扬州工业职业技术学院毕业设计（论文）(课程设计)课题名称：两级圆柱齿轮减速器设计时间： 5月5日—5月23日系部：机械系班级：姓名：指导教师：一、传动方案的分析1、在分析传动方案时应注意常用机械传动方式的特点及在布局上的要求：（1）带传动平稳性好，能缓冲吸振，但承载能力小，宜布置在高速级；（2）链传动平稳性差，且有冲击、振动，宜布置在低速级；（3）蜗杆传动放在高速级时蜗轮材料应选用锡青铜，否则可选用铝铁青铜；（4）开式齿轮传动的润滑条件差，磨损严重，应布置在低速级；（5）锥齿轮、斜齿轮宜放在高速级；2、传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案如下图所示。

电动机1—联轴器2—两级圆柱齿轮减速器3—联轴器4—滚筒5—开式齿轮6—工作机7电动机1通过联轴器2将动力传入两级原柱齿轮减速器3，再经两级原柱齿轮减速器3及联轴器4将动力传至滚桶5，由开式齿轮6传动到工作机7上工作。

传动系统中采用两级原柱齿轮减速器其结构简单，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曲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。

3、根据以上分析，因此选定两级圆柱齿轮减速器，工作条件和技术数据如下表：二级圆柱齿轮减速器传动比一般为8～36，使用斜齿、直齿或人字齿齿轮。

结构简单，应用广泛。

展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度。

根据以上分析并由表《二级圆柱齿轮减速器的类型和特点》得，二级圆柱齿轮减速器应选用展开式。

二、选择电动机电动机已经标准化、系列化。

应按照工作机的要求，根据选择的传动方案选择电动机的类型、容量和转速，并在产品目录中查出其型号和尺寸。

1、电动机类型和结构型式的选择电动机有交流电动机和直流电动机之分，一般工厂都采用三相交流电，因而多采用交流电动机。

交流电动机有异步电动机和同步电动机两类，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多。

目前应用最广泛的是Y系列自扇冷式笼型三相异步电动机，其结构简单、起动性能好、工作可靠、价格低廉，维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合。

在经常需要起动、制动和正、反转的场合（如起重机），则要求电动机转动惯量小，过载能力大，应选用起重及冶金用三相异步电动机YZ型（笼型）或YZR型（绕线型）。

2、确定电动机的功率电动机功率的选择直接影响到电动机的工作性能和经济性能的好坏。

如果所选电动机的功率小于工作要求，则不能保证工作机正常工作，使电动机经常过载而提早损坏；如果所选电动机的功率过大，则电动机经常不能满载运行，功率因数和效率较低，从而增加电能消耗、造成浪费。

因此，在设计中一定要选择合适的电动机功率。

确定电动机功率的原则是电动机的额定功率P ed稍大于电动机功率P d，即P ed≥P d，这样电动机在工作时就不会过热。

如右图所示的带式运输机，其工作机所需要的电动机输出功率为：P d＝P W/η式中：P W为工作机所需输入功率，即指运输带主动端所需功率，单位为KW；η为电动机至工作机主动端之间的总功率。

工作机所需功率P W由机器的工作阻力和运动参数（线速度或转速）求得，根据设计任务给定的工作机参数（F、v或T、n）按下式计算：P W＝P v/1000ηW或P W＝Tn W/9550ηW式中：F为工作机的工作阻力，单位为N；v为工作机卷筒的线速度，单位为m/s；T为工作机的阻力矩，单位为N·m；n W为工作机卷筒的转速，单位为r/min；ηW为工作机的效率。

由电动机至工作机的传动装置总效率η为η＝η1·η2·η3·……·ηn其中η1，η2，η3，…，ηn分别为传动装置中各传动副（齿轮、蜗杆、带或链）、轴承、联轴器的效率，其概略值可按表1.3选取。

由此可知，应初选联轴器、轴承类型及齿轮精度等级，以便于确定各部分的效率。

3、确定电动机的转速同一类型、相同额定功率的电动机也有几种不同的转速。

低转速电动机的极数多、外廓尺寸及重量较大、价格较高，但可使传动装置的总传动比及尺寸减小，高转速电动机则与其相反。

表1.2 机械传动和摩擦副的效率概略值4、选择电动机并计算解：（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）选择电动机功率工作机所需的电动机输出功率为P d＝P W/ηP W＝Fv/1000ηW所以P d＝Fv/1000ηWη由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机效率）为η·ηW＝η14·η22·η3·η4·η5·η6式中η1、η2、η3、η4、η5、η6分别为滚子轴承、齿轮传动、十字滑块联轴器、弹性联轴器、开式齿轮传动及卷筒是效率（按表1.2 机械传动和摩擦副的效率概略值）。

取η1＝0.97、η2＝0.97、η3＝0.98、η4＝0.99、η5＝0.95、η6＝0.96，则η·ηW＝0.974×0.972×0.98×0.9×0.95×0.96＝0.74所以P d＝Fv/1000ηWη＝（11000×0.26）/（1000×0.74）＝4.22kW（3）确定电动机转速卷筒轴的工作转速为n W＝（60×1000v）/πD＝（60×1000×0.26）/（π×450）r/min＝11.04 r/min按推荐的合理传动比范围，取开式齿轮传动的传动比i0＝3～5，双级齿轮传动比i1＝8～36，则合理总传动比的范围为i＝24～180，故电动机转速的可选范围为n d＝i·n W＝（24～180）×11.04r/minn d＝265～1987 r/min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min，再根据计算出的容量，由书附表8.1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见下表：综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及开式齿轮传动和两级齿轮减速器的传动比，比较三个方案可知：方案1电动机转速低，外廓尺寸及重量较大，价格较高，虽然总传动比不大，但因电动机转速低，导致传动装置尺寸较大。

方案3电动机转速较高，但总传动比大，传动装置尺寸较大。

方案2适中，比较适合。

因此选定电动机型号为Y132M2-6，所选电动机的额定功率P e d＝5.5kW，满载转速n m＝960r/min，总传动比适中，传动装置结构较紧凑。

三、计算总传动比和分配传动比由选定电动机的满载转速n m和工作机主动轴的转速n W，可得传动比为i＝n m/n W所以i＝n m/n W＝960/11.04＝86.96总传动比i是开式齿轮传动比i1与两级齿轮传动比i2的和。

因开式齿轮传动比i0＝4，所以两级齿轮传动比i1＝i/ i0＝86.96/4＝21.74一般对于展开式二级圆柱齿轮减速器，推荐高速级传动比取i1＝（1.3～1.5）i2。

由i1·i2＝i1＝21.74i1＝（1.3～1.5）i2得i1＝4.95～6.14，i2＝3.8～4.09取i2＝3.95，则i1＝5.55在分配各级传动比时主要应考虑以下几点：（1）各级传动的传动比应在推荐的范围内选取。

（2）应使传动装置的结构尺寸较小、重量较轻。

但二级减速器的总中心距和总传动比相同时，传动比分配方案不同，减速器的外廓尺寸也不同。

（3）应使传动件的尺寸协调，结构匀称、合理，避免互相干涉碰撞。

（4）在二级减速器中，高速级和低速级的大齿轮直径应尽量相近，以利于浸油润滑。

四、运动参数及动力参数计算为进行传动件的设计计算，应首先推算出各轴的转速、功率和转矩。

一般按由电动机至工作机之间运动传递的路线推算各轴的运动和动力参数。

1、各轴转速nⅠ＝n0＝960 r/minn Ⅱ＝nⅠ/ i1＝960/5.55r/min＝172.97 r/minn Ⅳ＝nⅢ＝nⅡ/ i2＝172.97/3.95r/min＝43.79r/minn Ⅴ＝nⅣ/ i0＝43.79/4r/min＝10.95r/min2、各轴的输入功率Ⅰ轴PⅠ＝P d·η1·η4＝4.22×0.97×0.99kW＝4.01kWⅡ轴PⅡ＝PⅠ·η1·η2＝4.01×0.97×0.97kW＝3.77kWⅢ轴PⅢ＝PⅡ·η1·η2＝3.77×0.97×0.97kW＝3.55kWⅣ轴PⅣ＝PⅢ·η3·η1＝3.55×0.99×0.97kW＝3.41kW筒轴PⅤ＝PⅣ·η5＝3.41×0.95kW＝3.24kW3、各轴输入转矩Ⅰ轴TⅠ＝9550 PⅠ/ nⅠ＝9550×（4.01/960）N·m＝39.89 N·mⅡ轴TⅡ＝9550 PⅡ/ nⅡ＝9550×（3.77/172.97）N·m＝208.2 N·mⅢ轴TⅢ＝9550 PⅢ/ nⅢ＝9550×（3.55/43.79）N·m＝774.2 N·mⅣ轴TⅣ＝9550 PⅣ/ nⅣ＝9550×（3.41/43.79）N·m＝743.7 N·m筒轴TⅤ＝9550 PⅤ/ nⅤ＝9550×（3.24/10.95）N·m ＝2825.8 N·m运动和动力参数的计算结果列于下表：五、传动零件的设计计算1、两级圆柱齿轮传动Ⅰ的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45钢，调质处理 =240-270HBS大齿轮选用45钢，正火处理 =160-190HBS因为是标准减速器的齿轮，所以选择8级精度。

（2）按齿轮面接触疲劳强度设计两齿轮均是钢质齿轮由下式d1≥76.43 3√KT1(u±1)/ψdu[σH]2可求出d1值，先确定有关参数与系数：1）转矩T1T1=39.89 N·m2）载荷系数，查《载荷系数K》表取K=1.1 3）齿数z1和齿宽系数ψd小齿轮齿数z1取25，则大齿轮齿数z2＝139，双级齿轮传动对称布置，由《齿宽系数》表取齿轮宽系数ψd=1 4）许用接触应力由《接触疲劳强度极限》图查得σHlim1＝560MPa，σHlim2＝530MPa由表《安全系数SH 和SF》查得安全系数SH＝1N1＝60njL h＝60×960×1×（10×300×16）＝2.76×109N2＝N1/i＝2.76×109/5.55＝4.98×108查《接触疲劳寿命系数》图得ZNT1＝1，ZNT2＝1.06由式可得[σH ]1＝ZNT1σHlim1/ SH＝1×560/1 MPa＝560 MPa[σH ]2＝ZNT2σHlim2/ SH＝1.06×530/1 MPa＝562 MPa故d1≥76.43 3√KT1(u±1)/ψd u[σH]2＝76.43 3√（1.1×39.89×103×6.55）/（1×5.55×5602）＝42.45mmm＝d1/ z1＝42.45/25＝1.698由表《渐开线齿轮的模数》取标准模数m＝2 （3）几何尺寸计算d1＝m z1＝2×25mm＝50mmd2＝m z2＝2×139mm＝278mmb＝ψd·d1＝1×50mm＝50mm经圆整后取b2＝50mm b1＝b2＋5mm＝55mma＝1/2m（z1＋z2）＝1/2×2×（25＋139）mm＝164mm d a1＝d1＋2h a＝50＋2×2.5=55mmd a2＝d2＋2h a＝278＋2×2.5=283mmd f1＝d1－2×1.25h a＝50－2×1.25×2.5=43.75mm d f2＝d2－2×1.25h a＝278－2×1.25×2.5=271.75mm （4）按齿根弯曲疲劳强度校核根据式σF＝(2KT1/bmd1)YFYS＝(2KT1/bm2z1)Y F Y S≤[σF]，则校核合格，由《弯曲疲劳强度极限》图查得σHlim1＝210MPa，σHlim2＝190MPa1）许用弯曲应力由《齿轮强度的安全系数SH 和SF》表查得SF＝1.3 ，由《弯曲疲劳寿命系数》查得YNT1＝YNT2＝1由《标准外齿轮的齿形系数YF 及应力修正系数YS》表查得YF1＝2.65，YF2＝2.18；YS1＝1.59，YS2＝1.80由式[σF]＝Y NTσHlim/S F得[σF] 1＝Y NT1σHlim1/S F＝210/1.3＝162 MPa[σF] 2＝Y NT2σHlim2/S F＝190/1.3＝146 MPa故σF1＝(2KT1/bm2z1)Y F Y S＝[（2×1.1×39.89×103）/(50×22×25)] ×2.65×1.59 MPa＝74 MP a＜[σF] 1＝162 MPa σF2＝σF1·(Y F2Y S2/ Y F1Y S1)＝74×[（2.18×1.8）/(2.65×1.59)]MPa＝69 MP a＜[σF]2＝146MPa齿根弯曲强度校核合格。