二级减速器说明书

1、目录一，二级减速器图.1二，传动方案简述.2三，传动设计.8四，轴及轮毂连接.15五，轴承选择计算.24六，减速器的润滑与密封.27七，减速器箱体及其附件.28八，部分零件截图.32九，资料索引.36一 二级减速器 1-1 二级减速器图二传动方案简述2.1 传动方案说明2.1.1 将带传动布置于高速级将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。2.1.2 选用闭式直齿圆柱齿轮闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，直齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷

2、较小的直齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。2.1.3将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。2.2 电动机的选择2.2.1电动机类型和结构型式根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流电，所以选用三相交流电动机。又由于Y系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低等优点均能满足工作条件和使用条件

3、。根据需要运送型砂，为防止型砂等杂物掉入电动机，故选用封闭式电动机。根据本装置的安装需要和防护要求，采用卧式封闭型电动机。Y(IP44)笼型封闭自扇冷式电动机,具有防止灰尘或其他杂物侵入之特点。故优先选用卧式封闭型Y系列三相交流异步电动机。2.2.2 选择电动机容量(1)工作机所需功率Pw工作机所需功率及所需的转速<由1 P14式（3-2）> kw<由2 P17式（2-3）> r/minr/min kw式中： V -传送速度; D -鼓轮直径; T-鼓轮轴所需的功率 (2) 由电动机至工作机的总效率 h<由2 P18 式（2-5）> <由2 P18表2

4、-4>卷筒的传递效率 取= 1一对滚动轴承的效率=0.980.995 取= 0.98一对齿轮传动的效率=0.960.98 取= 0.99联轴器的效率=0.990.995 取= 0.99 (3) 电动机所需的输出功率 KW (4) 确定电动机的额定功率Ped<由2 P196表20-1> 又Ped> Pd 取 P ed= 4 kw2.2.3 电动机额定转速的选择< 由1 P14式（3-4）> 式中: -电动机转速; -高速齿轮的传动比 -低速齿轮的传动比; -工作机的转速<由1 P10表3-1>展开式双级圆柱齿轮减速器传动比 =840= 550.42

5、752 r/min2.2.4 确定电动机的型号一般同步转速取1000r/min或1500 r/min的电动机。 初选方案： <由2 P196表20-1>表2-1，电动机参数电动机型号额定功率kw同步转速r/min最大转矩额定转矩满载转速r/min质量kgY132M1-641000 2.2960 74 2.2.5 电动机的主要参数（1） 电动机的主要技术数据 表2-2 电动机参数 电动机型号额定功率kw同步转速r/min最大转矩额定转矩满载转速r/min质量kgY132M1-641000 2.2960 74（2）电动机的外形示意图 图2-1 Y型三相异步电动机 （3）电动机的安装尺寸

6、表 （单位：mm） 表2-3 电机型号Y132M1-6型号尺 寸HABCDEF×GDGADACHDL13221617889388010×8332102753155152.3 总传动比的确定及各级传动比的分配2.3.1 理论总传动比 nm : 电动机满载转速2.3.2 各级传动比的分配(1)两级齿轮传动的传动比 (3)齿轮传动中，高低速级理论传动比的分配取，可使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。同时还可以使传动装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。但过大，有可能会使高速极大齿轮与低速级轴发生干涉碰撞。所以必须合理分配传动比，一般可在中取，要求d2 l - d

7、2h2030 mm。 （由2 P9图2-2） 4.5，2.4 各轴转速，转矩与输入功率2.4.1 各轴理论转速设定：电动机轴为0轴，高速轴为轴，图（1）下侧中间轴为轴，图（1）中间低速轴为轴，图（1）上侧联轴器为 轴，图（1）左下和右上侧 (1)电动机 r/min(2)轴 r/mim(3)轴 r/min(4)轴 r/min （5）卷筒轴转速也是2.4.2 各轴的输入功率(1)电动机 kw(2)轴 kw(3)轴 kw(4)轴 kw2.4.3 各轴的理论转矩(1)电动机 (2)轴 N·mm(3)轴N·mm(4)轴 = N·mm表2-4 各轴运动和动力参数汇总表轴号理论

8、转速（r/min）输入功率（kw）输入转矩(N·mm)传动比电动轴96041第轴9603.843.820×1044.5第轴213.333.761.561×1053.11第轴68.63.574.486×105卷筒轴68.63.374.687×1051三 传动设计3.1 高速级齿轮传动设计3.2.1原始数据输入转矩= N·mm小齿轮转速=960 r/min齿数比=由电动机驱动机，工作有轻振，经常满载，空载起动，单向运转。减速器小批量生产，使用期限5年，单班制工作。（设每年工作日为300天）3.2.2设计计算一 选齿轮类、精度等级、材料及齿

9、数1 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：45号钢调质 HBS1=280接触疲劳强度极限MPa （由1P209图10-21d）弯曲疲劳强度极限 Mpa （由1P209图10-20c）大齿轮材料：45号钢正火 HBS2=190接触疲劳强度极限 MPa （由1 P209图10-21c） 弯曲疲劳强度极限 Mpa （由1 P209图10-20b）4初选小齿轮齿数大齿轮齿数Z2 = Z1= 24×4.5=108取109二 按齿面接触强度设计 计算公式： mm （由1P218式1

10、0-21） 1 确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数小齿轮传递的转矩 N·mm齿宽系数 （由1P156表10-7） 材料的弹性影响系数 Mpa1/2 （由1P201表10-6）区域系数 （由1 P217图10-30） 应力循环次数接触疲劳寿命系数 （由1P207图10-19）接触疲劳许用应力取安全系数 取 MPa2 计算（1）试算小齿轮分度圆直径=46287mm（2）计算圆周速度 2.3m/s（3）计算齿宽b及模数mnt mm（4） 计算载荷系数 使用系数 <由1P193表10-2> 根据电动机驱动得动载系数 <由1P210表10-8> 根据v=2.3m/s

11、、 7级精度按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 <由1P196表10-4> 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=1，得 =1.418=1×1.12×1.2×1.418=1.91（6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 <由1P204式(10-10a)> 四 分析对比计算结果对比计算结果，取=2已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d1=52.621mm来计算应有的 取27 取122，需满足、互质五 几何尺寸计算1 计算中心距阿a将a圆整为139mm4 计算齿轮宽度b =54mm 圆整后 5

12、4mm 60 mm六 验算< 100N /mm 与初设相符 设计符合要求3.3 低速级齿轮传动设计3.3.1原始数据输入转矩= N·mm小齿轮转速=213.33r/min齿数比=由电动机驱动机，工作有轻振，经常满载，空载起动，单向运转。减速器小批量生产，使用期限5年，单班制工作。（设每年工作日为300天）3.3.2设计计算一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数1 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：45号钢调质 HBS3=280接触疲劳强度极限MPa （由1P209图

13、10-21d）弯曲疲劳强度极限 Mpa （由1 P209图10-20c）大齿轮材料：45号钢正火 HBS4=240接触疲劳强度极限MPa （由1 P209 图10-21c） 弯曲疲劳强度极限 Mpa （由1 P209图10-20b）4初选小齿轮齿数，大齿轮齿数Z4= Z3= 28×3.11= 89二 按齿面接触强度设计 计算公式： mm （由P2181式10-21） 1. 确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数小齿轮传递的转矩 N·mm齿宽系数 （由1P156表10-7） 材料的弹性影响系数 Mpa1/2 （由1P201表10-6）区域系数 （由1P217 图10-30）

14、应力循环次数接触疲劳寿命系数 （由1P207图10-19）接触疲劳许用应力取安全系数 取 MPa2. 计算（1）试算小齿轮分度圆直径=70.353mm（2）计算圆周速度 0.786 m/s（3）计算齿宽b及模数mnt mm（5） 计算载荷系数 使用系数 <由1P193表10-2> 根据电动机驱动得动载系数 <由1P210表10-8> 根据v=0. 85m/s 7级精度按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 <由1P196表10-4> 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=1、mm，得 =1.79=1×1.05×1.2×1.

15、424=1.79（6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 <由1P204式(10-10a)> 78.268mm 四 分析对比计算结果对比计算结果，取=3已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d3=99.35mm来计算应有的 取40 取127需满足、互质五 几何尺寸计算1 计算中心距阿a将a圆整为213mm4 计算齿轮宽度b =80.00mm 圆整后 80mm 86mm六 验算< 100N/mm 与初设相符 设计符合要求参照2/P66表9-2，齿轮1、3采用齿轮轴，齿轮2、4采用腹板式。四. 轴及轮毂连接4.1 低速轴的结构设计4.1.1

16、低速轴上的功率P、转速n、转矩TP=3.47kwn=68.6r/minT= N·mm4.1.2估算轴的最小直径低速轴选用材料：45号钢，调质处理。 <由1P370表15-3> 取A 0 =110由于需要考虑轴上的键槽放大,d0 =43.122mm段轴需与联轴器连接，为使该段直径与连轴器的孔径相适应，所以需同时选用连轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性柱销联轴器。<由1P353式（14-3）> 得： <由1P351表（14-1）> 得： 工

17、作情况系数 1<由2P164表（17-4）> 得： 选用HL4型弹性柱销联轴器HL4型弹性柱销联轴器主要参数为：公称转矩Tn1600 N·mm轴孔长度L=112 mm孔径d1 =45 mm图4-1 联轴器外形示意图表4-1 联轴器外形及安装尺寸型号公称扭矩N·m许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmDmm转动惯量kg·m2LT7500360045841900.05504.1.3轴的结构设计(直径,长度来历)一 图4-2 低速轴的结构图二 根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度(1)段与联轴器配合取dI-II=45，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上

18、而不压在轴的端面上取LI-II=84。(2)为了满足半联轴器的轴向定位，段右侧设计定位轴肩，<由2P158表16-9>毡圈油封的轴径取dII-III=50mm由轴从轴承座孔端面伸出15-20mm,由结构定取LII-III=71。(3)轴肩为非定位轴肩，<由2P14815-6初选角接触球轴承取dIII-IV=55考虑轴承定位稳定，LIII-IV略小于轴承宽度加挡油环长度取LIII-IV=27。(4)根据轴上零件（轴承）的定位要求及箱体之间关系尺寸取dIV-V =65m，LIV-V =67(5)轴肩、为定位轴肩,直径应大于安装于轴上齿轮内径610mm,且保证10mm取dV-VI=

19、70mm，LV-VI=18mm(6)段安装齿轮，由低速级大齿轮内径取dVI-VII=65考虑齿轮轴向定位，LVI-VII略小于齿宽，齿轮右端用套筒定位。取LVI-VII =78m。 (7)轴肩至间安装深沟球轴承为6011 取dVII-VIII =55m根据箱体结构 取LVII-VIII=35轴上齿轮、半联轴器零件的周向定位均采用键联接 。由2P119表（11-5），取轴端倒角1.5×45，各轴肩处圆角半径R=1.6mm二、中速轴尺寸图4-3 中速轴尺寸图（1）确定各轴段直径d1=30mmd2 =40mmd3 =50mmd4=40mmd5=30mm（2）确定各轴段长度L1=30mmL2

20、=52mmL3=11mmL4=84mmL5=30mm4.3 高速轴的结构设计4.3.1高速轴上的功率P、转速n、转矩TP=3.84kwn=960r/minT= N·mm4.3.2估算轴的最小直径高速轴选用材料：45号钢，调质处理。 <由1P370表15-3> 取A 0 =110由于需要考虑轴上的键槽放大,d0 =18.509mm段轴需与联轴器连接，为使该段直径与连轴器的孔径相适应，所以需同时选用连轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性柱销联轴器。<由1P35

21、3式（14-3）> 得： <由1P351表（14-1）> 得： 工作情况系数 1.54-4 联轴器外形示意图表4-2 联轴器外形及安装尺寸型号公称扭矩N·m许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmDmm转动惯量kg·m2LT46.3570020521060.00374.3.3轴的结构设计(直径,长度来历)一 高速轴的结构图图4-5 高速轴二 根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度(1)段与联轴器配合取dI-II=20，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上取LI-II=52。 (2)为了满足半联轴器的轴向定位，段右侧设计定位轴肩，<由

22、2P158表16-9>毡圈油封的轴径取dII-III=25mm由轴从轴承座孔端面伸出15-20mm,由结构定取LII-III=55。 (3)轴肩为非定位轴肩，<由2P14815-6初选深沟球轴承6006取dIII-IV=30考虑轴承定位稳定，LIII-IV略小于轴承宽度加挡油环长度取LIII-IV=23。 (4)根据轴上零件（轴承）的定位要求及箱体之间关系尺寸取dIV-V =36m，LIV-V =97 (5)，LV-VI=60mm (6)取dVI-VII=30取LVI-VII =31m。 轴肩安装深沟球轴承为6006 轴上齿轮、半联轴器零件的周向定位均采用键联接 。由2P119表（

23、11-5），取轴端倒角1.5×45，各轴肩处圆角半径R=1.6mm4.2 低速轴强度校核4.2.1作用在齿轮上的力4.2.2 计算轴上的载荷图4-6 载荷分布图(1)垂直面 载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定 (2)水平面 (3) 总弯矩从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，现将计算出的截面C处的MH、M V、M V及M的值例于下表：表4-3 截面C处的MH、M V、M V及M的值表载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=307.49NFNH2=307.49NFNV1=884.764NFNV2=1887.488N弯矩MM H1 =0.44×105N&#

24、183;mmM H2 =1.18×105N·mmMV =1.21×105 N·mm总弯矩M 1=4.56×105 N·mmM 2=2.34×105N·mm扭矩TT=N·mm4.2.3 按弯扭合成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（即危险截面C）的强度。由1P362 表（15-1），得：由1P374 式（15-5），取，轴的计算应力为：4.3键联接强度校核4.3.1低速轴齿轮的键联接1 选择类型及尺寸根据d =65mm，L=78mm，<由2P140表（14-1）>，选

25、用A型，b×h=18×11，L=63mm2 键的强度校核(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = L -b= 63-11=52mmk = 0.5h = 5.5mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，<由1P106表（6-2）>，取p=110MPaT = N.mmp = p 键安全合格4.3.2 低速轴联轴器的键联接1 选择类型及尺寸根据d =45mm，L=84mm，<由2P140表（14-1）>，选用C型，b×h=14×9 L=80mm2 键的强度校核(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl =

26、 Lb/2= 73mmk = 0.5h =4.5 mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，<由1P106表（6-2）>，取p=110MPaT = N.mmp = p 键安全合格4.3.4高速轴齿轮的键联接1 选择类型及尺寸根据d =20mm，L=31mm，<由2P140表（14-1）>，选用A型，b×h=6×6，L=22mm2 键的强度校核(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = L -b= 22-6=16mmk = 0.5h = 3.0mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，<由1P106表（6-2）&g

27、t;，取p=110MPaT = N.mmp = p 键安全合格4.3.5 高速轴联轴器的键联接1 选择类型及尺寸根据d =20mm，L=52mm，<由2P140表（14-1）>，选用A型，b×h=6×6，L=22mm2 键的强度校核(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = L -b= 22-6=16mmk = 0.5h = 3.0mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，<由1P106表（6-2）>，取p=110MPaT = N.mmp = p 键安全合格五. 轴承选择计算5.1 减速器各轴所用轴承代号普通齿轮减速器，其轴的支

28、承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两端固定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。表5-1 轴承型号项目轴承型号外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）dDBD1minD2maxramax高速轴600630551336491中间轴600630551336491低速轴6011559018628315.2低速轴轴承寿命计算5.2.1 预期寿命从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为5年(年工作日为300天)。预期寿命=1×8×300×5=12000 h5.2.2 寿命验算 图5-1 载荷分析

29、图（俯视）1 ) 轴承所受的径向载荷Fr和轴向载荷Fa 2) 当量动载荷P1和P2低速轴轴承选用6311，由1p321表（13-6）得到已知，（常温）由2p145表（15-3）得到Fa1/Cor=0.010,由插值法并由2p144表（15-3），得到e=0.15Fa1/Fr1=473.30/1260.42=0.375>e,由1p321表（13-5）得到X=0.56,Y=2.5P1=fp(XFr1+YFa1)=1.2(0.56x1260.42+2.5x473.30)=1889.09NFa2/C0r=0.048由插值法并由2p144表（15-3），得到e=0.248Fa2/Fr2=1176.

30、55/2271.86=0.0.52>e,由1p321表（13-5）得到X=0.56,Y=1.794P2=fp(XFr2+YFa2)=1.2(0.56x2271.86+1.794x1176.55)=3382.97N取Pmax=P2=3382.97N3）验算轴承寿命因为>，所以按轴承2的受力大小验算h>L >，所以所选轴承可满足寿命要求。六. 减速器的润滑与密封6.1 齿轮传动的润滑各级齿轮的圆周速度均小于12m/s，所以采用浸油润滑。另外，传动件浸入油中的深度要求适当，既要避免搅油损失太大，又要充分的润滑。油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮直径应尽量相近，以便浸油深

31、度相近。6.2 润滑油牌号及油量计算6.2.1 润滑油牌号选择由2P153表（16-2），得：闭式齿轮传动润滑油运动粘度为220mm2/s由2P153表（16-1），得：选用N220工业齿轮油6.2.2 油量计算1）油量计算以每传递1KW功率所需油量为350-700，各级减速器需油量按级数成比例。该设计为双级减速器，每传递1KW功率所需油量为700-1400 实际储油量：由高速级大齿轮浸油深度约0.7个齿高，但不小于10mm；低速大齿轮浸油深度在齿轮半径；大齿轮齿顶距箱底距离大于3050mm的要求得：（设计值为50）6.3 轴承的润滑与密封由于高速级齿轮的圆周速度小于2m/s，所以轴承采用脂润

32、滑。由于减速器工作场合的需要，选用抗水性较好，耐热性较差的钙基润滑脂（GB491-87）。轴承内密封：由于轴承用油润滑，为了防止齿轮捏合时挤出的热油大量冲向轴承内部，增加轴承的阻力，需在轴承内侧设置挡油盘。轴承外密封：在减速器的输入轴和输出轴的外伸段，为防止灰尘水份从外伸段与端盖间隙进入箱体，所有选用毡圈密封。6.4 减速器的密封减速器外伸轴采用 2P158表（16-9）的密封件，具体由各轴的直径取值定，轴承旁还设置封油盘。七. 减速器箱体及其附件7.1 箱体结构形式及材料本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。7.2箱体主要结构尺寸表（单位：mm）表7-1 箱体主要结构尺寸表名称数值(mm)箱座壁厚=8箱盖壁厚1=8箱体凸缘厚度b=12b1=12b2=20加强肋厚m=6.8m1=6.8地脚螺钉直径18地脚螺钉数目n=6轴承旁联接螺栓直径M13箱盖、箱座联接螺栓直径M10轴承盖螺钉直径和数目高速轴选用M