二级圆柱直齿齿轮减速器设计 精品Word格式文档下载.docx

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3.设计说明书

二、传动方案的分析与拟定

1.传动装置总体设计方案

1）传动装置由三相交流电动机、二级减速器、工作机组成。

2）齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，

要求轴有较大的刚度。

3）电动机转速较高，传动功率大，将带轮设置在高速级。

传动装置简图：

三、电动机的选择计算

已知：

运输机工作卷矩T=660N·

M,运输带工作速度V=0.85m/s,卷筒直径D=330mm.

则nw=（60x1000v）/πD=（60000x0.85）/（3.14x330）=49.2转/min,

Pw=（Txnw）/9550ηw=（660x49.2）/（9550x0.95）=3.58kw

效率范围：

ηv=0.96（v带效率）

ηc=0.97（齿轮传动效率按8级精度）

ηz=0.99（滚动轴承效率）

ηl=0.99（弹性联轴器效率）

η总=ηv·

（ηc·

ηc）·

（ηz·

ηz·

ηz）·

ηl

=0.96x0.97x0.97x0.99x0.99x0.99=0.8677

电动机功率Pd=Pw/η总=3.58/0.8764=4.12kw

又因为额定转速Ped≥Pd=4.08kw,取Ped=5.5kw

传动比范围：

iv=2～４（v带），ir=8～40（二级圆柱齿轮减速器传动比）

i总=iv·

ir=16～160

所以电动机转速范围是：

n0=i总·

nw=（16～160）x49.2=787.2～7872转/min

根据电动机所需功率和转速查表有3种适用的电动机型号，因此有3种传动比方案如下：

型号

额定功率KW

满载转速

r/min

启动转矩

最大转矩

中心H

mm

Y132S-4

Y132S1-2

Y132M2-6

5.5

1440

2900

960

2.2

2.0

2.3

132

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第1种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y132S-4

四、传动装置的运动及动力参数的选择和计算

1.确定传动装置的总传动比和分配传动比

i总=n0/nw=1440/49.2=29.27

取iv=3,则ir=9.757,又ir=i1·

i2,i1=（1.2～1.3）i2,所以i1=3.56,i2=2.74

（i1为高速级传动比，i2为低速级传动比）

2.计算传动装置的运动和动力参数

1）各轴转速（r/min）

n0=1440r/min

nⅠ=n0/iv=480

nⅡ=nⅠ/i1=134.83r/min

nⅢ=nⅡ/i2=49.2r/min

2）各轴输入功率（kW）

P0=Ped=5.5kW

PⅠ=P0×

ηv=5.5×

0.96=5.28kW

PⅡ=PⅠ×

ηz×

ηc=5.28×

0.99×

0.97=5.07kW

PⅢ=PⅡ×

ηc·

ηz=5.07×

0.97×

0.99=4.87kW

Pw=PⅢ×

ηl·

ηz=4.87×

0.99=4.77kW

3）各轴输入扭矩（N.m）

T0=9550×

Ped/n0=36.476N.m

TⅠ=9550×

PⅠ/nⅠ=105.05N.m

TⅡ=9550×

PⅡ/nⅡ=359.1N.m

TⅢ=9550×

PⅢ/nⅢ=945.3N.m

运动和动力参数结果如下表

编号

理论转速（r/min）

输入功率（kw）

输入转矩（N·

m）

传动比

效率

电机轴0

36.476

0.96

高速轴

480

5.28

105.05

3.56

0.9603

中间轴

134.83

5.07

359.1

2.714

低速轴Ⅲ

49.2

4.87

945.3

滚筒轴w

4.77

660

\

0.9801

五、传动零件的设计计算

1.V带设计

（1）计算功率

根据公式Pc=Ka·

Pd.Ka查课本第218页表13-8，取Ka=1.2.

则Pc=1.2·

5.5=6.6kw

（2）选v带型号

选取普通V带，由课本图13-15可知，选用A型计算

（3）大、小带轮基准直径d1,d2

按表13-9取d1>

75，取d1=100mm

d2=i0（1-£

）=3x0.992x100=294mm

（4）验算带速

V=∏d1n1/60000=∏x100x1440/60000=7.356m/s,

又5m/s<

V<

25m/s,故带速合适

（5）V带基准长度Ld和中心距a

此时实际传动比io实=d2/d1=294/100=2.94

ao=1.5（d1+d2）=1.5x394=591mm,

取ao=600mm,符合0.7（d1+d2）<

ao<

2（d1+d2）

带长Lo=2ao+π/2（d1+d2）+（d2-d1）（d2-d1）/4ao=1834.3mm

查表13-2，对A型带选用Ld=2000mm

（6）验算小带轮包角α1

α1=180°

-（d2-d1）×

57.3°

/a

=163.7°

120°

满足要求

（7）V带根数z

n1=1440转/min,d1=100mm,

查表13-13,得Po=1.32kw,传动比i=d2/d1/（1-£

）=3

查表13-15,得⊿Po=0.17kw

有α1=163.7°

，查表13-7,得Kα=0.96

查表13-7,得Kl=1.03,

根据公式Z=Pc/（Po+⊿Po）/KαKl=4.48,取Z=5根

2．高速级齿轮的设计

输入功率PⅠⅠ=5.28KW，小齿轮转速nⅠ=480r/min齿数比u=3.56，寿命均为6年.每年按300天计算,单班工作制（每天10小时）

A.选定高速级齿轮的类型，精度等级，材料

（1）选用直齿圆柱齿轮；

（2）由于工作平稳，速度不高，选用8级精度；

（3）材料选择：

选择小齿轮材料为45（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS；

（4）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数为Z2=3.56*24=85.44取Z2=86；

B.按齿面接触强度设计

由计算公式（10-21）进行计算，即

d1≥

确定公式内的各计算数值：

（1）试选Kt=1.5

（2）选取区域系数ZH=2.5

（3）查的εa1=0.312,εa2=0.682,

εa=εa1+εa2=1.0

（4）计算小齿轮传递的转矩

T1=9550000P1/n1=105050N.mm

（5）选取齿宽系数φd=0.8

（6）查表13-7,得Ze=188

（7）具表11-5，取SH=1.0,SF=1.25.具表11-1，取

[бH]1=бHlim1／SH=580/1.0＝580Mpa

[бH]2=бHlim2／SH=380/1.0=380Mpa

[бF]1=бFE1／SF=450/1.25＝360Mpa

[бF]2=бFE2／SF=310/1.25=248Mpa

[бH]=[бH]2=380Mpa

计算出d1=91.695mm,则

模数m=d1/z1=91.7/24=3.82mm,具表4-1，取m=4mm.

实际的d1=z1×

m=24x4=96mm,d2=z2×

m=86x4=344mm

齿宽b=φdd1=0.8x91.7=73..36,取b2=75mm,b1=80mm.

中心距a=（d1+d2）/2=（96+344）/2=220mm

C.验算轮齿弯曲强度

YFa1=2.76,YSa1=1.48

YFa2=2.23,YSa2=1.78

бF1=2KT1YFa1YSa1/（b2xmxmxz1）=

2x1.5x105050x2.76x1.48/（75x4x4x24）=44.7MPa<

[бF]1=360Mpa

бF2=бF1xYFa2xYSa2/（YFa1xYSa2）=46MPa<

[бF]2=248Mpa

检验安全。

D.齿轮的圆周速度

V=∏d1n1/60000=∏x96x480/60000=2.41m/s

对照表11-2可知选用8级精度是合宜的

3．低速级齿轮的设计

输入功率PⅠ=5.07KW，小齿轮转速nⅠ=134.83r/min齿数比u=2.714，寿命均为6年.每年按300天计算,单班工作制（每天10小时）

选择小齿轮材料为45（调质），硬度为235HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为190HBS，二者材料硬度差为45HBS；

（4）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数为Z2=2.714*24=65.136取Z2=66；

（1）试选Kt=1.5

（2）选取区域系数ZH=2.5

（3）查的εa1=0.456,εa2=0.544,

T1=9550000P2/n2=359107.77N.mm

计算出d1=141.1mm,则

模数m=d1/z1=141.1/24=5.88mm,具表4-1，取m=6mm.

m=24x6=144mm,d2=z2×

m=66x6=396mm

齿宽b=φdd1=0.8x144.1=112.88,取b2=155mm,b1=120mm.

中心距a=（d1+d2）/2=（144+396）/2=270mm

YFa2=2.3,YSa2=1.73

бF1=2KT1YFa1YSa1/（b2xmxmxz1）=44.29MPa<

бF2=бF1xYFa2xYSa2/（YFa1xYSa2）=45.47MPa<

V=∏d1n1/60000=∏x144x134.83/60000=1.016m/s

六、轴的设计计算

1.高速轴：

1）求输出轴上的功率P=5.28kw，转速n=480r/min，转矩T=105.05N.m

2）作用在齿轮上的力

已知高速级齿轮的分度圆直径为d=96mmFt=

2188.54N

820.95N

Fa=Ft*tanβ=545.66N

3）初步确定轴的最小直径

初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理。

取

=24.46mm

又轴上有单个键槽，轴径增加百分之5，取d=26mm，电动机轴的直径为28mm，整体具有一定的协调性。

4）轴的结构设计

（1）端盖端面距离带轮端面30mm；

（2）初步选取轴承

因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承，0组游隙，7208AC型。

（3）取齿轮距箱体内壁之距离a=10mm。

考虑到箱体的铸造误差,在确定轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=25mm；

（4）又齿轮为油润滑，轴承为脂润滑，添加挡油环，挡油环和轴肩长为24mm；

（5）齿轮的宽度为B=75mm，且为齿轮轴；

（6）为方便轴承的安装，轴承两端做成阶梯。

（7）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

轴承承受径向力，角接触球轴承7213AC型

参照工作要求并根据d3=65mm

其dxDxB=65x120x23.L3=23mm

（8）小齿轮的分度圆直径为96mm,其齿顶圆直径（96+8=104mm）到键槽底部的距离9mm,故

轴上的齿轮必需和轴做成一体，为齿轮轴，故d5=104mm为齿顶

圆直径，d3=d7=65mm，各轴径段长度由箱体内部结构和联轴器轴孔长度确定。

则轴的各段直径和长度：

d1=20mm

d2=48mmn

d3=65mml3=23mm

d4=80mm

d5=104mm

d6=76mm

d7=65mm

（9）确定轴上的圆角和倒角尺

轴端倒角皆为

圆角半径为1mm

2.中间轴：

1）求输出轴上的功率P=5.07kw，转速n=134.83r/min，转矩T=359.1N.m

中速级小齿轮：

分度圆直径为144mm

Ft=

4987.5N

中速级大齿轮：

因为中速级大齿轮和高速级小齿轮啮合，所以他们之间的力的大小相等，即

Ft=

取A0=110

=36.85mm

又轴上有1个键槽，轴径增加百分之5，取d=38.69mm

（1）初步选取轴承

轴承用7210AC型；

（2）又轴承为油润滑，添加挡油环；

（3）总长L=262mm

（4）为使套筒能够压紧齿轮，轴段应略短于轮毂宽度,取宽度为60mm；

（5）齿轮轴向采用轴肩与轴环定位,轴肩高度4mm,取d=48mm。

（6）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度,轴承承受径向力，参照工作要求并根据，d2=40mm,角接触球轴承7210AC型，其dxDxB=50x90x20,

d2=40mmm

d3=46mm

d4=40mm　

3.低速轴

1）求输出轴上的功率P=4.87kw，转速n=49.2r/min，转矩T=945.3N.m

已知低速级大齿轮的分度圆直径为d=396mm

Ft=

4774.2N

根据课本表15—3，取

=50.88mm

因为轴上有两个键槽，轴颈增加10％-15％

所以dmin=（10％+1）*50.88=56mm

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号：

齿式联轴器。

（1）为了半联轴器的轴向定位,轴段右端需要制出一轴肩,直径d=65mm.

（2）选择滚动轴承。

因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承，7213AC型。

（3）采用轴套进行轴向定位。

（4）取安装齿轮处的轴段d=62mm;

齿轮的左端与左轴承之间采用轴套定位。

为了使轴套端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,取宽度为95mm。

齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高5mm,取d=72mm；

（5）求轴上的载荷及校验

对于7213AC型角接触球轴承,a=33.5mm,简支梁的轴的支承跨距如下

L3=83.1mm，L2=119.1mm

Ft=FNH1+FNH2

FNH1×

L2=FNH2×

L3

得，FNH1=5588.243N，FNH2=3899.137N

MNH=FNH1×

L2=464.38N·

m

Fr=FNv1+FNv2

FNv1×

L2=FNv2×

L3+Ma

Ma=Fa×

D/2=141.93

得，FNV1=1835.3N，FNV2=653.6N

Mv1=127.5N·

Mv2=74.15N·

M1=183.07N·

M2=131.36N·

载荷

水平

垂直

支反力F

FNH1=5588.243NFNH2=3899.137N

FNV1=1835.3N

FNV2=653.6N

弯矩

MH=464.38N.m

Mv1=127.5N.m

Mv2=74.15N.m

总弯矩

M1=183.07N.m

M2=131.36N.m

扭矩T

T=945.3N.m

轴的载荷分析图

按弯曲扭转合成应力校核轴的强度

=

=7.69MPa

选轴材料为45钢，调质处理。

查表15-1得[

]=60MPa

〈[

]此轴安全

（6）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度,轴承承受径向力，参照工作要求并根据，d2=62mm,角接触球轴承7213AC型，其dxDxB=65x120x23,

d1=58mmL1=140mm

d2=62mmmL2=119.1mm

d3=66mmL3=83.1mm

d4=70mmL4=120mm

d5=80mmL5=10mm

d6=76mmL6=120mm

d7=66mmL7=40mm

七、滚动轴承的选择和计算

减速器各轴所用轴承代号及尺寸

外形尺寸（mm）

安装尺寸（mm）

内径d

外径D

宽度B

da

min

Da

max

ra

7208AC

40

80

18

47

73

1

7210AC

50

90

20

57

83

低速轴

7213AC

65

120

23

74

111

1.5

输出轴轴承计算

角接触球轴承7213AC的α=25°

其基本额定动载荷C=53.8kN,基本额定静载荷C0=46.0kN

预期寿命

=3×

300×

8=7200h

1）轴承所受的径向载荷Fr和轴向载荷Fd

内部轴向力:

Fd1=0.68Fr1=2152.58N

Fd2=0.68Fr2=787.44N

Fae=1885N

因为Fae+Fd2>

Fd1

所以被“压紧”的轴承1Fa1=Fae+Fd2=2672.44N

被“放松”的轴承2Fa2=Fd2=787.44N

2）当量动载荷P1和P2

低速轴轴承选用7213AC，由于有轻微震动，取

Fa1/Fr1=0.84>

e,查表13-5取X=0.41,Y=0.87

P1=fp（XFr1+YFa1）=3985.19N

Fa2/Fr2=e,取X=1,Y=0

P2=fp（XFr2+YFa2）=1158.0N

取Pmax=3985.19N

3）验算轴承寿命

因为

>

，所以按轴承1的受力大小验算

L>

L′h

所选轴承可满足寿命要求.

八、键联接选择和计算

1．高速轴带轮的键联接

根据d=26mm，查机械课程设计手册，选用A型，b×

h=8×

7，

L=32mm

2．中间轴齿轮的键联接

根据d小=40mm，查机械课程设计手册，选用A型，b×

h=12×

8，

L=25mm

根据d大=44mm，查机械课程设计手册，选用A型，b×

h=14×

9，

L=50mm

3．低速轴齿轮的键联接

（1）选择类型及尺寸

根据d=62mm，查机械课程设计手册，选用A型，b×

h=20×

12，

L=80mm

（2）键的强度校核

a.键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k

l=L-b=80-20=60mm

k=0.5h=6mm

b.强度校核

此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，

查表6-2，有轻微震动，取[σp]=110MPa

TⅢ=945.3N.m

σp=101.6<

[σp]

键安全合格

4.低速轴联轴器的键联接

1选择类型及尺寸

根据d=56mm，查机械课程设计手册，选用C型，b×

h=16×

10,

L=70mm

2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k

l=L–b/2=66mm

k=0.5*h=5mm

（2）强度校核

σp=102.3<

[σp]

九、联轴器的选择

1.类型选择.

选取联轴器的型号：

齿式联轴器

十、减速器箱体的设计

采用HT200铸造箱体，水平剖分式箱体采用外肋式结构。

箱内壁形状简单，润滑油流动阻力小，铸造工艺