二级展开式圆柱齿轮减速器设计说明

1、目录一. 设计任务书. 1二. 传动方案的拟定及说明. 3三. 电动机的选择. 3四. 计算传动装置的运动和动力参数.4五. 传动件的设计计算. 5六. 轴的设计计算. 14七. 滚动轴承的选择及计算. 26八. 箱体键联接的选择及校核计算. 27九. 连轴器的选择. 27十.箱体的结构设计.29十一、减速器附件的选择.30十二、润滑与密封. 31十三、设计小结. 32十四、参考资料33一、设计任务书:题目：设计一用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器1总体布置简图：1 电动机；2联轴器；3齿轮减速器；4带式运输机；5鼓轮；6联轴器2.工作情况:载荷平稳、单向旋转3. 原始数据：输

2、送带的牵引力 F( kN)：2.1 输送带滚筒的直径 D(mm)： 450 输送带速度 V(m/s)：1.4 带速允许偏差()：5 使用年限(年)：10工作制度(班 / 日)：24. 设计容：1)电动机的选择与运动参数计算；2)直齿轮传动设计计算；3)轴的设计；4)滚动轴承的选择；5)键和联轴器的选择与校核；6)装配图、零件图的绘制；7)设计计算说明书的编写。5. 设计任务：1)减速器总装配图一；2)齿轮、轴以及箱座零件图各一；3)设计说明书一份；6. 设计进度：1)第一阶段：总体计算和传动件参数计算2)第二阶段：轴与轴系零件的设计3)第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4)第四阶段

3、：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写二、传动方案的拟定及说明：由题目所知传动机构类型为： 展开式二级圆柱齿轮减速器。 故只 要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是： 减速器横向尺寸较小， 两大齿轮浸油深度 可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴承受载荷大、刚度 差，中间轴承润滑较困难。三、电动机的选择：1 电动机类型和结构的选择：因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用 的封闭式 Y(IP44 )系列的电动机。2 电动机容量的选择：1)工作机所需功率PwPwF V/1000w= 3.1kW2)电动机的输出功率PdPd=Pw/n由于轴承 齿轮 链 联轴器0.86

4、，故：pd= 3.6kW3.电动机转速的选择:根据ndi1i2innw，初选为同步转速为 1500r/min 的电动机4.电动机型号的确定：由表 17-7 查出电动机型号为 Y112M-4,其额定功率为 4kW 满载转速1440r/min,基本符合题目所需的要求。四、计算传动装置的运动和动力参数：1. 计算总传动比：由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比i:由于nw1.4 60 1000/ D 59.41，故计算得到总传动比：i 24.242. 合理分配各级传动比：由于减速箱是展开式布置，为了使两个大齿轮具有相近的浸油深度，应试两级的大齿轮具有相近的直径，于是

5、可按下式3. 分配传动比：i1因为i 24.24，取i 24，h 5.61 , i?4.32，此时速度偏差为0.5% 5%，所以可行。五、各轴转速、输入功率、输入转矩：项目电动机轴高速轴 1中间轴 II低速轴III滚筒轴IVd2.323身2转速(r/min 759.459.4功率（kW43.963.803.653.50转矩（N - m）26.526.3141.4586.8562.7传动比115.614.321效率10.990.960.960.94五、传动件设计计算：直齿圆柱齿轮具有不产生轴向力的优点，但传动平稳性较差，在减速器中圆周速度不大的情况下采用直齿轮。I-II

6、轴高速传动啮合的两直齿轮（传动比 5.61）：1.选精度等级、材料及齿数：1）材料及热处理；选择小齿轮材料为 40Cr （调质）,硬度为 280HBS 大齿轮材 料为 45钢（调质），硬度为 240HBS 二者材料硬度差为 40HBS2）精度等级选用 8 级精度；3）试选小齿轮齿数Zi19，大齿轮齿数Z2107的；2.按齿面接触强度设计：因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式（10 9）试算，即ZEv(3)计算齿宽、模数及齿高等参数:4）确定公式的各计算数值:v(3)计算齿宽、模数及齿高等参数:(1)试选Kt1.3；(2)由图 10- 30 选取区域系数ZH 2.

7、5；(3)由表 10 7 选取尺宽系数d* 1;(4)由表 10 6 查得材料的弹性影响系数ZE 189.8Mpa（5）由图 10- 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Himi600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限H lim2550 Mpa；(6)由式 10 13 计算应力循环次数：9N160n1jLh60 1440 1 2 8 300 104.2 10N2N1/5.61 0.75 109由图 10 19 查得接触疲劳寿命系数KHN10.88；KHN20.92；(7)计算接触疲劳许用应力：取失效概率为 1%,安全系数S 1，由式（10- 12）得H10.88 600 528MPaH

8、20.92 550 506MPaH min H】1，H】2506MPa5）计算过程:5.61v(3)计算齿宽、模数及齿高等参数:3 -1.3 26.3 1036.6132KT1YFaYsa2189.8=41.36mm506(1)试算小齿轮分度圆直径d1t:=2.32v(3)计算齿宽、模数及齿高等参数:(2)计算圆周速度:60 100041.36 144060 10003.11m/s齿宽b=dd1t1 41.3641.36mm由式(10 17)模数 m=d=3 4l=2.18z119齿高h 2.25m 2.25 2.18 4.91mm齿宽与齿比为b/h 41.36/4.91 8.42(4)计算载

9、荷系数K:已知载荷平稳，所以取KA= 1;根据 v=2.93m/s,8 级精度，由图 10 8 查得动载系数KV1.1；对于直齿轮KHKF1；由表 10-4 插值法查的 8 级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时KH1.450由b/h 8.42,查图 10-13 得KF1.48,故：K KAKvKHKH1 1.1 1 1.48 1.628(5)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式(10 10a)得d1d1t3、K / Kt41.36 . 1.628/1.345.05mm(6)计算模数 md145.05 c o-7m =2.37mmZ119按齿根弯曲强度设计：. dz2%3.m0.01549=

10、1.54确定计算参数:1）由图 10-20C 查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限FI500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限F2380Mpa2）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数KFNI0.88 KFN20.933）计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S 1.4，由式 10-12 得：F1-KFN1FE1/ S=303.57MpaF 2 :KFN2FE2/ S=252.43Mpa4）查取齿型系数和应力校正系数由表 10 5 查得YFa12.850；YFa22.175由表 10 5 查得Ysa11.540；Ysa21.7985）计算大、小齿轮的 込 并加以比较%大齿轮的数值大。6）计算载荷系数YFa1YSa

11、1= 2.851.54=0.01456F 1303.57丫尸8 2论82F 22.175 1.798=0.01549252.430.01549=1.544.标准模数选择:K KAKVKFKF1 1.1 1 1.481.6287）设计计算最终结果：m=1.54m1.628 26.3 1031 1921由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承 载能力，而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积） 有关，可取由弯曲强度算得的模数1.54优 先采用第一系列并就近圆整为标准值m 2mm，按接触疲劳强度算 的的

12、分度圆直径的di45.05mm1） 小齿轮齿数z1d1/m 25.525，取z1232） 大齿轮齿数z2z 5.61 129，取z2=1295.几何尺寸计算：1） 计算中心距：a日=152mm22） 计算大、小齿轮的分度圆直径：d1z1m 46mm，d2z2m 258mm计算齿轮宽度：bdd1b 46mm小齿轮齿宽相对大一点因此B150mm，B246mm3） 结构设计：以大齿轮为例，因齿轮齿顶圆直径大于160mm 而又小于500mm 故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图II-III轴低速传动啮合的两直齿轮(传动比 4.32 ):1. 选精度等级、材料及齿数(与上面两对齿轮相同)：1

13、)材料及热处理：选择小齿轮材料为 40Cr (调质)，硬度为 280HBS 大齿轮材料为45 钢(调质)，硬度为 240HBS 二者材料硬度差为 40HBS2)精度等级选用 8 级精度；3)试选小齿轮齿数Zi24，大齿轮齿数Z2103的；2. 按齿面接触强度设计：因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式(10 9)试算，即2KtT u 1 ZEdU4)确定公式的各计算数值(1)试选 Kt1.3；(2)由图 10-30 选取区域系数 ZH= 2.5 ;(3)由表 10-7 选取尺宽系数d1；(4)表 10- 6 查得材料的弹性影响系数 ZE= 189.8Mpa(5)由

14、图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlm1600Mpa； 大齿轮的接触疲劳强度极限H lim2550Mpa；(6) 由式 10- 13 计算应力循环次数:3dt232.N160nJLh60 256.7 12 8 300 100.74 109N2N1/4.321.71 108由图 10- 19 查得接触疲劳寿命系数KHN11.86;KHN20.92;(7) 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为 1%,安全系数S 1,由式(10 得:H10.86 600 516MPaH20.92 550 506MPa5)计算过程:(1) 试算小齿轮分度圆直径 d1t3 -=2 32：1.3 1

15、41.4 1035.32 189.8V14.32506(2)计算圆周速度d1tn273.54 256.7门 cc /v世20.99m/s60 1000 60 1000(3)计算齿宽 b 及模数 mb=dd1t1 73.5473.54mmm=dZ173.54=3.0624齿高h 2.25m 2.25 3.06 6.89mm齿宽与齿高比b/h 73.54/6.89 10.67(4)计算载荷系数 KH min H1,H2506MPad1t2.323KE u 1：札uZECH2=73.54mm已知载荷平稳，所以取KA=1；根据 v=0.99m/s,8 级精度，由图 108 查得动载系数KV1.06；由

16、于直齿轮KH心1；由表 10-4 插值法查的 8 级精度、小齿轮相对支撑非对称由 b/h=8.44，查图 10-13 得KF1.461KKAKvKHKH1 1.06 1 1.463 1.55(4)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式(10 10a)得3_ 31_d1d1t、.、K/Kt73.541.55/1.377.98mm(5)计算模数 mdi=7798=3.25mmz1243.按齿根弯曲强度设计：由式(10 17)m 悴沁VdZ1%1)确定计算参数(1)由图10-20C 查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限F1500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限F2380Mpa(2)由图 10-18 取弯

17、曲疲劳寿命系数KFN10.87KFN20.91(3)计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S 1.4，由式 10-12 得F1=KFN1FE1/S=310.7Mpa布置时，KH1.463KV1.06；KFN 2FE2/S=247MPa(4)查取齿型系数和应力校正系数由表 105 查得YFa12.650；YFa22.180由表 10 5 查得Ysai1.580;Ysa21.790(5)计算大、小齿轮的 沁 并加以比较%大齿轮的数值大。(6) 计算载荷系数K KAKVKFKF1 1.06 1 1.4611.552）设计计算、32 1.55 141.4 103f-20.01580=2.291 2421最终结

18、果：m=2.294.标准模数的选择：由齿面解除疲劳强度计算的模数 m 大于齿根弯曲疲劳强度计算 的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能 力，而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模 数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲强度算得的模数 2.29 优先采用 第一系列并就近YFa1YSa1 -2 65 1 58二=0.013486F 1310.7YFa2YSa222.18 1.79247=0.01580Zidi/m 31.2，取Zi31圆整为标准值 m=2.5mm 按接触疲劳强度算的的分度圆直径的d177.98mm小齿轮齿数大齿轮齿数z2z14.321345. 几何尺寸

19、计算：1 ）计算中心距：aZ1 Z2 m=206mm22） 计算大、小齿轮的分度圆直径：d1z,m 77.5mmd2z2m 335mm计算齿轮宽度：bdd1b 77.5mm小齿轮齿宽相对大一点因此B182mm，B278mm3）结构设计：以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm 而又小于500mm 故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。六、轴的结构设计和强度校核：第一部分结构设计1. 初选轴的最小直径：选取轴的材料为 45 号钢，热处理为调质。Zidi/m 31.2，取Zi31取AO=112,T=3040MPa2.初选轴承:1 轴高速轴选轴承为 7206C2 轴中间轴选轴承为 7

20、208C3 轴低速轴选轴承为 7211C各轴承参数见下表:轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/kNdDBdaDa动载荷Cr静载何Cor7206C306216365623157208C408018477336.825.87211C5510021649152.840.53.确定轴上零件的位置和定位方式:1 轴：由于高速轴转速高，传动载荷不大时，为保证传动平稳， 提高传动效率，将高速轴取为齿轮轴， 使用角接触球轴承承载，一 轴端连接电动机，采用刚性联轴器，对中性好。2 轴：低速啮合、高速啮合均用锻造齿轮，低速啮合齿轮左端用 甩油环定位，右端用轴肩定位，高速啮合齿轮左端用轴肩，右端用 甩油环

21、定位，两端使用角接触球轴承承载。15.69mm 考虑到联轴器、键槽的影响,27.50mn,取d230mm44.20mm 取d345mmZidi/m 31.2，取Zi313 轴：采用锻造齿轮，齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位,为减轻轴的重量采用中轴颈， 使用角接触球轴承承载， 右端连接单 排滚子链。1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：a）由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该 段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制， 选为 20mmb）考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达 2.5mm 所以该段直径选为 25。c）该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有 2mm 的圆角

22、，则轴承 选用7206C 型，即该段直径定为 30mmd）该段轴为齿轮，考虑到轴肩要有 2mm 的圆角，经标准化， 定为40mme）为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm 所以该段直径选为 46mmf）轴肩固定轴承，直径为 40mmg）该段轴要安装轴承，直径定为 30mm（一）高速轴的结构设2）各段长度的确定：各段长度的确定从左到右分述如下：h）该段轴连接联轴器， 半联轴器与轴配合的毂孔长度为 38mm 该段长度定为 34mmi）该段取 32mmj）该段安装轴承，参照工作要求长度至少16mm考虑间隙取该段为 22mmk）该段综合考虑齿轮与箱体壁的距离、轴承与箱体壁距离（采 用油润滑），还

23、有二级齿轮的宽度，定该段长度为 90mml）该段考虑齿轮的宽度，根据齿轮校核，选定该段 50mmm）该段轴肩选定长度 4mmn） 该段与 c 段相同取 22mmo） 轴右端面与端盖的距离为 10mm（二）中间轴的结构设计：cC0- -0)273 (0.6141.4 112J.m计算危险截面处轴的直径：.M2( T2)2m-m 截面：p127MPa ppW2pM2( T2)2n-n 截面:p-42MPa ppW2p所以该轴是安全的，满足使用要求。III 低速轴对于角接触球轴承 7211C 从手册中可以查得 a=20.9mm校核该轴和轴承：L1=49mm,L2=107mm轴的最小直径：d355mm

24、，3轴的抗弯截面系数：W 0-1d19112-5mm作用在齿轮上的力：F3F；3tan 3503tar2d 127N按弯扭合成应力校核轴的强度：Ft32T3d325868003503N33549FHIFt31100N 156FH2Ft3FH1240NMH107H1117.7N m49FV1 Fr3400.5 N 156F/2Fr3F/1874.NMV107FV142.9N m所以该轴是安全的，满足使用要求。七、滚动轴承的选择及计算：I 高速轴：轴承 7206C 的校核，即轴承寿命校核：106ftCLh(-M轴承寿命可由式60n P进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于工作温度不高且冲击不大，

25、故查表 13-4 和 13-6 可取ft1, fp1.1,取3所以0.62T3总弯矩:扭矩：T1586.8N m125.N m,又由于轴受的为脉动循环载荷,41MPa p491rFH2FH1MH基本额定动负荷为C23103NFri、F F也.20325572592.8NFr2F2：F2：. 861223652516.8N足使用 10 年要求。III 低速轴：轴承 72011C 的校核，即轴承寿命校核：Lh便（空）6则益（Pfp）h63品（禺33.0，该轴承的寿命满足使用 10 年要求。II 中间轴:轴承 7208C 的校核，即轴承寿命校核:轴承寿命可由式Lh啟却进行校核,的作用，由于工作温度不

26、高且冲击不大，故查表ft1,fp1.1,取3轴承只承受径向载荷13-4 和 13-6 可取105，该轴承的寿命满轴承只承受径向载荷1.13基本额定动负荷为C 36.810 N轴承寿命可由式60n P进行校核,的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表 13-4 和 13-6 可取ft1,fp1.1,取3基本额定动负荷为C 42.8 1 03NFr1. F：F,H.400.圧110021170.6NFr2 F2VF2H 874.5 2403 2557N足使用 10 年要求。八、箱体键联接的选择及校核计算：1. 传递转矩已知；2. 键的工作长度匸 L-b b 为键的宽度；3. 键的工作高度 k=0

27、.5h h 为键的高度;2T 104.普通平键的强度条件为pkld代号直径（mrh工作长 度(mr)i工作咼 度(mr)i转矩（N- m极限应 力(MPa高速轴无键安装中间 轴14X9X36（圆头）46224.5141.46214X9X70（圆 头）46564.5141.424.4低速 轴18X11X70（圆头）60525.5586.868.4由于键采用静联接，材料钢，冲击轻微，所以许用挤压应力为p 110MPa，所以上述键皆安全。九、联轴器的选择：由于刚性联轴器价格便宜、构造简单、可传递较大转矩、对中性Lh则过g）h683Pfp（1 42.810）360 59.41.1 25570.98 1

28、06,该轴承的寿命满较好 ，所以优先考虑选用它。1. 高速轴用联轴器的设计计算：由于装置用于运输机， 原动机为电动机，所以工作情况系数为KA1.5，计算转矩为TcaKAT11.5 26.3 39.5N m所以考虑选用刚性凸缘联轴器 GYS2(GB5843-2003 ,其主要参数如下：材料 HT200公称转矩Tn63N m轴孔直径d120mm，d220mm轴孔长L 50mm，L138mm装配尺寸A 45mm半联轴器厚b 28mm( 1P167 表 17-1 )2. 连接链轮联轴器的设计计算：由于装置用于运输机， 原动机为电动机，所以工作情况系数为KA1.5，计算转矩为TcaKAT31.5 586

29、.8 880.2N m所以选用弹性销柱联轴器 LX3 (GB5014-2003 ,其主要参数如下：材料 HT200公称转矩Tn1250N m轴孔直径d1d230mm轴孔长L 60mm,L160mm半联轴器厚b 36mm(1P175 表 17-5) (GB5014-2003十、箱体的结构设计：箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、质量及成本等 有很大影响。1. 减速器箱体为铸造箱体，材料 HT20Q2. 箱体结构为剖分时，剖分面为水平面，与传动件轴心线平面重合， 有利于轴系部件的安装与拆卸。3. 剖分时箱体的结构尺寸选择：(1) 箱座壁厚 =0.025a+3=8mm a 为二级圆柱齿轮

30、减速器的低速级中心距 a=206.25，=8.16=8 满足要求，取壁厚 =10mm(2)箱盖壁厚1=( 0.80.85)，i=8mm,贝卩i=8.5mm(3) 地脚螺栓直径df=0.036a+12=19.4，选择 M2Q(4) 地脚螺栓数目：由于 a=20650mm外箱壁至轴承座端面距离LiCi+c2+(5 8)mm大齿轮顶圆与相壁距离1=15mm齿轮端面与箱壁距离2=12 20mm箱盖肋厚mi0.8517.5mm箱盖肋厚m20.858.5mm轴承盖外径D2图6-27D2=D0+2.5d3mm轴承旁连接螺栓距离s图7-2凸台外径十一、减速器附件的选择：1. 通气器：由于在室使用，选通气器（一

31、次过滤），采用M18K1.52. 油面指示器：选用游标尺 M163.起吊装置:采用箱盖吊耳、箱座吊耳4.放油螺塞：选用外六角油塞及垫片 M1& 1.5十二、润滑与密圭寸:1.齿轮的润滑：根据表 5-4 浸油深度推荐值，选取二级圆柱式齿轮减速器类型：由于低速级周向速度小于 12m/s,采用浸油润滑，II 级大齿轮浸 油高度hf约为 0.7 个齿高但不少于 10mm 该大齿轮齿高hf=2.510mm 所以 II级大齿轮浸油高度取hf=iimmIII 级大齿轮浸油高度hs大于一个齿高小于 1/6 半径(3.125 56.7mn),由于 III 级大齿轮和二级大齿轮的半径差为 39mm 所以大 齿轮的浸油深度选为hs=50mm大齿轮齿顶圆到油池低面的距离为30 50mm 所以选取的油池深度ho为 80mm2.滚动轴承的润滑:由于轴承周向速度为 0.99 小于 2m/s,所以采脂润滑，为防止轴 承室的润滑脂流入箱体而造成油脂混合， 在箱体轴承座箱一侧装设甩 油环。3.润滑油的选择：齿轮润滑油，考虑到该装置用于小型设备，选用 L-AN15 润滑油。轴承润滑脂