二級展開式圓柱齒輪減速器設計說明書

1、 設計計算及說明主要結果1 引言（1）運輸帶工作拉力：；（2）運輸帶工作速度：；（3）滾筒直徑：；（4）工作壽命：10年單班制工作；（5）工作條件：連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動。2 傳動裝置設計2.1 傳動方案展開式二級圓柱齒輪減速器，如圖1所示。圖1 減速器傳動方案 展開式二級圓柱齒輪減速器傳動路線如下：電動機聯(lián)軸器減速器聯(lián)軸器帶式運輸機采用二級圓柱齒輪設計，其效率高，工作耐久，且維修簡便。高，低速級均采用直齒齒輪，傳動較平穩(wěn)，動載荷也較小，可以勝任工作要求。但其齒輪相對于支承位置不對稱，當軸產(chǎn)生彎扭變形時，載荷在齒寬上分布不均勻，因此在設計時應將軸設計的具有較大的剛度。同時由于減速傳動，

2、使輸出端扭矩較大，在選擇軸和軸承的時候要特別注意。2.2 選擇電機2.2.1 類型Y系列三相異步電動機。2.2.2 型號 （1）電動機容量 1、工作機所需功率 ， 2、電動機的輸出功率查參考文獻1表12-8得：彈性連軸器傳動效率，齒輪聯(lián)軸器傳動效率閉式圓柱齒輪選用8級精度的齒輪傳動效率滾子軸承傳動效率傳動裝置總效率=0.892 3、電動機的額定功率由參考文獻1表20-1選取Y132M-4型號電動機額定功率 (2)電動機的轉速 1、工作機主軸轉速 2、各級傳動比可選范圍 查參考文獻1表2-2得兩級展開式圓柱齒輪減速器的傳動比范圍為8-40 3、電動級轉速的確定 電動機可選轉速范圍從參考文獻1 表

3、19-1查得：同步轉速為1500r/min滿載轉速為1440r/min電動機額定功率。制表如下：電動機型號額定功率（kw）電動機轉速（r/min）同步滿載Y132M-4415001440 4、電動機的主要技術數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸 由參考文獻1表19-3得到電動機型號為Y132M-4，主要技術數(shù)據(jù)如下：型號額定功率（kW）滿載轉速（r/min）Y132M-4414402.2電動機的主要外形尺寸和安裝尺寸如下表。中心高H外形尺寸底腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸裝鍵部位尺寸112122.3 傳動傳動比分配2.3.1 總傳動比2.3.2 分配各級傳動比取22.4 傳動裝置的運動和動力參數(shù) 2.4.1

4、 各軸轉速n（r/min） 電動機軸為0號軸，高速到低速各軸依次為1、2、3號軸2.4.2 各軸輸入功率P（kW）2.4.3 各軸扭矩T（Nm） 最終數(shù)據(jù)如下：項目電動機軸1234轉速（r/min8489.1889.18功率（kw）3.1063.092.942.792.71轉矩（N.m）20.6320.5092.67299.16290.24傳動比14.7553.3961效率0.9940.95060.95060.97023 傳動零件設計3.1 高速級3.1.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）按照給定的設計方案可知齒輪類型為直齒圓柱齒輪；（2）電動機為一般工作機

5、，速度不高，選擇8級精度；（3）材料選擇選取：小齒輪的材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪的材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS；（4）選小齒輪的齒數(shù)為大齒輪的齒數(shù)為取3.1.2 按齒面接觸強度設計： （1）確定公式內的各計算數(shù)值：1）初選 4）計算小齒輪傳遞的轉矩 5）由參考文獻2 表10-6查取材料彈性影響系數(shù)：6）根據(jù)參考文獻2 表10-7 取7）由參考文獻2 圖10-21 （d）按齒面硬度查得，小齒輪的接觸疲勞強度極限： 大齒輪的接觸疲勞強度極限： 8）計算應力循環(huán)次數(shù)：9）由參考文獻2 圖10-19由循環(huán)次數(shù)查得，接觸疲勞壽命系數(shù)： ，10）

6、接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù) S1，得：11)許用接觸應力的計算 （2）計算1)試算小齒輪分度圓直徑2）計算圓周速度3）計算齒寬及模數(shù)5）計算載荷系數(shù)由參考文獻2表10-2得使用系數(shù)，由圖10-8得動載系數(shù)由表10-4 ，圖10-13 直齒輪故載荷系數(shù)為6）按實際載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑7）計算模數(shù)3.1.3 按齒根彎曲強度設計（1）確定計算參數(shù)1）由文獻2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限 2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)3)計算彎曲疲勞強度許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 4）計算載荷系數(shù)5）查取齒形系數(shù)由文獻2表10-56）查取應力

7、校正系數(shù)由文獻2表10-57）計算大、小齒輪的并比較大齒輪數(shù)值大（2）計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)。因此，取已可滿足彎曲強度的要求，需按齒面接觸疲勞強度所得的分度圓直徑來計算齒數(shù)。取圓整取3.1.4 相關幾何尺寸的計算（1）中心距（2）計算大、小齒輪的分度圓直徑（3）計算齒輪寬度取3.2 低速級3.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）按照給定的設計方案可知齒輪類型為直齒圓柱齒輪；（2）電動機為一般工作機，速度不高，選擇8級精度；（3）材料選擇選?。盒↓X輪的材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪的材料為45鋼（調質

8、），硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS；（4）選小齒輪的齒數(shù)為大齒輪的齒數(shù)為 取3.2.2 按齒面接觸強度設計： （1） 確定公式內的各計算數(shù)值： 1）初選 2）計算小齒輪傳遞的轉矩 3）由參考文獻2 表10-7選取齒寬系數(shù)4）由表10-6查取材料彈性影響系數(shù)：5）由參考文獻2 圖10-21 （d）按齒面硬度查得，小齒輪的接觸疲勞強度極限： 大齒輪的接觸疲勞強度極限： 6）計算應力循環(huán)次數(shù)： 7）由參考文獻2 圖10-19由循環(huán)次數(shù)查得，接觸疲勞壽命系數(shù)： ，8）接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù) S1，得：10)許用接觸應力的計算 （2）計算1)試算小齒輪分度圓直徑2）計算圓

9、周速度3）計算齒寬及模數(shù)45）計算載荷系數(shù)由參考文獻2表10-8得動載系數(shù)由表10-4 ，查圖10-13由表10-2得使用系數(shù).25直齒輪故載荷系數(shù)為6）按實際載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑7）計算模數(shù)3.2.3 按齒根彎曲強度設計（1）確定計算參數(shù)1）由文獻2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限 2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)3)計算彎曲疲勞強度許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 4）計算載荷系數(shù) 5）查取齒形系數(shù)由文獻2表10-56）查取應力校正系數(shù)由文獻2表10-57）計算大、小齒輪的并比較大齒輪數(shù)值大（2）計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面

10、模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)。因此，取已可滿足彎曲強度的要求，需按齒面接觸疲勞強度所得的分度圓直徑來計算齒數(shù)。取取圓整取3.2.4 相關幾何尺寸的計算（1）中心距圓整為（2）計算大、小齒輪的分度圓直徑（36）計算齒輪寬度圓整后齒輪參數(shù)如下：高速級 大210210512744小442249低速級大2452.59815873小72.529784 軸的設計4.1 低速軸的設計4.1.1 低速軸的運動參數(shù)功率轉速轉矩4.1.2 初步確定軸的最小直徑輸出軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的直徑。選取軸的材料為45鋼調質處理。為使所選軸的直徑 與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器計算轉

11、矩由文獻1表14-1，考慮到轉矩變化很小，取轉矩 應小于聯(lián)軸器公稱轉矩，選用LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其 ，半聯(lián)軸器孔徑 ，故取 ，半聯(lián)軸器長度 ，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。4.1.3 軸的結構設計（1）擬定方案如下圖所示（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,1軸段右端需制出一軸肩，故取2段的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取密封圈直徑d=50mm。半聯(lián)軸器與軸配合的彀孔長度為84mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故取1段的長度應比配合長度略短一些，取。2）初步選擇滾動軸承因軸承承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承，參照工

12、作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄初步選取0尺寸系列，標準精度等級的深溝球軸承6011，則，故；而。各軸徑段長度由箱體內部結構和聯(lián)軸器軸孔長度確定。 則軸的各段直徑和長度。 (3) 軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。按和由文獻1查得平鍵，配合為H7/r6。按和由文獻1查得平鍵，配合為H7/r6。(4) 確定軸上圓角和倒角尺寸軸端倒角皆為圓角半徑為1mm4.2 高速軸的設計4.2.1 高速軸的運動參數(shù)功率轉速轉矩4.2.2 作用在齒輪上的力 高速級大齒輪的分度圓直徑為4.2.3 初步確定軸的最小直徑輸出軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的直徑。由于設計為齒輪軸，選取軸的材料為40Cr

13、調質處理。為使所選軸的直徑 與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器計算轉矩由文獻1表14-1，考慮到轉矩變化很小，取轉矩 應小于聯(lián)軸器公稱轉矩，選用LT3型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其 ，半聯(lián)軸器孔徑 ，故取 ，半聯(lián)軸器長度 ，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。4.2.4 軸的結構設計（1） 擬定方案如下圖所示（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸承承受徑向力，選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù) 初選深溝球軸承6005， 其. (3)小齒輪的分度圓直徑為44mm,其齒根圓直徑(44-2.5 2=39mm)到鍵槽底部的距離e2mt 4mm,故I軸上的齒 輪必需和軸做成一體，為齒輪軸，故

14、為齒頂 圓直徑，各軸徑段長度由箱體內部結 構和聯(lián)軸器軸孔長度確定。 則軸的各段直徑和長度： （4）軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。按和由文獻1查得 ,長為22mm ，配合 ；（5）確定軸上的圓角和倒角尺寸軸端倒角皆為圓角半徑為1mm4.3 中間軸的設計4.3.1 中間軸軸2上的運動參數(shù)功率轉速轉矩4.3.2 初步確定軸的最小直徑采用齒輪軸故選取軸材料40Cr，調質處理4.3.3 軸的結構設計（1）方案如下圖所示（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸承承受徑向力，選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，初選深溝球軸承6006 ，其 （3） 軸上零件的周向定位小齒

15、輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。， 配合選用平鍵， ；大齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。，配合選用平鍵， ；（4）確定軸上的圓角和倒角尺寸軸端倒角皆為圓角半徑為1mm4.4 中間軸的彎矩和扭矩4.4.1 求軸上載荷首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖(如下圖)。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值，對于深溝球軸承6006軸承，由手冊中查取a=20 。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。1）確定力點與支反力與求軸上作用力2）作用在齒輪上的力 高速級大齒輪的分度圓直徑為 低速級小齒輪的分度圓直徑為 做出軸的彎矩圖和扭矩圖 從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖可以看出危險截面?，F(xiàn)將計算出危險截面

16、處的力矩值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T4.5 校核中間軸的強度4.5.1 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)上表中的數(shù)值，并取,軸的計算應力選定軸的材料為45鋼，調質處理，由文獻2表15-1查得。因此,故安全。 5 滾動軸承的選擇5.1 低速軸上的軸承5.1.1 軸承的選擇 軸承承受徑向力，選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù),選取深溝球軸承6011，則 。5.1.2、校核 軸上齒輪受力軸轉速 ，運轉中有輕微沖擊，要求壽命 ，查深溝球軸承樣本可知6011深溝球軸承的基本額定載荷 基本額定靜載荷（1） 軸承受到的徑向

17、載荷 和 （2）求當量動載荷 和 由文獻2表13-5查得 因軸承在運轉過程中有為輕微沖擊，由文獻2表13-6， ，取。則 （3）驗算軸承壽命因為 ，所以按照軸承1受力大小驗算故所選軸承滿足工作要求，安全。5.2 高速軸上的軸承5.2.1 軸承的選擇由軸的設計中已選定的軸承型號為深溝球軸承。參照工作要求，初選深溝球軸承6005其尺寸為 。5.3 中間軸上的軸承5.3.1 軸承的選擇由軸的設計中已選定的軸承型號為深溝球軸承。參照工作要求，初選深溝球軸承6006 其尺寸為 。6 鍵連接的選擇6.1 低速軸上的鍵6.1.1 鍵的選擇由軸的設計可知，低速軸上左端的鍵尺寸為右端的鍵的尺寸為 6.1.2 連

18、接強度校核鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由文獻2表6-2查得許用擠壓應力 ，取 左端的鍵：工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 由文獻2式（6-1）可得故鍵足夠安全鍵的標記為：GB/T 1096-2003鍵 右端的鍵：工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 由文獻2一式（6-1）可得故鍵足夠安全鍵的標記為：GB/T 1096-2003 鍵 6.2 高速軸上的鍵6.2.1 鍵的選擇由軸的設計可知， 高速軸上的鍵的尺寸為6.2.2 連接強度校核鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由文獻2表6-2查得許用擠壓應力 ，取 工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 由文獻2一式（6-1）可得故鍵足夠安全鍵的標記為：GB/T 1096-200

19、3 鍵 6.3 中間軸上的鍵6.3.1 鍵的選擇由軸的設計可知，左端的鍵尺寸為右端的鍵的尺寸為 6.3.2 連接強度校核鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由文獻2表6-2查得許用擠壓應力 ，取 左端的鍵：工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 由文獻2式（6-1）可得故鍵足夠安全鍵的標記為：GB/T 1096-2003鍵 右端的鍵：工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 由文獻2一式（6-1）可得故鍵足夠安全鍵的標記為：GB/T 1096-2003 鍵 7 減速器箱體與附件的設計減速器機體結構尺寸如下：名稱符號計算公式結果箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑M16地腳螺釘

20、數(shù)目a250,n=44軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M12箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）M8視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）M6定位銷直徑=（0.70.8）6，至外機壁距離查參考文獻1表4-2221816，,至凸緣邊緣距離查參考文獻1表4-2201614外機壁至軸承座端面距離=+（812）42大齒輪頂圓與內機壁距離47.5齒輪端面與內機壁距離12機蓋，機座肋厚軸承端蓋外徑+（55.5）77軸承旁聯(lián)結螺栓距離94通氣簡易式通氣器選用M201.5 油尺選用M12 8 潤滑與密封8.1 傳動件的潤滑對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，齒輪圓周速度小于等于12m/s,所以采用浸油潤滑，將傳動件的一部分浸入油中，傳動件回轉時，粘在其上的潤滑油被帶到嚙合區(qū)