板式结构，如图3-2为齿轮零件图。

图3-2

4 轴及轴承装置的设计计算

4. 1 轴的设计

轴是减速器的主要零件之一，轴的结构决定轴上零件的位置和有关尺寸。如图4-1为两级圆柱齿轮减速器轴的布置状况。

图4-1 两级圆柱齿轮减速器轴的布置

考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸s，可取s=10mm。

考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸k，可取k=10mm。

为保证滚动轴承放在箱体轴承座孔内，计入尺寸c=5mm。

初取轴承宽分别为n1=20mm,n2=22mm,n3=22mm。

3根轴的支承跨距分别为

4.1.1 中间轴的设计

图4-2 中间轴

轴的材料选用45钢，调质处理，查表11.3（机械设计 徐锦康主编）确定C 值。 mm n P c d 6844.3560.2769461.811233min 0=?== （取mm d 36min 0=） 即取Ⅰ段上轴的直径mm d 401=。

由mm d 401=可初选轴承，查表11-4（机械设计课程设计 王大康 卢颂峰主编）选7008C 型轴承，其内径mm d 40=，外径D=68mm ,宽度B mm 15=。

Ⅱ处轴肩的高度h=(1.0~07.0)mm d 4~8.21=,但因为该轴肩几乎不受轴向力，故取mm h 2=，则此处轴的直径mm d 442=。又因为此处与齿轮配合，故其长度应略小于齿宽，取mm l 322=。

齿轮的定位轴肩高度()mm d h 4.4~08.31.0~07.02==，但因为它承受轴向力，故取mm h 4=，即mm d 5242443=?+=。而此处轴的长度：

mm h l 4.644.14.13=?== （取mm l 83=）

Ⅳ处也与齿轮配合，其直径与Ⅱ处相等，即mm d 444=。该处的长度应略小于齿轮宽度，取mm l 574=。

结合图4-1和图4-2可得Ⅰ段和Ⅴ段处轴的长度：

()mm l l k c B l 37135.25.1051515.221=+++++=+++++=-齿宽 ()mm l l k c B l 341310515145=++++=+-+++=齿宽‘ 综上，中间轴各段长度和直径已确定：

mm l 371= mm l 322= mm l 83= mm l 574= mm l 345= mm d 401= mm d 442= mm d 523= mm d 444= mm d 405=

mm

l l l l l l 16834578323754321=++++=++++=总

4.1.2 输入轴的设计

图4-3 输入轴

轴的材料选用45钢，调质处理。

（1） 估算轴的最小直径min 0d 3min 0n P C d =

查表11.3（机械设计 徐锦康主编）确定C 值。

mm n P C d 77.2014603159.911233min 0=?==

单键槽轴径应增大%7~%5即增大至mm 22.22~8085.21 （取mm d 22min 0=）。

（2）选择输入轴的联轴器

1）计算联轴器的转矩ca T T K T A ca ?=

查表10.1（机械设计 徐锦康主编）确定工作情况系数3.1=A K m N T K T A ca ?=?=?=21485.799345.603.1 选择弹性柱销联轴器，按[]m N T T ca ?=≥21485.79，

]min 1460r n ≥，查标准

GB/T5014-1985，选用HL2型弹性联轴器[]m N T ?=315，[]min 5600r n =。 半联轴器长度L mm L 52= 与轴配合毂孔长度1L mm L 381= 半联轴器孔径2d mm d 222= （3）确定轴的最小直径min

1d d = 应满足min

0min

1d d

d ≥=（取mm

d

22min

=）

（4） 确定各轴段的尺寸

Ⅰ段轴的长度及直径 1l 应略小于1L 取mm l 361= mm d 221=