二级减速器毕业设计
目录
一、传动方案的总体设计 (1)
二、传动装置的总体设计 (2)
三、高速级大小齿轮的设计 (6)
四、低速级大小齿轮的设计 (10)
五、中间轴的设计及校核 (14)
六、高速轴的设计及校核 (21)
七、低速轴的设计及校核 (30)
八、箱体的尺寸设计 (38)
九、润滑油的选择 (40)
结论 (42)
参考文献 (43)
一、传动方案的总体设计
设计热处理车间零件清洗用设备。该传动设备的动力由电动机经减速装置后传至输送带。每日两班制工作，工作年限为8年。已知条件：输送带直径mm
.0米，输送带轴所需转
D300
=,输送带速度每秒63
矩m
=700。
T?
N
1.1组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
1.2 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。
1.3 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：
1）外传动为V带传动。
2）减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器
3）方案简图如下：
1、电动机
2、V带
3、减速器
4、联轴器
5、输送带带轮
6、输送带
二、传动装置的总体设计
2.1、选择电动机类型
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、选择电动机功率
工作机所需的电动机输出功率为：w
d P P η
=
由于9550w w w Tn P η=，601000w n D υ
π?= 所以60100095509550w d w w
Tn T P D υ
ηηπηη?=
=
由电动机至工作机之间的总效率为：
3
2123456w ηηηηηηηη?=?????
式中：1η、2η、3η、4η、5η、6η分别为带传动、齿轮传动的轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒轴的轴承及卷筒的效率, 取10.96η=，
20.99η=，30.97η=，40.97η=，50.98η=，60.96η=。
则 320.960.990.970.970.980.960.80w ηη?=?????= 所以 6010006010007000.63 3.68955095503000.80
d w T P kW D υπηηπ????=
==???
2.3、确定电动机转速
卷筒轴的工作转速6010006010000.63
40.13min 300
T n r D ωνππ???=
==?，按推荐的合理传动比范围，取V 带的传动比12~4i =，单级齿轮传动比
23~5i =，则合理总传动比范围为18~100i =，故电动机转速可选范围
为：
())(18~10040.13722~4013min
d n i n r ω
=?=?= 符合这一范围的同步转速有750min r ，1000min r ，1500min r ，
3000min r 再根据计算出的容量由附录8附表8.1[2]查出有三种适用的
电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况下表22-：
表22- 两级展开式圆柱齿轮减速器电动机型号
方案
电动机
型号
额定
功率
ed P kW
电动机转速
min r
传动装置 的传动比 同步 转速 满载 转速 总传 动比 带传 动比 齿轮传动比 一 16018Y M - 4 750 720 17.94 3 3.14 二 13216Y M - 4 1000 960 23.9 2.8 4.5 三 11214Y M - 4 1500 1440 35.88 3.5 5.385 四 1122Y M -
4
3000
2890
72.02
8
9.003
由表22-可知选取方案三中的电动机型号。
2.4、分配传动比
传动装置的总传动比为：96023.940.13
m n i n ω=
== 因总传动比12122i i i i =??，初取1 2.2i = 则齿轮减速器的传动比为：
123.910.92.2
i i i *=
==
按展开式布置，取21221.2i i =可算出2231.2
i i *
==，则：
2110.9
3.653
i =
= 2.5、计算运动和动力参数
（1）、各轴的功率
I 轴的输入功率：
1011 3.680.96 3.53d d P P P kW kW ηη=?=?=?=
II 轴的输入功率：
2112123 3.530.990.97 3.39P P P kW ηηη=?=??=??=
III 轴的输入功率：
3223223 3.390.990.97 3.26P P P kW ηηη=?=??=??=
IV 轴的输入功率：
4334324 3.260.990.97 3.13P P P kW ηηη=?=??=??=
（2）、各轴的转速
I 轴的转速：
11960
min 436.36min 2.2
m n n r r i =
== II 轴的转速：
1221436.36min 121.21min 3.65
n n r r i =
== III 轴的转速：
2322121.21
min 40.4min 3
n n r r i =
== IV 轴的转速：
4340.4min n n r ==
（3）、各轴的转矩
电动机的输出转矩：
3.68
9550
955036.61960
d d m P T N m N m n ==??=? I 轴的输入转矩：
10011136.61 2.20.9677.32d d T T i T i N m N m ηη=??=??=???=?
II 轴的输入转矩：
211121212377.32 3.60.990.97267.3T T i T i N m N m ηηη=??=???=????=?
III 轴的输入转矩：
3222322223267.330.990.97770.07T T i T i N m N m ηηη=??=???=????=?
IV 轴的输入转矩：
4334324770.070.990.97739.5T T T N m ηηη=?=??=??=?
各轴主要参数如表22-所示：
表22- 两级展开式圆柱齿轮减速器各轴的主要参数
轴
参数 输入功率kW
转速min r 输入转矩N m ?
I
3.53 436.36 77.32 II 3.39 121.21 267.3 III 3.26 40.4 770.07 IV
3.13
40.4
739.5
三、高速级大小齿轮的设计
3.1、选择齿轮材料及精度等级
考虑两对齿轮传递的功率不大，故两对齿轮都选用软齿面，小齿轮都选用40Cr ，调质，齿面硬度为240~260HBS ，大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度为220HBS ，由表612-[1]选用7级精度，要求齿面粗糙度 1.6~3.2Ra m μ≤。
3.2、按齿面接触疲劳强度设计
因两齿轮均为钢制齿轮，所以由课本公式()645-[1]得：
()
[]
13
12
176.43d H KT u d u φσ+≥确定有关参数如下：
（1）、齿数Z 和齿宽系数d φ
取小齿轮齿数125Z =，则大齿轮齿数2211 3.652591.25Z i Z =?=?=， 取291Z =
则实际传动比：
2191
3.6425
Z i Z ?=
== 传动比误差：
2121 3.65 3.64
0.0030.3% 2.5%3.65
i i i ?--===<，可用 齿数比：
3.64u i ?==
由表610-[1]取0.9d φ=（因非对称布置及软齿面）。
（2）、转矩1T
6
641
11 3.539.55109.55107.7310436.36
P T N m n =?=??=?? （3）、载荷系数K
由表67-[1]取 1.35K =
（4）、许用接触应力[]H σ
[]lim H NT
H N
Z S σσ=
由图633C -[1]查得lim1770H MPa σ=，lim2500H MPa σ= 由式()652-[1]计算应力循环次数L N
()9116060436.361836516 1.210L h N n rt ==?????=?
81
2 3.410L L N N i
?=
=? 由图634-[1]查得接触疲劳的寿命系数10.89NT Z =，20.93NT Z = 通用齿轮和一般工业齿轮按一般可靠度要求选取安全系数
1.0H S =。所以计算两轮的许用接触应力：
[]lim11
17700.89
685.31.0H NT H H
Z MPa MPa S σσ??=
=
= []lim22
25000.93
4651.0
H NT H H
Z MPa MPa S σσ??=
=
= 故得：
()
[]
()4
133
12
2
21 1.357.7310 3.64176.4376.4367.330.9 3.64465
d H KT u d mm u φσ+???+≥==?? 则模数：
1167.33 2.6925
d m Z =
== 由表61-[1]取标准模数： 3m =
（5）、校核齿根弯曲疲劳强度
由式648-[1]得：
[]1
2
1
2F a sa F KT YF Y bm Z σσ=
≤ 确定有关参数和系数： ① 分度圆直径：
1132575d mZ mm mm ==?= 22391273d mZ mm mm ==?=
② 齿度：
10.97567.5d b d mm mm φ=?=?=
取 70b mm =， 175b mm = ③ 齿形系数Fa Y 和应力修正系数Sa Y
根据齿数125Z =，291Z =，由表69-[1]查得：
1 2.62Fa Y =，1 1.59Sa Y =
2 2.20Fa Y =，2 1.78Sa Y =
④ 许用弯曲应力[]F σ
由式653-[1]得：
[]lim F ST NT
F F
Y Y S σσ??=
由图653C -[1]查得lim1290F MPa σ=，lim2210F MPa σ= 由图636-[1]查得10.88NT Y =，20.99NT Y = 试验齿轮的应力修正系数：2ST Y = 按一般可靠度选取安全系数 1.25F S =
计算两轮的许用弯曲应力：
[]lim11
129020.88
408.321.25F ST NT F N
Y Y MPa MPa S σσ????=
=
=
[]lim22
221020.9
302.41.25
F ST NT F N
Y Y MPa MPa S σσ????=
=
=
将求得的各参数代入式()649-[1]：
[]1
11121
421
22 1.357.7310 2.62 1.597032555.2F Fa Sa F KT Y Y bm Z MPa MPa σσ=
????=????=<
[]1
222212
422
22 1.357.7310 2.2 1.787539113.3F Fa Sa F KT Y Y b m Z MPa MPa σσ=
????=????=<
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够。
（6）、计算齿轮传动的中心距a
()()123
259117422
m a Z Z mm mm =
+=?+= （7）、计算齿轮的圆周速度υ
11
3.1475436.36
1.71601000
601000
d n m s m s πν??=
=
=??
由表612-[1]可知选用7级精度的齿轮。
四、低速级大小齿轮的设计
4.1、选择齿轮材料及精度等级
考虑对齿轮传递的功率不大，故大小齿轮都选用软齿面，小齿轮选用40r C ，调质，齿面硬度为240~260HBS ，大齿轮选用45 钢，调质，齿面硬度为220HBS (表66-)[1]，因是机床用齿轮，由表612-[1]选7级精度，要求齿面粗糙度 1.6~3.2a R m μ≤。
4.2、按齿面接触疲劳强度设计
因两齿轮均为钢制齿轮，所以由()645-[1]式得:
()
[]
13
12
176.43d H KT u d u φσ+≥确定有关参数如下：
（1）、齿数Z 和齿宽系数
取小齿轮齿数132Z =，则大齿轮齿数2133296Z i Z =?=?=。 齿数比：
3u i ==
由表610-[1]取1d φ=（因非对称布置及软齿面）。
（2）、转矩1T
6
6511 3.39
9.55109.5510 2.6710121.21
P T N mm n =?=??=?? （3）、载荷系数K
由表67-[1]取 1.35K =
（4）、许用接触应力[]H σ
[]lim H NT
H N
Z S σσ?=
由图633c -[1]查得lim1775H MPa σ=，lim2520H MPa σ= 由式()652-[1]计算应力循环系数L N ：
()8116060121.211163658 3.410L h N n rt ==?????=?
8812
3.410 1.13103
L L N N i ?===? 由图634-[1]查得接触疲劳的寿命系数1 1.11NT Z =，2 1.15NT Z = 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数
1.0H S =。所以计算两轮的许用接触应力：
[]lim11
1775 1.11
860.251.0H NT H H
Z S σσ??=
=
= []lim22
2520 1.15
5981.0
H NT H H
Z S σσ??=
=
= 故得：
()
[]
()5
133
12
2
1 1.35 2.67103176.4376.4384.0713598d H KT u d u φσ+???+≥==??
计算模数：
1184.07 2.6332
d m mm Z =
== 由表61-[1]取标准模数：3m =
（5）、校核齿根弯曲疲劳强度
由式()648-[1]得：
[]1
2
1
2F Fa Sa F KT Y Y bm Z σσ=
?≤ 确定有关参数和系数： ① 分度圆直径：
1133296d mZ mm ==?= 22396288d mZ mm ==?=
② 齿宽：
119696d b d mm φ=?=?=
取396b mm =，4101b mm = ③ 齿形系数Fa Y 和应力修正系数Sa Y
根据齿数132Z =，296Z =，由表69-[1]查得1
2.33Fa Y =，1 1.679Sa Y =，
2 2.188Fa Y =，2 1.786Sa Y =
④ 许用弯曲应力[]F σ
由式()653-[1]得：
[]lim F ST NT
F F
Y Y S σσ??=
由图635c -[1]查得：lim1290F MPa σ=，lim2210F MPa σ= 由图336-[1]查得：10.89NT Y =，20.91NT Y =
试验齿轮的应力修正系数2ST Y =，按一般可靠度选取安全系数
1.25F S =
计算两轮的许用弯曲应力：
[]lim11
129020.89
412.961.25H ST NT F N
Y Y MPa S σσ????==
=
[]lim22
221020.91
305.761.25
H ST NT F N
Y Y MPa S σσ????=
=
=
将求得的各参数代入式()649-[1]：
[]1
111
21
42
1
22 1.357.7310 2.33 1.6799633229.5F Fa Sa F KT Y Y bm Z MPa MPa σσ=
????=????=< []1
222
22
42
2
22 1.357.7310 2.188 1.7861013969.35F Fa Sa F KT Y Y bm Z MPa MPa σσ=
????=????=< 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够。
（6）、计算齿轮传动中心距a
()()123
329619222
m a Z Z mm =
+=?+= （7）、计算齿轮的圆周速度
11
3.1496121.21
0.61601000
601000
d n m s m s πν??=
=
=??。
五、中间轴的设计及校核
5.1、选择轴的材料
因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故因此由表10-1[1]选用的钢材为45钢，正火处理，由表10-1[1]查得强度极限
600B MPa σ=，由表10-3[1]查得其许用弯曲应力[]155b MPa σ-=。
5.2、确定轴的输出端直径
按扭转强度估算轴输出直径，由表10-2[1]取110C =，则：
3
3 3.39
11033.38121.21
P d mm mm n === 考虑有键槽，将直径增大3%~5%，则35d mm =。
5.3、轴承部件的结构设计
（1）、轴承部件结构设计
因该轴不长，故轴承采用两段固定方式。然后按轴上零件的安装顺序，从min d 处开始设计。
（2）、轴承的选择与轴段①及轴段⑤的设计
该段轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。轴段①、⑤上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。暂取轴承为6208C [2]，经过验算，轴承6208C 的寿命不满足减速器的预期寿命要求，则改变直径系列，取6208C 进行设计计算，由表11-9[2]得轴承内径40d mm =，外径80D mm =，宽度18B mm =，故140d mm =，通常一根轴上的两个轴承取相同的两个型号，则540d mm =。
（3）、轴段②和轴段④的设计
轴段②上安装齿轮3，轴段④上安装齿轮2，为便于齿轮的安装，
2d 和4d 应分别略大于1d 和5d ，可初定2442d d mm ==，齿轮2轮毂宽度270b mm =，左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。由于齿轮3的直
径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度3101b mm =相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒定位。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段②和轴段④的长度应比相应齿轮的轮毂宽度略短，故取
299L mm =，468L mm =。
（4）、轴段③
该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为:
()20.07~0.1 2.94~5.2d mm mm =，
取其高度为5h mm =，故：
322422552d d h mm =+=+?=
齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁均取为:
110mm ?=
齿轮2与齿轮3的距离初定为310mm ?=，则箱体内壁之间的距离为：
121337570221010101223.522b b b mm mm χ++??
B =?+?++
=?+++= ???
取310.5mm ?=，则箱体内壁距离为224mm χB =，齿轮2的右端面与箱体内壁的距离为：
12217570
1012.522
b b mm --?=?+
=+= 则轴段③的长度为：
3310.5L mm =?=
（5）、轴段①及轴段⑤的长度
该减速器齿轮的圆周速度小于2m s ，故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为12mm ?=，中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成。 则轴段①的长度为：
)(11183181210343L mm mm =+?+?+=+++=，
轴段⑤的长度为：
)(522181212.5244.5L mm mm =B+?+?+=+++=
5.4、绘制中间轴草图
中间轴草图如图15-所示
图15- 中间轴草图
5.5、校核该中间轴和轴承
已知183.5l mm =，294l mm =，369.5l mm = 作用在齿轮2，齿轮3上的圆周力：
5
22222 2.67101958273t T F N d ??===
5
33322 2.67105562.596
t T F N d ??===
径向力：
22tan 1958tan 20712.65r t F F N α==?= 33tan 5562.5tan 202025r t F F N α==?=
求垂直面的支反力：
()()312211123202583.5712.659483.5172.483.59469.5
r r V F l F l l F N l l l -++-?+?+=
==-++++
23122025172.4712.651139.95V r V r F F F F N =+-=--=
计算垂直弯矩：
13172.469.511981.8m aV V M F l N mm ==-?=-?
()()13222172.469.594712.659495176.5n aV V r M F l l F l N mm =+-=-?+-?=-?
求水平面的支承力：
()()
3122111235562.583.519589483.53287.583.59469.5
t t H F l F l l F N l l l ++?+?+=
==++++
223119585562.53287.54233H t t H F F F F N =+-=+-=
计算并绘制水平面弯矩图：
133287.569.5228481.25m aH H M F l N mm ==?=?
()()
22
22
95176.5169220.5194149.8n n
an aV aH M M M N mm =+=-+-=?
求合成弯矩图（图25-）：
()()22
2211981.8228481.25228795.2m m am aV aH M M M N mm =+=-+=? ()()
2
2
2295176.5169220.5194149.8n n
an aV aH M M M N mm =+=-+-=?
Fr2
Ft2
Fr3Ft3
l1l2
l3
F1v
Fr2
Fr3
F2v
F1H
Ft2Ft3
F2H
MaHm
MaHn
Mam
Man
T2
a
b
c
d
e
m n
图25- 中间轴合成弯矩图
求危险截面当量弯矩：
从图看见，m m -，n n -处截面最危险，其当量变矩为：（取折合系数0.6α=）
()()2
2252194149.80.6 2.6710194150.2e an M M T N mm α=+=+??=?