二级圆柱齿轮减速器设计说明书1.doc

2传动方案的拟定数据编号运输带工作拉力F/N运输带工作速度v/m.s-1卷筒直径D/mmB62250150290带式输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。2.1电动机的选择。由文献1表20-5初步选同步转速为 1500和3000的电机，对应于额定功率为5.5kw的电动机号分别取Y132S1-2型、 Y132S-4型和Y132M2-6型三种。将三种电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于下表：方案号电动机型号额定功率（kw）同步转速（）满载转速（）总传动比电动机质量/kg 一Y132S1-25.5300029002.91i64二Y132S-45.5150014401.50i68三Y132M2-65.51000960i85通过对这三种方案比较：一 电机重量轻，但传动比大，传动装置外轮廓尺寸大，结构不紧凑；二与三比较，综合考虑电动机和传动装置尺寸，质量，价格及传动比，可以看出，如果传动装置结构紧凑，选用三方案最好即：Y132M2-6系列2.2 传动比的分配。2.3传动系统的运动和动力参数计算：将上述计算结果和传动比及传动效率汇总如下表1轴名功率（kw） 转矩（）转速（） 传动比 i效率输入 输出 输入 输出 14.013.9739.8939.4996010.96 23.8113.77139.86138.46260.233.6890.96 33.6223.59350.24346.4698.762.6350.96 43.413.37329.54226.24198.7610.98对于所设计的减速器中两级齿轮传动，高速级和低速级均采用直齿圆柱齿轮传动。3齿轮的设计按软齿面闭式齿轮传动设计计算路线，分别进行高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算和低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算。3.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算，(1) 选择材料及热处理，精度等级，齿数与齿宽系数，并初选螺旋角考虑减速器要求结果紧凑故大小齿轮均用40Cr调质处理后表面淬火，因载荷较平稳，齿轮速度不是很高，故初选7级精度，齿数面宜多取，选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=z1=3.68924=90，按软齿面齿轮非对称安装查文献2表6.5，取齿宽系数=1.0 。实际传动比i12=90/24=3.75，误差(i12- i12)/ i12=(3.75-3.689)/3.75=0.01625%，在设计给定的5%范围内可用。3.2按齿面接触疲劳强度设计，由文献2式(6.11)(1) 确定公式中各式参数；1） 载荷系数试选=1.52） 小齿轮传递的转矩T1=9.55106 =9.55106 =4.0299104 Nm3） 材料系数 查文献2表6.3得4） 大，小齿轮的接触疲劳极限 按齿面硬度查文献2图6.8得5） 应力循环次数N1=60n1jLh=60960130016=2.7648108N2=N1/=2.7648108/3.75=7.37281076)接触疲劳寿命系数 查文献2图6.6得 6） 确定许用接触应力 取安全系数取(2) 设计计算1） 试计算小齿轮分度圆直径取=51.11mm2） 计算圆周速度vv=2.568m/s3） 计算载荷系数 k查文献2表6.2得使用系数=1根据v=2.568 m/s 按7级精度查文献2图6.10得动载系数=1.0 查图6.13 得=1.08则 k=ka=11.01.081=1.084） 校正分度圆直径由文献2式（6.14） =mm=43.97mmd1t(3) 计算齿轮传动的几何尺寸；1） 计算模数m m=d1/z1=43.97/24mm=1.832mm 按标准取模数m=2.5mm2） 两轮分度圆直径 =mz1=2.524=60mmd2=mz2=2.590=225mm3） 中心距 a=m(z1+z2)/2=2.5(24+90)/2=142.5mm4） 齿宽bb=d1=1.060=60mmb1=b2+(5-10)mmb2=65mm b1=70mm5） 齿全高 h3.3 校核齿根弯曲疲劳强度由文献2式（6.12）(1) 确定公式中各参数值;1) 大小齿轮的弯曲疲劳强度极限查文献2图6.9取2) 弯曲疲劳寿命系数查文献2图6.7 取3) 许用弯曲应力 取定弯曲疲劳安全系数,应力修正系数4) 齿轮系数和应力修正系数 查文献2表6.4得5) 计算大小齿轮的与并加以比较取其中最大值代入公式计算小齿轮的数值大，应按小齿轮校核齿根弯曲疲劳强度(2) 校核计算(3) =(21.08402992.201.58)/1.0 2422.52=33.62MPa所以 弯曲疲劳强度足够。（注：高速齿轮结构图见二维设计图）4低速级直齿圆柱齿轮传动。4.1选择齿轮材料及热处理方法，精度等级，齿数及齿宽系数。选择45钢调质处理，齿面硬度分别为220HBS，280HBS，属软齿闭式传动，载荷平稳齿轮速度不高，初选7级精度，小齿轮齿数=30，大齿轮齿数z2=z1=2.63530=80，按软齿面齿轮非对称安装查文献2表6.5，取齿宽系数=1.0 ，实际传动比i12=80/30=2.67，误差i12-i12)/ i12=(2.67-2.635)/2.67=0.01315%，在设计给定的5%范围内可用。4.2按齿面接触疲劳强度设计，由文献2式(6.11)(4) 确定公式中各式参数；7） 载荷系数试选=1.58） 小齿轮传递的转矩T1=9.55106 =9.55106 =139900 Nm9） 材料系数 查文献2表6.3得10） 大，小齿轮的接触疲劳极限 按齿面硬度查文献2图6.8得11） 应力循环次数N1=60n1jLh=60260.23130016=74940000N2=N1/=74940000/2.67=2806000012） 接触疲劳寿命系数 查文献2图6.6得 13） 确定许用接触应力 取安全系数取(5) 设计计算5） 试计算小齿轮分度圆直径取=77.43mm6） 计算圆周速度vv=1.0544m/s7） 计算载荷系数 k查文献2表6.2得使用系数=1根据v=1.0544m/s 7级精度查文献2图6.10得动载系数=0.7 查图6.13 得=1.08则 k=ka=10.71.081=0.7568） 校正分度圆直径由文献2式（6.14） =mm=49.04mmeX=0.56 y=1.99按文献2中表8.7 冲击负荷系数Pr=（xFr+yFa）fp=(0.561357.4+349.21.99) 1.5=2182.578N Cjs=PrL1=Pr(60Lnn106)1=1616.9(6043800960106)310=16593.2N因，故6003轴承满足要求6207轴承 d=35mm B=17mm D=72 Z=9（2） 中间轴（2轴）上滚动轴承的选择；按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合式，轴承类型选为深沟球轴承，轴承预期寿命取为。由前计算结果知：轴承所受径向力Fr=1357.4N，轴向力Fa=349.2N轴承工作转速n=260.23初选滚动轴承6207 GB/T276-1994，按文献3表18-2，基本额定动负荷，基本额定静负荷。Fa/=349.2/15200=0.02297e=0.22Fa/Fr=349.2/1357.4=0.2573eX=0.56 y=1.99按文献2中表8.7 冲击负荷系数Pr=（xFr+yFa）fp=(0.561357.4+349.21.99) 1.5=2182.578N Cjs=PrL1=Pr(60Lnn106)1=2182.578(6043800260.23106)310=15469.1N因，故6007轴承满足要求6207轴承 d=35mm B=17mm D=72 Z=9（3） 低速轴（3轴）上滚动轴承的选择；按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为深沟球轴承，轴承预期寿命取为=43800h。由前计算结果知，轴承所受径向力Fr=轴承工作转速n=98.76初选滚动轴承6209 GB/T276-1994，按文献3表18-2，基本额定动负荷,按文献2中表8.7 冲击负荷系数Pr=Fr*fp=3843.72*1.5=5765.58NCjs=PrL1=Pr(60Lnn106)1=5765.58(604380098.76106)310=30556.59N因，故6008轴承满足要求， 6009轴承 D=85mm B=19mm d=45mm z=10滚动轴承的选择应注意：高速轴（1轴）上滚动轴承的D值中间轴（2轴）上滚动轴承的D值，中间轴（2轴）上滚动轴承的D值低速轴（3轴）上滚动轴承的D值。7键联结和联轴器的选择；（1） 高速轴（1轴）上键和联轴器的选择；由前计算结果知：高速轴(1轴）的工作转矩 T=39.89N工作转速按文献2中表10.1工作情况系数取计算转矩 Tca=KaT=1.5*39.89=59.835选LT型弹性套柱销联轴器，按文献1中表17-9选LT4联轴器ZC1630j1830GB/T4323-2002.许用转矩，许用转速。因，故该联轴器满足要求。选A型普通平键b=8mm h=7mm L=52mm 按文献3中表15-26初选键: 87 b=8mm h=7mm L =52mm 按文献2表12.1键的许用挤压应力和许用剪应力分别取为按文献4中式7-1和式7-3分别验算键的挤压强度和剪切强度p=4000T/dhl=400039.89/25725=36.47 =2000T/dbl=200039.89/25825=15.956 键的挤压强度和剪切强度满足要求。（2） 中间轴（2轴）上键的选择；由前计算结果知：中间轴（2轴）由T2=139.86 n=260.23 r/min 普通A型平键（轴右边一个）由d=40,=68选bh=128,b=12,=8按文献3中表15-26初选键b=12mm h=8mm L=70mm l=16mm。按文献2中表12.1键的许用挤压应力和许用剪切应力分别取为按文献4中式7-1和式7-3分别验算键的挤压强度和剪切强度p=4000T/dhl=4000139.86/40870=23.625 =2000T/dbl=2000139.86/401270=7.875 故键的挤压强度和剪切强度满足要求。选A型普通平键（轴左边一个）按文献3中表15-26初选键： b=12mm h=8mm L=36mm 。且键的挤压强度和剪切强度满足要求（略）。（3） 低速轴（3轴）上键联接和联轴器的选择；由前计算结果知：低速轴（3轴）的工作转矩T3=350.24，工作转速n=98.76 r/min。选A型普通平键按文献3中表15-26初选键：b=12mm h=8mm L=68mm 。按文献2中表12.1，键的许用挤压应力和剪切应力分别取为。按文献4中式7-1和7-3，分别验算键的挤压强度和剪切强度，p=4000T/dhl=4000350.24/40868=64.38 =2000T/dbl=2000350.24/401268=21.46 故键的挤压强度和剪切强度满足要求。按文献2表10.1工作情况系数计算转矩 Tca=KaT=1.5*350.24=524.36选HL型弹性套柱销联轴器，按文献3中表17-11，选HL3联轴器。许用转矩 许用转速因，故该联轴器满足要求。选A型普通平键；按文献3中表15-26，初选键: b=12mm h=8mm L=80mm 按文献2表12.1键的许用挤压应力和许用剪切应力分别取为 。按文献4中式7-1和式7-3，分别验算键的挤压强度和剪切强度p=4000T/dhl=4000524.36/40880=81.39 =2000T/dbl=2000524.36/401280=27.31 故键的挤压强度和剪切强度满足要求。8箱体上个部分尺寸计算；按文献3表6.5计算箱体的各部分尺寸，箱座壁厚：=0.025a+3=0.025（117+137.5）+3=9.3625mm 取8mm箱盖壁厚：1=0.02a+1=0.02（117+137.5）+1=6.09mm 取9mm箱座凸缘厚：b=1.5=1.5*10=15mm箱盖凸缘厚：b1=1.51=1.5*8=12mm平凸缘底座厚： b2=2.5=2.5*10=25mm地脚螺栓直径： 地脚螺栓数目： n=4轴承旁联接螺栓直径： 箱盖与箱座联接螺栓直径： 联接螺栓的间距： =150200mm轴承端盖螺栓螺钉直径： 窥视孔盖螺钉直径： 定位销直径： d=（0.7-0.8）d1=(11.11005-12.6972)mm沉头座锪平深度： 凸缘底座螺栓至外机壁距：mm26mm到凸缘边距离mm24mm沉头座直径40mm轴承旁凸台半径：轴承旁联接螺栓距： 外箱壁至轴承座端面距： L1=C1+C2+(5-8)=30mm大齿轮顶圆与内箱壁距离： 齿轮端面与内箱壁距离： 箱盖座肋厚： 6.8mm箱座肋厚： m=8.5mm轴承端盖外径： 1轴2轴3轴87mm118mm118mm箱体深度：箱体分箱面凸缘圆角半径： 端盖1轴2轴3轴外径122mm122mm135mm内孔径D7