二级圆柱齿轮减速器说明书 参考

1、二级圆柱齿轮减速器院系：姓名：学号：专业班级：2012-6-2目录TOC o 1-5 h z设计任务书1摘要2一、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算4二、传动零件设计计算7 HYPERLINK l bookmark182 o Current Document 三、轴的设计计算及校核16四、箱体的设计及说明21五、键的选择与校核22 HYPERLINK l bookmark222 o Current Document 六、滚动轴承的选择及寿命24 HYPERLINK l bookmark238 o Current Document 七、连轴器的选择25 HYPERLINK l bookm

2、ark246 o Current Document 八、润滑剂及润滑方式的选择和密封26 HYPERLINK l bookmark256 o Current Document 九、设计小结26 HYPERLINK l bookmark258 o Current Document 十、参考文献27机械设计课程设计任务书题目：二级圆柱齿轮减速器一、传动简图图示：1、V带传动，2、电动机，3、二级减速器，4、联轴器，5、输送带，6、卷筒。二、原始数据：输送带工作转矩T=900Nm,滚简直径D=380mm,输送带工作速度V=1.3m/s。三、工作条件：两班制工作，连续单向运转，工作时有轻微振动，室内工

3、作四、使用年限：大修期5年。每年工作300天，使用期限15年。五、输送带速度要求：允许误差5%，设计计算时不考虑带的弹性滑动率。六、设计工作量1、减速器装配图1张（A3）。2、零件图1张（A4）。3、设计说明书1份。七、说明：各设计小组任选一组原始数据即可。齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它的主要优点是：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，可传递空间任意两轴之间的运动和动力；适用的功率和速度范围广；传动效率高，n=0.92-0.98；工作可靠、使用寿命长；外轮廊尺寸小、结构紧凑。由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减数器，用于原动机和工作机或执行机构之间匹配转速和传递矩的作用，在现

4、代机械中应用极为广泛。而齿轮传动方案拟定：选用了V带传动方案和闭式齿轮传动方案。V带传动布置高于高速级，能发挥它的传动平稳、缓冲吸振和过载保护的优点。V带传动的特点：是主、从动轮的轴间距范围大。工作平稳，噪声小。能缓和冲击，吸收报动。摩擦型带传动有过载保护作用。结构简单、成本低、安装方便但外形轮廓较大。摩擦型带有滑动，不能用于分度系统。由于带的摩擦起电，不宜用于易燃易爆的场合。轴压力大，带的寿命较短。不同的带型和材料适用的功率、带速、传动比及寿命范围各不相同。在国内的减速器多以齿轮动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多

5、弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并以生产多种结构形式和多种功率型号的产品。近十年来，由于近代计算机技术与数控技术的发展，使得机械加工精度加工效率大大提高，从推动了机械传动产品的多样化，整机配套的模块化，标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致，美观化。关键词：和动力参数计算1.1

6、选择电动机的容量1.1.1电动机的类型：选择Y系列电动机为全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。1.1.2确定卷筒转速：nwkD1.1.3选择电动机容量：=60 x1000V_60 x1000 x1.3kx380=Zr/min选择电动机所需功率选择电动机时应保证电动机的额定功率p略大于工作机所需的电动机的ed功率p即可，即PPdedd工作机所需功率为TnPw=wKW二9550叮=6.16KW传动装置总效率：耳=耳耳4n2n耳12345niV带传动效率：0.961每对滚动轴承的传动效率：0.993闭式齿轮的传动效率：0.97n4联轴器的传动效率：0.993传动卷筒的传动效率：0.96

7、带入得n=nn4n2nn=096xo.994x0.972x0.99x0.96=0.82512345Pw6.i6Pd=7.47KWn0.825通常取V带传动比常用范围i=24，二级圆柱齿轮减速器i=840，则i2总传动比的范围为i=16160。所以电动机转速的可选范围是：n=ixn=（16160）x65.37二104610459r/mindw符合这一范围的同步转速有1500，3000根据电动机所需功率和转速手册有两种适用的电动机型号，因此有两种传动比方案如下：方案电动机型号额定功率Ped/kw电动机转速（r/min）电动机质量m/kg参考价格/元总传动比同步转速满载转速1Y132S2-27.53

8、000292045104694.542Y132M-47.5150014404991847.11方案1电动机重量轻，价格不便宜，传动比大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑，所以不可取，考虑到电动机的重量和价格等因素，则应该选择方案2,即选定电动机型号为Y132M-4。确定传动装置的总传动比和分配传动比：总传动比：i=m=22.03an65.37w分配传动比：取i=2.5则减速器的传动比i为：i=t=8.81带i2.50取二级斜齿圆柱齿轮减速器高速级的传动比i=1.4i=x/1.4x8.81=3.51ii8.81则低速极的传动比i=2.512i3.511计算传动装置的运动和动力参数：将传

9、动装置各轴由高速轴到低速轴依次编号，定为0轴（电动机轴）、1轴（高速轴）、2轴（中间轴）、3轴（低速轴）、4轴（滚筒轴）；相邻两轴间的传动比表示为i、i、i、i；相邻两轴间的传动效率耳、耳、耳、耳；各轴的0112233401122334转速为n、n、nn;各轴输入转矩为TTTT2341234则各轴的运动和动力参数为：0轴（电机轴）p=p=7.47KW0d1轴（高速轴）p=pn=pn=7.47x0.96=7.17KW1001012轴（中间轴）p=p-n=p-n=7.17x0.99x0.97=6.81kw112123轴(低速轴)p二pn二pnn二6.81X0.99X0.97二6.54KW22322

10、3轴(滚筒轴)p二pn二pnn二6.54X0.99X0.99二6.41Kw334324运动和动力参数如下表：轴名功率P/Kw转矩T/(Nm)转速n/(r/mi)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴7.4749.5414402.50.961轴7.177.10118.88117.695763.510.962轴6.816.74396.32392.36164.12.510.963轴6.546.47955.29945.7465.3810.984轴6.416.358936.3926.9465.38二、传动零件的设计计算21设计V带和带轮2.1.1设计v带：(P=7.5kW,n=1440r/min)查得工作

11、情况系数K=1.1APea二KP=1.1x7.5kW=8.25kW。A根据Pca=8.25kw,n=1440r/min,由课本157页图8-11，选择A型普m通V带，取d二140mmd1d=id=2.5x140mm=350mm。d2d12）验算带速：v=60XT0Sq=兀爲00=10.55m/s25m/s带速在525m/s范围内合适（3）取V带基准长度L和中心距a：d1）根据0.7（d+d）a2（d+d）得346.5a2.323e-1t3：ula-b耳dH(1)确定公式内的各计算数值计算小齿轮的传递的转距试选载荷系数kt=1.3因为大、小齿面均为硬齿面，故宜选取稍小的齿宽系数，现取d=14）由

12、（课本201页表10-6）查得材料的弹性影响系数Z=189.8MPA2E5）由计算齿数比u二=3.516）计算应力循环次数由课本210页10-21e查得c=608=550MPaHlim1Hlim2N=60nJL=60X576X1X8x1X1X300X10=8.294X10811hN=N/3.15=2.363x10821由表10-19查得接触疲劳寿命系数K=1.02K=1.07HN1HN210）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1则Kcxc=NHiHUmi=1.02600Mpa=612MpaH1SKcc=NH2H4im2=1.07550=588.5MpaH2S则接触应力c=CJ+C

13、h!=612+588.5=600.25MpaH22计算：计算小齿轮的分度圆直径d由公式带入得d1t=2.321.3x118.88x1033.51+1x（189.823.511600.25丿mm=63.65mm计算圆周速度ndnnx63.65x576/v=11=1.92m/s60 x100060 x1000计算齿轮宽bb=d=63.65mmd1td63.65m=-1t-=tz241mm=2.652mmh=2.25m=2.25X2.652mm=5.967mmtb/h=63.65/5.967=10.67计算载荷系数K已知有轻微冲击，查（课本表10-2）取KA=1.25根据v=1.92m/s,7级精度

14、，由（课本图108）查得动载系数K=1.06；V由（课本表104）查得K的计算公式和直齿轮的相同，故HPK=1.421HP由（课本表1013）查得K=1.32FP由（课本表103）查得K二K=1故载荷系数HafaK二KKKK=1.25X1.06X1X1.421=1.883AVHaHP按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d=d：K/K=63.651.883/1.3mm=72.011八t计算模数mnd1z1=7202mm=3mm24按齿根弯曲强度设计：由式2KTYYF1）确定计算参数(1)K二KKKKAVFa=1.25X1.06X1X1.32=1.749FP2）查取齿型系数由表105查得Y=2.6

15、5；Y=2.21Fa1Fa23）查取应力校正系数由表105查得Y=1.58；Y=1.775Sa1Sa2计算aFa=500MpaFE1a=380MPaFE2K=0.85K=0.88FN1FN2Kb0.85x500b=fni_fei=303.57MpaF1S1.4Kb0.88x380b=fn2fe2=238.86MPaF2S1.4YY计算大、小齿轮的碍丁并加以比较FYYFl_JalF1=签导=0.01379YYTTF2=苇需=0.01642齿轮的数值大。1）设计计算_3；2灯.883X118.88X13x0.01642=2.981x242对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯

16、曲疲劳强度计算法n面模数，取m=3mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强nd度计算得的分度圆直径d=72.02mm来计算应有的齿数，于是由z=卜=24则z=uX1m2nZ1=3.51X24=84.26取85几何尺寸计算：1）计算中心距7)X2=103.06mm2cos14(z+z)ma=12n2cosBa圆整后取a=103mm2）计算大、小齿轮的分度圆直径d=zm=24X3=72mm1nd=zm=85X3=255mm2n计算齿轮宽度b=d=lX72=72mmd1圆整后取B=72mm，B=77mm212.2.2低速级齿轮设计2.2.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及

17、齿数：1)选用斜齿圆柱齿轮传动2)材料及热处理；选择大，小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,精度等级选用7级精度；3)试选小齿轮齿数Z=24,u=2.574,大齿轮齿数Z=60.24；122.2.2.2按齿面接触强度计设：按下式试算，即1)确定公式内的各计算数值试选Kt=1.3选取尺宽系数=1d由课本图1030查得材料的弹性影响系数Z=189.8Mpai/2E由课本图1021e按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限b=600MpaHlim1b=550MpaHlim2计算应力循环次数N=60nJL=60164.11108300=2.36310811hN=2.363108/2.51=

18、0.9411082查表得接触疲劳寿命系数K=1.09K=1.13HN1HN2计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1则K乂b=nhihlim1=1.09600Mpa=654MpaH1S=H2KbNH2_HLIM2S=1.13x550=621.5Mpa则接触应力】s=（卜+卜）/2=637.75MpaHH1H22）计算(1)试算小齿轮分度圆直径d1t3|d2.23-.itKTu+13i1.3x396.32x1033.51（189.821151L637.75丿mm=94.32mm2)计算圆周速度ndnv=1t160 x1000nx94.32x164.1660 x1000=0.81m/s3

19、)计算齿宽b=d=94.32mmd1t4）计算模数mntd60.73m1ntz241=3.93mmh=2.25m=2.25X3.93mm=8.8425mmnt94.32b/h=10.6678.8425(5)计算载荷系数K根据v=0.81m/s,7级精度，由课本图108查得动载系数K=1.03；V使用系数K=1.25；A由课本表104用插值法差得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时K=1.426HB由课本表10-3查得K=K=18级精度HaFa故载荷系数K=KKKK=1.25X1.03X1X1.426=1.836AVHaFP另由课本198页图10-13得q=1-33；(6)按实际的载荷系数校正所

20、得的分度圆直径，由式(10-10a)得3d1=dJK/K=94.321.836/1.3mm=105.82mm1itt7)计算模数mnd105.82m=i=4mnz2412.2.2.3按齿根弯曲强度设计：由式(10-5)21YYm刁3Fastn心Z2bF1)确定计算参数(1)计算载荷系数KK=KKKK=1.25X1.03X1X1.33=1.712AVFaFP由课本表10-5查得Y=2.65；Y=2.272Fa1Fa22)查取应力校正系数由表10-5查得Y=2.65；Y=0.88TOC o 1-5 h zSa1Sa2Kbb=fnifei=303.57MpaF1SKbb=fn2fe2=238.864

21、MPaF2S计算弯曲疲劳许用应力,取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-12得计算YY大、小齿轮的离st并加以比较F2.65x1.58303.57=0.01378YYja2-F2U=001638YYFi_aiF1小齿轮的数值大。2）设计计算X0.01638=3.38、32X1.712X396.32x1000m三n1X242X取m=4nd2=380几何尺寸计算：（1）计算中心距a=（108+308）/2=208mm将中心距圆整为208mm（2）计算齿轮宽度b=0d=1x108=108mmd1圆整后取B=108mm,B=113mm21三、轴的设计计算及校核3.1低速轴初步确定轴的最小直径选取轴的

22、材料为45钢，调制处理。根据表15-3，取A=112,于是得0dMA=112mm=50.17mm0卄66.857求作用在齿轮上的受力：F=t2T32x955.29X103255二7492.47N3.1.3轴的结构设计3.1.3.1拟定轴上零件的装配方案：输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d（如上图），为了1使所选的轴直径d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的1型号。联轴器的计算转矩T二KT，查表14-1，考虑到转矩变化很caA3小，故取K=1.5,贝VT二1.5x955.29N-m二1432.94N-mAca按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-1985

23、或手册，选用HL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000Nm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=107mm,轴孔直径为55,故1段L1为107mm,D1为55mm密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（采取粘圈油封）故D2取为62mm，由箱体结构和轴承段、端盖装配关系等确定，L2为64mm.滚动轴承处段，D3取为65mm，轴承型号为6013，dXDXB=65mmX100mmX18mm由滚动轴承，档油环及装配关系等确定，L3为15mm过渡轴段，考虑档油环的轴向定位，故取D4为72mm，由装配关系，箱体结构等确定该段的L4为74mm轴环，根据齿轮的轴向定位要求取D5为108mm，L5按

24、照要求取为12mm。低速级大齿轮轴段，按与齿轮的装配关系定D6为72mm,L6为105mm.。滚动轴承段同3相同，D7为65mm，L7为46mm。3.1.4求轴上的载荷：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=1128.273N,FNH2=2411.4O7NFNV1=8O5.22N,FNV2=519.34N弯矩M总弯矩扭矩T弯矩图如上图所示3.1.5按弯扭合成应力校核轴的强度3.1.5.1判断危险截面：由于截面6处受的载荷较大，直径较小，所以判断齿轮处为危险截面根据式课本15-5及上表中的数值，并取a=1,轴的计算应力查得钢材料45调质的L=60，轴上键选用bXhXl=20X12X90p3.2中

25、间轴3.2.1初步确定轴的最小直径：选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15-3，取A=110，于是得0d三A3P=120mm=39.761mmnY172.09选择最小直径为45mm采用深沟球轴承，型号6008dxDxT=45mmx85mmx20.75mm采用两个平键，bxhxL=16mmx10mmx56mm3.3.1初步确定轴的最小直径：选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15-3，取A=112，于是得0&瑞彳2為7=25.96mmmm选择最小直径为30mm米用深沟球轴承，型号30206dxDxT=30mmx62mmx17.25mm名称符号计算公式结果箱座厚度8箱盖厚度8箱盖凸缘厚度12

26、箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉M20直径地脚螺钉数目查手册4轴承旁联结螺栓直径M16盖与座联结螺栓直径d=（0.50.6）d2fM12视孔盖螺钉直径d=（0.30.4）d4fM8定位销直径d=（0.70.8）d2M10d，d，fid至外箱壁的2距离查手册表112262016d,d至f2凸缘边缘距离查手册表1122416外箱壁至轴承端面距离l=C+C+（510）11255大齿轮顶圆与内箱壁距离A1.2l110齿轮端面与内箱壁距离AL210箱盖，箱座肋厚6.86.8轴承端盖外径D=D+（55.5）2380（1轴）85（2轴）125（3轴）轴承旁联结螺栓距离101.（1轴）107（2轴）

27、148（3轴）五、键的选择与校核5.1低速轴键校核：键采用圆头普通平键5.1.1与齿轮联接处的键为键工作长度l=L-b=56-22=70mm，键与轮毂键槽的接触高度K二0.5h二0.5x12mm二6mm查表得6-2查得许用应力LIio0120Mpa，取其中间值pLIllOMpa,p得l=2Tx103=2x858.48x103Mpa=96.18Mpal=110Mpapk1d7x34x75p故合格5.1.2与联轴器联接处键为键CbxhxL二12mmx8mmx100mm查表得6-2查得许用应力L1100120Mpa，取其中间值LI110Mpa,pp键工作长度1=L-b=100-12=88mm,键与轮

28、毂键槽的接触高度K=0.5h=0.5x8mm=4mm得l=2Tx103=2x858.48x103Mpa=72.26Mpal=110Mpapk1d4.5x96x55p故合格中间轴键校核两键均采用圆头普通平键5.2.1与宽齿轮联接处键为：110Mpa，p查表得6-2查得许用应力L1100120Mpa,取其中间值LIp键工作长度1=L-b=5616=40mm，键与轮毂键槽的接触高度K=0.5h=0.5x10mm二5mm故合格5.2.2与细齿轮联接处键为：查表得6-2查得许用应力L1100120Mpa，取其中间值LI110Mpa,pp键工作长度心L-b=36-16=20mm,键与轮毂键槽的接触高度K二

29、0.5h二0.5x10mm二5mmL=2Tx103=2x347.39x103=62.31Mpal=110Mpapkld5x20 x60p故合格高速轴键校核采用圆头普通平键5.3.1选取的键为：110Mpa，p查表得6-2查得许用应力L1100120Mpa,取其中间值LIp键工作长度l=L-b=40-10=30mm,键与轮毂键槽的接触高2Tx103kld2x108.10 x1034x30 x30K二0.5h二0.5x8mm二4mmMpa=60.06MpaQ=110Mpap六、滚动轴承的选择及寿命6.1低速轴轴承6.1.1求比值：根据表135和(GB/T297-94)查得30214型圆锥滚子轴承e

30、值为F0.42，故此时才6.1.2初步计算当量载荷P：根课本据式(138)P=f(XF+YF)pra按照表136，f=1.01.2，取f=1.2pp按照表13-5和(GB/T297-94)X=0.4Y=1.4则P=1.2x(0.4x1324.56+1.4x845.23)N=2741.06N由设计手册查得轴承基本额定动载荷：C=132KNr轴承寿命的校核：寿命合格七、连轴器的选择由于弹性柱销联轴器结构简单，制造容易，装拆方便等优点首先考虑此联轴器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K=1.3，A计算转矩为T=1.3x858.48N-m=1116.0N-mca查手册选用HL4型弹性柱销联轴器其主要参数如下：材料HT200公称转矩T二2000N-mn轴孔直径d=55mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L=107mm.八、润滑剂及润滑方式的选择和密封8.1齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为30mm。滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为1.2v/m，所以采用脂润滑。润滑油的选择考虑到该装置用于小型设备，选用全消耗系统用油L-AN15润滑油。密封方法的选取在轴和轴承配合处内端镶入挡