二级圆柱齿轮减速器设计说明书

1、带式运输机传动装置的 圆柱齿轮减速器设计学 生 姓 名：_ 学 生 学 号： _ 院 系： 专 业 年 级： 指 导 老 师： 目录第一章 电动机选择2第二章 减速器传动比计算3第三章 传动参数计算4第四章 带传动设计5第五章 圆柱齿轮传动设计7第六章 联轴器选择13第七章 轴与轴承的设计14第八章 键的选择24第九章 润滑和密封的说明25第十章 箱体及其附件的结构设计26第十一章 设计总则27第十二章 参考资料28 第一章 电动机选择 1带传动的传动效率：=0.962所需电动机功率：=3.3/0.96=3.4363确定电动机的转速： 取V带的传动比=24取二级圆柱齿轮传动比：=840 总传动

2、比：i=16160 故电动机的转速可选范围为ni×88= (16160)×88=140814080 r/min 4、电动机选择应使由以上计算结果查表选择Y2-112M-2型号电机，其额定功率=4；同步转速n=3000r/min，满载转速=2890r/min第二章 减速器传动比计算1总传动比=/88=32.842分配传动比 由=×i 式中与i为带传动和减速器的传动比初步取=2.5，则减速器传动比为：i=/=32.84/2.5=13.143分配减速器各级传动比：高速级传动比=4.2 ， 低速级传动比=3.13第三章 传动参数计算本装置从电动机到工作机有三轴，依次为高速

3、轴1，中间轴2，低速轴3；1各轴转速计算高速轴1转速=2890/2.5=1156r/min 中间轴2转速=1156/4.2=275.24r/min 低速轴3转速=275.24/3.13=87.94r/min 卷筒轴4转速n4=n3=87.94r/min 2.各轴输入功率计算高速轴1输入功率=3.436×0.96=3.3中间轴2输入功率=3.3×0.99×0.98=3.2低速轴3输入功率= 3.2×0.99×0.98=3.1滚筒轴4输入功率=3.1×0.99×0.99=3.043.各轴输入转矩计算 电动机输出转矩：Td=955

4、0×Pd/2890=11.33Nm=11.33×2.5×0.96=27.19Nm =27.19×4.2×0.99×0.98=110.79Nm=110.79×3.13×0.99×0.98=336.44Nm=336.44×0.99×0.99=329.74Nm第四章 带传动设计1确定计算功率查表可得工作情况系数Ka=1.1，则： =Ka×=1.1×4=4.4 2确定V带的带型 根据与，由教材图8-11可得选用Z型带。3确定带轮的基准直径并验算带速（1）初选小带轮的基准直径

5、。根据V带的带型，参考表8-6和表8-8可得选取小带轮的基准直径（2）验算带速按计算式验算带的速度v=××/60/1000=3.14×90×2890/60/1000=13.61m/s因为5m/s<v<30m/s故此带速合适。（3）计算大带轮的基准直径按式(8-15a)计算大带轮的基准直径=2.5×90=225mm根据教材表8-8，圆整得 。4确定V带的中心距和基准直径(1)按计算式初定中心距mm (2)按计算式计算所需的基准长度=1364mm查表可选带的基准长度(3)按计算式计算实际中心距中心距的变化范围为427mm490mm.5验

6、算小带轮上的包角6、计算带的根数（1）计算单根V带的额定功率由和=2890r/min查表可得kw根据=2890, =2.5和Z型带，查表可得=0.04kw 、=1.14。故=(0.62+0.04)×0.956×1.14=0.72kw（2）计算V带的根数Z Z=/=4.4/0.72=6.11 故取V带根数为7根7、计算单根V带的初拉力的最小值查表可得Z型带的单位长度质量q=0.06kg/mN应使带的实际初拉力。8、计算压轴力压轴力的最小值为：670.96N第五章 圆柱齿轮传动设计一高速级圆柱齿轮传动设计1、选小齿轮材料40（调质），硬度280HBS；大齿轮材料45钢（调质），

7、硬度240HBS。选齿轮传动为7级精度，初选小齿轮齿数=24,则=24×4.2=100.8。取=101。2.按齿面接触疲劳强度设计 (1)确定公式里各值 1) 试选载荷系数Kt=1.3 2) 小齿轮传动的转矩：T1=27.19 Nm3）选取齿宽系数：=14)由齿轮材料性质得：弹性影响系数=189.8，5)小齿轮疲劳强度极限=600MPa,大齿轮疲劳强度极限=550MPa6) 应力循环次数=60×1156×1×(2×8×300×8)=2.66×=2.66×/4.2=6.33× 7) 由应力循环次数

8、查图10-19，取接触疲劳寿命系数=0.93 =0.988)计算接触疲劳许用应力和，取失效概率1%，安全系数s=1。=0.93×600MPa=558MPa=0.98×550MPa=539MPa(2)计算1） 初算小齿轮分度圆直径，代入较小。 =42mm2)计算圆周速度=2.54m/s3)计算齿宽b=×=1×42=42mm4)计算齿宽与齿高之比b/h模数 /=42/24=1.75mm 齿高 h=2.25=2.25×1.75=3.94mmb/h=42/3.94=10.665)计算载荷系数K根据v=2.54m/s和齿轮传动选7级精度查图10-8得动载

9、系数=1.1使用系数取=1查表10-4得=1.42，查图10-13得=1.17直齿轮故载荷系数K=1×1.1×1×1.42=1.5626)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径由式10-10a校正=44.94mm7)计算模数m=1.87mm3.按齿根弯曲强度设计 （1）计算载荷系数K=1×1.1×1×1.17=1.287（2）根据当量齿数查齿形系数和应力校正系数 由表10-5得 =2.65 =2.18 =1.58 =1.79（3）计算齿轮许用应力 由齿轮材料可得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为查图10-18取弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳

10、安全系数S=1.4 计算许用应力： （4）计算大小齿轮的并加心比较=0.01379=0.01643 大齿轮的数值大（5）设计计算=1.3mm对比以上两种设计结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由疲劳弯曲强度计算的法面模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算得的模数1.3并就近圆整为标准值=1.5。 小齿轮齿数：=/m=44.94/1.5=29.9630 大齿轮齿数：=4.2×30=1264.几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径：=m=30×1.5=45mm =m=126×1.

11、5=189mm（2）计算中心距a=(+)/2=117mm(3）计算齿轮齿宽 b=1×45=45mm取=50mm, =45mm二低速级齿轮传动设计1选小齿轮材料45（调质），硬度280HBS；大齿轮材料45钢（调质），硬度 240HBS。选直齿轮传动为7级精度，初选小齿轮齿数=24,则=24×3.13=75.12取=762按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式（10-9a）得：进行初算（1）确定公式里各值 1) 试选载荷系数Kt=1.3 2) 小齿轮传动的转矩：=110.79 Nm 3）选取齿宽系数：=14)由齿轮材料性质得：弹性影响系数=189.8，5)小齿轮疲劳强度极限=

12、600MPa,大齿轮疲劳强度极限=550MPa6) 应力循环次数=60×275.24×1×(2×8×300×8)=6.34×=6.34×/3.13=2.03× 7) 由应力循环次数查图10-19，取接触疲劳寿命系数=0.95 =0.988)计算接触疲劳许用应力和，取失效概率1%，安全系数s=1。=0.95×600MPa=570MPa=0.98×550MPa=539MPa(2)计算1）初算小齿轮分度圆直径，代入较小。 =66.816mm2) 计算圆周速度=0.96m/s3) 计算齿宽bb

13、= ×=1×66.816=66.816mm4) 计算齿宽与齿高之比b/h模数 /=66.816/24=2.784mm 齿高 h=2.25=2.25×2.784=6.264mmb/h=66.816/6.264=10.665)计算载荷系数K根据v=0.96m/s和齿轮传动选7级精度查图10-8得动载系数=1.05使用系数取=1查表10-4得=1.422查图10-13得=1.15直齿轮故载荷系数K=1×1.05×1×1.422=1.4936) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径由式10-10a校正=70.16mm7) 计算模数m=/=70

14、.16/24=2.92mm3.按齿根弯曲强度设计 1)计算载荷系数K=1×1.05×1×1.15=1.208 2)根据当量齿数查齿形系数和应力校正系数 由表10-5得 =2.65 =2.226 =1.58 =1.764 3)计算齿轮许用应力 由齿轮材料可得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为=500MPa =380MPa查图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85 =0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4 计算许用应力：=303.57MPa=238.86MPa4) 计算大小齿轮的并加心比较=0.01379 =0.01644 大齿轮的数值大5）设计计算=1.96mm 对比

15、以上两种设计结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由疲劳弯曲强度计算的法面模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算得的模数1.96并就近圆整为标准值=2。 小齿轮齿数：=/m=70.16/2=35.0836 大齿轮齿数：=3.13×36=112.681134.几何尺寸计算 (1) 计算分度圆直径：=m=36×2=72mm =m=113×2=226mm(2) 计算中心距a=(+)/2=149mm(3）计算齿轮齿宽 b=1×72=72mm 取=75mm, =72mm第六

16、章 联轴器选择输出轴的最小直径显然是安装联轴器的直径,为了使轴的直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器的型号 初步估算轴3的最小直径：=112× =36.96mm联轴器的计算转矩: 取=1.3则=1.3×336440=437372N·mm要据查表可取GY6型弹性套柱联轴器第七章 轴与轴承的设计1.初步计算轴的最小直径轴的材料选用常用的45钢，当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为： 轴1与轴3为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的A值；2轴为非外伸轴，初算轴径作为最大直径，应取

17、较大的A值,查表15-3，取=112× =16.24mm=112×=25.54mm=112× =36.96mm考虑到轴1与轴3上各有两个键槽的影响，所以初定d1=20mm；d2 =30mm； d3 =40mm。2初步设计轴结构 二级圆柱直齿轮减速器的传动筒图如下所示：根据传动传动关系可初步进行轴的结构设计高速轴1结构设计中间轴2结构设计低速轴3的结构设计至此，已初步确定了轴的各段直径和长度3轴的校核（1）高速轴1校核由轴1两端直径d=25mm，查机械零件手册得到应该使用的轴承型号为61905，D=42mm，B=9mm，（轴承的校核将在后面进行）。1）求作用在齿轮上

18、的力，轴上的弯距、扭距，并作图齿轮上的作用力：由公式=2T/d ，=tan可知= =1208N = =439.68N高速轴1的空间受力图如下图：由力学知识可求得：=242.14N =965.86N 作水平面的受力图得：计算水平方向作用点处的弯距：其中=42979.85Nmm，画出弯矩图 垂直面上=88.13N =351.55N。作其受力图计算垂直方向作用点处的弯距：其中=15643.075Nmm。作弯矩图得： 合成弯矩：M=45.74Nm。作合成弯矩图得：由=27.19Nm，作扭矩图得： 2）按弯扭合成应力校核轴的强度：进行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。根据式（155）及

19、上表中的数据，以及轴单向旋转。扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力=17.99MPa，前以选定轴的材料为45钢，调质处理，由表151查得=60MPa。因此<故安全。3）轴承寿命校核：查表可得此轴承的基本额定动载荷=7KN，两轴承受到的径向载荷=257.68N =1027.85N当量动载荷= =1*257.68=257.68N =1*1027.85=1027.85N寿命：=59（年）=2.5（年）符合要求（2）低速轴3校核由轴3两端直径d=50mm，查机械零件手册得到应该使用的轴承型号为61910，D=72mm，B=12mm，（轴承的校核将在后面进行）。1) 求作用在齿轮上

20、的力，轴上的弯距、扭距，并作图 齿轮上的作用力：由公式=2T/d ，=tan可知=2977.35N =1083.67N 低速轴3的空间受力图如下图：由力学知识可求得：=2055.79N =921.56N作水平面的受力图得：计算水平方向作用点处的弯距：其中=133.63Nm，画出弯矩图垂直面上=748.25N =335.42N。作其受力图计算垂直方向作用点处的弯距：其中=48.64Nm。作弯矩图得：合成弯矩：M=142.21Nm。作合成弯矩图得： 由=336.44Nm，作扭矩图得：2）按弯扭合成应力校核轴的强度：进行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。根据式（155）及上表中的数

21、据，以及轴单向旋转。扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力=11.43MPa，前以选定轴的材料为45钢，调质处理，由表151查得=60MPa。因此<故安全。3）轴承寿命校核：查表可得此轴承的基本额定动载荷=14.5KN，两轴承受到的径向载荷=2186.9N =980N当量动载荷= =1*2186.9=2186.9N =1*980=980N寿命：=11.5（年）=127（年）符合要求（3）中间轴2的设计：由轴2两端直径d=30mm，查机械零件手册得到应该使用的轴承型号为61906，D=47mm，B=9mm，（轴承的校核将在后面进行）。1）.求作用在齿轮上的力，轴上的弯距、扭距

22、，并作图齿轮上的作用力：=2977.35N =1208N =1083N =439.68N中间轴2的空间受力图如下图：由力学知识可求得：=1312N =457N作水平面的受力图得：计算水平方向作用点处的弯距：其中 =118080Nmm，=-25140Nmm画出弯矩图垂直面上=478N =116N。作其受力图计算垂直方向作用点处的弯距：其中=43020Nmm =-9067Nmm。作弯矩图得：合成弯矩：=126Nm=26.57Nm，作合成弯矩图得：由=336.44Nm，作扭矩图得：2）按弯扭合成应力校核轴的强度：进行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。根据式（155）及上表中的数据，

23、以及轴单向旋转。扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力=55.04MPa，前以选定轴的材料为45钢，调质处理，由表151查得=60MPa。因此<故安全。3）轴承寿命校核：查表可得此轴承的基本额定动载荷=9.2KN，两轴承受到的径向载荷=1396.36N =486.21N当量动载荷= =1*1396.36=1396.36N =1*486.21=486.21N寿命：=3.5（年）=40（年）符合要求第八章 键的选择 高速轴1的右端直径为20mm，所以选择普通圆头平键，键b×h×L=6×6×45 中间轴2的轴左端键槽部分的轴径为35mm，所

24、以选择普通圆头平键，键b×h×L=10×8×70，右端键槽部分的轴径为40mm，所以选择普通圆头平键，键b×h×L=12×8×40 低速轴3的左端键槽部分的轴径为40mm，所以选择普通圆头平键，键b×h×L=12×8×50右端部分的轴径为60mm，所以选择普通圆头平键,键b×h×L=18×11×63。第九章 润滑和密封说明1润滑说明 因为是二级减速器，且其传动的圆周速度，故采用浸油润滑，大、小圆柱齿轮采用飞溅润滑；润滑油使用50号机械润

25、滑油。轴承采用润滑脂润滑，选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2。2密封说明在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。第十章 箱体及其附件的结构设计1减速器箱体的结构参考机械设计课程设计图册第11图减速器箱体的结构尺寸如下：机座壁厚：=8mm机盖壁厚：=8mm机座凸缘厚度：=12mm机盖凸缘厚度：=12mm机座底凸缘厚度：=20mm地脚螺栓直径：=18mm轴承旁连接螺栓直径：=14mm上下机体结合处连接螺栓的直径：=10mm轴承端盖的螺钉直径：=8mm窥视孔盖的螺钉直径：=6mm轴承旁凸台半径：=18mm,外

26、机壁至轴承端面的距离：=45mm，上下机体肋厚度：=7mm, =7mm轴承端盖直径：=82mm,=87mm, =112mm2选择材料因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。3减速器附件的结构设计（1）检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。（2）放油螺塞放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。（3）油标油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。（4）通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤网可减少灰尘进入。（5）起吊装置起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸缘下面设有吊耳，