二级展开式圆柱齿轮减速器设计说明书.docx
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二级展开式圆柱齿轮减速器设计说明书
机械设计与制造实践
设计计算说明书
设计题目：
二级展开式齿轮减速箱
2015年1月16日
主要结果
设计计算及说明1引言
（1）
F=2200N
V=1.1m/s
D=240mm
运输带工作拉力：
F2200N;
（2）运输带工作速度：
v1.1m/s（5%）；
（3）滚筒直径：
D240mm；
（4）工作寿命：
8年双班制工作；
（5）工作条件：
两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作,有粉尘，环境最高温度35Eo
2传动装置设计
2.1传动方案
展开式二级圆柱齿轮减速器，如图1所示。
lk
d
B1
1
屮
1
11
1
-
XX
1
1
ill1
I
1
1
1卩1
1
图1减速器传动方案展开式二级圆柱齿轮减速器传动路线如下:
*带式运输
采用二级圆柱齿轮设计，其效率高，工作耐久，且维修简便。
高，
低速级均采用直齿齿轮，传动较平稳，动载荷也较小，可以胜任工作要
求。
但其齿轮相对于支承位置不对称，当轴产生弯扭变形时，载荷在齿
宽上分布不均匀，因此在设计时应将轴设计的具有较大的刚度。
同时由
于减速传动，使输出端扭矩较大，在选择轴和轴承的时候要特别注意。
2.2选择电机
2.2.1类型
丫系列三相异步电动机。
2.2.2型号
（1）电动机容量
1、工作机所需功率Pw
v1.1m/s，F2200N，D240mm，w0.95
cFv22001.1cm\
巳2.56（kw）
1000w10000.95
2、电动机的输出功率PdPw-
a
查参考文献⑸表2-4得：
弹性连轴器传动效率10.99，
闭式圆柱齿轮选用8级精度的齿轮传动效率20.97
滚动轴承传动效率3
传动装置总效率a=
PPW2.56
da0.895
3、电动机的额定功率
由参考文献［1］表12-5选取丫132S-6型号电动机
0.99
22
23=0.895
2.86（kw）
Pw2.56（kw）
0.895
Pd2.86kw
Ped3kw
额定功率Ped3kw
电动机的转速
、工作机主轴转速
'w
6010001.1n”87rmin
240
、各级传动比可选范围
查参考文献⑸表2-1得
两级展开式圆柱齿轮减速器的传动比范围ia为9-36
、电动级转速的确定
电动机可选转速范围
ni”n”（9~36）87783~3132rmin
maw
从参考文献［1］表12-1查得:
同步转速为1000r/min
满载转速为960r/min
电动机型号
额定功率
（kw）
电动机转速（r/min）
同步
、卄+［、，满载
Y132S-6
3
1000
960
、电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸
电动机额定功率Ped3kw。
制表如下:
同步转速
1000r/min
满载转速
960r/min
Y132S-6
由参考文献［1］表12-1得到
电动机型号为Y132S-6,主要技术数据如下:
型号
额定功率
（kW
满载转速
（r/min）
堵转转矩额定转矩
Y132S-6
3
960
2.0
电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下表。
外形尺寸
底脚安
地脚螺栓
轴伸
装键部
中心
高H
LACADHD
装尺寸
孔直径
尺寸
位尺寸
2
AB
W
DE
FG
112
400305265
190140
12
2860
824
2.3
传动传动比分配
2.3.1
总传动比
ia
nm
nw
96011
87
2.3.2
分配各级传动比
L3.71
i22.97
ia
i11i1i2
1.25i2
2.97
I2
3.71
取22.4传动装置的运动和动力参数
2.4.1各轴转速n（r/min）
电动机轴为0号轴，高速到低速各轴依次为1、2、3号轴
n。
960r/min
I。
960r/min960r/min
1
n°960r/min
n,960r/min
n2259r/min
n387r/min
nm
960r/min259r/min
13.71
nm
i°i1i2
_1440_「/min87r/min
13.712.97
n°87r/min
'3
2.4.2各轴输入功率P（kW
巳
Pd
3kw
P
30
.990.99kw2
.94kw
P2
2.94
0.970.99kw
2.86kw
P3
2.86
0.970.99kw
2.68kw
P03kw
P2.94kw
P2.82kw
P2.68kw
2.4.3各轴扭矩T（N?
mm）
t°
9550
106
P3
d9550Nm
nm960
29.84Nm
9550
P1
n1
2.94“
9550Nm
960
29.25Nm
T2
9550
P2
9550
T3
9550
n2
2・82n
259
103.98N
T029.84Nm
T29.25Nm
T2103.98Nm
T3294.18Nm
P3
n3
9550
28>
294.18N
最终数据如下:
项目
电动机轴
1
2
3
转速（r/min）
960
1440
302.84
89.18
功率（kw）
3.0
2.94
2.82
2.68
转矩（N.m）
28.84
29.25
103.98
294.18
传动比
1
3.71
2.97
效率
0.9801
0.9603
0.9603
3传动零件设计
3.1高速级
3.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1）按照给定的设计方案可知齿轮类型为直齿圆柱齿轮;
（2）电动机为一般工作机，速度不高，选择7级精度；
（3）材料选择
z123
z286
选取：
小齿轮的材料为40Cr（调质），硬度为280HBS大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS二者硬度差为40HBS
（4）选小齿轮的齿数为乙23
大齿轮的齿数为z2i1233.7185.33取z286
3.1.2按齿面接触强度设计：
d
1t
2.323
KEu1Ze
Kt1.3
（1）确定公式内的各计算数值：
1）初选Kt1.3
4）计算小齿轮传递的转矩
T129.25Nm
5）由参考文献［2］表10-6
查取材料弹性影响系数：
ZE189.8MPa12
6）根据参考文献［2］表10-7取d1
7）由参考文献［2］图10-21（d）
按齿面硬度查得，小齿轮的接触疲劳强度极限:
Hlim16°°Mpa
大齿轮的接触疲劳强度极限:
Hlim2550Mpa
8）计算应力循环次数：
N160njLh6096012830082.212109
N2
9
N12.21210
i13.71
5.961108
9）由参考文献［2］图10-19
T129.25Nm
Ze189.8MPa2
9
N14.147210
N20.873109
由循环次数查得，接触疲劳寿命系数：
KHN10.97,KHN21・06
10）接触疲劳许用应力
取失效概率为1%安全系数S=1,得：
[H]1KHN1lim10.97600582MPaS
[H]2KHN2Im1.06550583MPa
S
11）许用接触应力的计算
取两者中的小值：
[h]=[H]1=582MPa
（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径
.Q1ktT1U1ZHZE\2
d1t2.3231（）
ydu[H]
1-1.3292503.711189.82
3（）2mm
\13.71582
50.426mm
2）计算圆周速度
d1tni50.426960,
vm/s
601000601000
2.53m/s
3）计算齿宽b及模数m
bdd1t150.426mm37.33mm
d1t50.426c“c
mt—mm2.192mm
乙23
h2.25mt2.252.192mm4.932mm
b50.426““
10.22
h4.932
5）计算载荷系数
由参考文献[2]表10-2得使用系数kA1,
由图10-8得动载系数kv1.12
Khn10.97
Khn21.06
S=1
[h]582MPa
du50.426mm
v2.53m/s
b50.426mm
mt2.192mm
h4.932mm
-10.22
h
由表10-4kH1.419,图10-13kF1.35
直齿轮kHkF1
故载荷系数为
k1.589
kkAkvkHkH11.1211.4191.589
6）按实际载荷系数校正所得分度圆直径
d1
50.426
3
■,1.3
53.916mm
d153.916mm
7）计算模数
d153.916
m
乙23
2.34
m2.34
3.1.3
（1）确定计算参数
1）由文献［2］图10-20C查得
小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa
大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa
2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数
kFN10.84,kFN20.86
3）计算弯曲疲劳强度许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[F1]
kFN1FE1
S
0.84500
1.4
MPa
300.00MPa
FE1
FE2
kFN1
kFN2
[F1]
F2]
kFN2FE2
S
[F2]
500MPa
380MPa
0.84
0.86
300.00M
233.43M
Pa
0.86380
1.4
MPa
233.43MPa
4）计算载荷系数
k1.512
kkAkvkFkF11.1211.351.512
5）查取齿形系数
由文献[2]表10-5YFa12.69,YFa21.575
6）查取应力校正系数
由文献[2]表10-5YSa12.208,YSa21.776
7）
计算大、小齿轮的育并比较
YFa1YSa1
[F】1
缈停50.0141
300.00
YFa2Ysa2
YFa2YSa2
[F]2
2・20817760.0168
233.43
[F]2
0.0168
大齿轮数值大
（2）计算
mn
2kT1YFaYsa
3
dZ1[F]
2152295000.0168mm
\1232
1.41mm
m1.41mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于
由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。
因此，取m2mm已
可满足弯曲强度的要求，需按齿面接触疲劳强度所得的分
度圆直径
d153.916mm来计算齿数。
3.1.4
Z1d1
m
53・91626.9
2
取z-i27,z2i1z-i
3.7127100.17
圆整取z2101
相关几何尺寸的计算
（1）中心距
m2mm
z,27
z2101
（乙z2）m（27101）2
amm
22
128mm
（2）计算大、小齿轮的分度圆直径
diZim272mm54mm
d2Z2m1012mm202mm
（3）计算齿轮宽度
bdd1154mm54mm
取B254mm,B159mm
3.2低速级
3.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1）按照给定的设计方案可知齿轮类型为直齿圆柱齿轮；
（2）电动机为一般工作机，速度不高，选择7级精度；
（3）材料选择
选取：
小齿轮的材料为40Cr（调质），硬度为280HBS大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS二者硬度差为40HBS
（4）选小齿轮的齿数为Z321
大齿轮的齿数为z4z3i2212.9762.37取z462
3.2.2按齿面接触强度设计：
d2t2.32严口咅2
\dU[h]
（1）确定公式内的各计算数值：
1）初选Kt1.3
2）计算小齿轮传递的转矩
T2103.98Nm
a128mm
d154mm
d2202mm
B254mm
B159mm
Z321
z462
Kt1.3
T2103.98Nm
d1
3）由参考文献[2]表10-7选取齿宽系数d1
4）由表10-6
1查取材料弹性影响系数：
ZE189.8MPa2
5）由参考文献[2]图10-21（d）
按齿面硬度查得，小齿轮的接触疲劳强度极限：
Hlim3600Mpa
大齿轮的接触疲劳强度极限：
Hlim4550Mpa
6）计算应力循环次数：
N360njLh6025912830085.967108
KlN35.967108“c“8
N4—2.00910
i22.97
7）由参考文献[2]图10-19
由循环次数查得，接触疲劳寿命系数：
KHN31.06，KHN41.14
8）接触疲劳许用应力
取失效概率为1%安全系数S=1,得：
[H]3KHN3lim31.06600636MPa
S
[H]4KHN4lim41.14550627MPa
S
10）许用接触应力的计算
取两者中的较小值：
[h][h]4627MPa
1）试算小齿轮分度圆直径
d2t2.323L^）2
Xdu[h]
亠一」21.31039802.971,189.8、2
2.32勺（）2mm
\12.97627
74.50mm
2）计算圆周速度
1f
Ze189.8MPa*
Hlim3600Mpa
hlim4550Mpa
8
N35.96710
N42.009108
KHN31.06
KHN41.14
[H]627MPa
d2t74.50mm
d^n?
74.50259,
vm/s
601000601000
1.01m/s
3）计算齿宽b及模数mnt
bdd2t174.50mm74.50mm
d2t74.50
mt—mm3.548mm
Z321
h2.25mt2.253.548mm7.983mm
4）b74.50…
9.33
h7.983
5）计算载荷系数
由参考文献[2]表10-8得动载系数kv1.07
由表10-4kH1.424,
查图10-13kF1.3
由表10-2得使用系数kA1
直齿轮kHkF1
故载荷系数为
kkAkvkHkH11.0711.4241.524
6）按实际载荷系数校正所得分度圆直径
ik；1524
d3d3td—74.50%mm78.55mm
\kt\1.3
7）计算模数
d378.55
m33.74
Z321
3.2.3按齿根弯曲强度设计
mJ2"；从玄
vdz3[f]
v1.01m/s
b74.50mm
mt3.548mmh7.983mm
b
-9.33
h
k1.524
d378.55mm
m3.74
（1）确定计算参数
1）由文献[2]图10-20C查得
小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3500MPa
大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE4380MPa
2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数
kpN30.88,kFN40.90
3）计算弯曲疲劳强度许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
kFN3FE30.88500
[F3]MPa314.29MPa
S1.4
r-kpN4fe40.90380n/ir->
[F4]~~FE±MPa244.29MPa
S1.4
4）计算载荷系数
kkAkvkFkF11.0711.301.391
5）查取齿形系数
由文献[2]表10-5YFa32.76,YFa42.27
6）查取应力校正系数
由文献[2]表10-5YSa31.56,YSa41.735
7）计算大、小齿轮的YFaYSa并比较
[f]
YFa3Ysa32.761.56
0.0137
[f】3314.29
YFa4YSa42・27^7350.0161
[f]4244.29
大齿轮数值大，选大的值
（2）计算
FE3500MPa
FE4380MPa
[f3]314.29M
[f4]244.29M
k1.391
YFa32.76
YFa42.27
YSa31.56
Ysa41.735
YFa3YSa30.0137
[F）3
YFa4YSa40.016'
[f]4
2兀YFaYsa
213911039800.0161mm
m2.194mm
324
1212
2.194mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于
由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。
因此，取m3mm已可满足弯曲强度的要求，需按齿面接触疲劳强度所得的分
度圆直径d378.55mm来计算齿数。
Z3
d378.55
26
取Z326,Z4i2Z32.972677
m
3mm
Z3
26
Z4
77
相关几何尺寸的计算
（1）中心距
（Z3Z4）m（2677）2.5
amm
22154.5mm
圆整为a155mm
（2）计算大、小齿轮的分度圆直径
d3z3m263mm78mm
d4乙m773mm231mm
（36）计算齿轮宽度
bdd3178mm78mm
圆整后B383mm,B478mm
d
m
z
a
b
速
大
202
2
101
128
54
20
级
齿轮参数如下：
a155mm
d378mm
d4231mm
B383mm
B478mm
小
54
27
59
低速级
大
231
3
77
155
78
小
78
26
83
4轴的设计
4.1低速轴的设计
4.1.1低速轴的运动参数
功率F32.68kw
转速n387r/min
转矩T3294180Nmm
4.1.2初步确定轴的最小直径
dminA3'豆1123（2.68mm35.1mm
\n3■87
输出轴的最小直径是安装联轴器处的直径。
选取轴的材料为45钢调质处理。
为使所选轴的直径d1与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
联轴器计算转矩TcaKaT3
由文献［1］表14-1，考虑到转矩变化很小，取Ka1.3
TeaKaT31.3294180Nmm382434Nmm
转矩Tea应小于联轴器公称转矩，选用LT7型弹性套柱销联
轴器，其382.434103Nmm，半联轴器孔径d145mm，
故取，半联轴器长度L112mm，半联轴器与轴配合的毂
dmin
35.1mm
Tea382434Nmm
d570mml510mm
d660mmL73mm
d755mmI748mm
（3）轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键联接。
按d!
和li由文献［1］查得
平键bhL14mm9mm90mm,配合为H7/r6。
按d4和l4由文献［1］查得
平键bhL18mm11mm56mm，配合为H7/r6。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
轴端倒角皆为245
圆角半径为1mm
4.2高速轴的设计
4.2.1高速轴的运动参数
功率P2.94kw
转速n1960r/min
转矩T129250Nmm
4.2.2作用在齿轮上的力
咼速级大齿轮的分度圆直径为d2202mm
2T12292500
卩七__l——N1029.50N
d2202
FrFttan1029.50tan20N347.71N
4.2.3初步确定轴的最小直径
|r294
dmin代3：
—112vmm16.3mm
\n1*960
输出轴的最小直径是安装联轴器处的直径。
dmin16.3mm
由于设计为齿轮轴，选取轴的材料为40Cr调质处理。
为使所选轴的直径di与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
联轴器计算转矩「aKaT
由文献［1］表14-1，考虑到转矩变化很小，取Ka1.3
TeaKaT11.329250Nmm38025Nmm
Tea38025Nmm
转矩Tea应小于联轴器公称转矩，选用LX3型弹性套柱销联轴器，其1250103Nmm，半联轴器孔径d130mm，故取d130mm，半联轴器长度L82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L180mm。
4.2.4轴的结构设计
（1）拟定方案如下图所示
（2）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，选用深沟球轴承。
参照工作要求并根据d340mm
初选深沟球轴承6008，
其dDB406815.l337mm
（3）小齿轮的分度圆直径为54mm其齿根圆直径（54-2.5X
2=39mm）到键槽底部的距离e<2Xm
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