一级圆柱齿轮减速器说明资料.docx
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一级圆柱齿轮减速器说明资料
第三章减速器结构选择及相关性能参数计算
3.1减速器结构
本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。
3.2电动机选择
（一）工作机的功率Pw
Pw=FV/1000=115031.6/1000=1.84kw
（二）总效率总
2
总=带齿轮联轴器滚筒轴承
=0.960.980.990.960.992＝0.876
（三）所需电动机功率Pd
电动机
PdPw/总
1.84/0.8762.100（KW）
选用：
Y100L2-4
查《机械零件设计手册》得
P
=3kw
ed
电动机选用Y112M-4
n满=1420r/min
3.3
传动比分配
工作机的转速n=6031000v/（
D）
=603
10003
1.6/（3.14
3
260）
=117.589r/min
i总n满/n
1420/117.589
12.076（r/min）
取i带3
则i齿i总/i带
12.076/34.025i带3
3.4
动力运动参数计算
i齿=4.025
（一）转速n
计算及说明结果
n0=n满=1420（r/min）
nI=n0/i带=n满/i带=1420/3=473.333（r/min）
nII=nI/i齿=473.333/4.025=117.589（r/min）
nIII=nII=117.589（r/min）
（二）功率P
P0Pd1.612（kw）
P1P0带2.1000.941.974（kw）
P2P1齿轮轴承1.9740.980.991.916（kw）
P3P2联轴器轴承1.9160.990.991.875（kw）
（三）转矩T
T09550P0/n095502.100/1420
=14.126（N﹒m）
T1T0带i带14.1260.96340.684（Nm）
T2
T1
齿轮
轴承i齿
40.6840.980.994.025
=158.872（N﹒m）
T3
T2
联轴器
轴承i齿带
158.8720.990.991
=155.710（N﹒m）
计算及说明结果
将上述数据列表如下：
轴号
功率
N
T/
P/kW
/（r.min
-1）
（N﹒m）
i
0
2.100
1420
14.126
3
0.96
1
1.974
473.333
40.684
2
1.916
117.589
158.872
4.025
0.97
3
1.875
117.589
155.710
1
0.98
第四章齿轮的设计计算
4.1齿轮材料和热处理的选择
小齿轮选用45号钢，调质处理，HB＝236
大齿轮选用45号钢，正火处理，HB＝190
4.2齿轮几何尺寸的设计计算
4.2.1按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸
由《机械零件设计手册》查得
Hlim1
580MPa,
Hlim2
530MPa,SHlim
=1
Flim1
215MPa,
Flim2
200MPa,SFlim
1
n1/n2473.333/117.5894.025
由《机械零件设计手册》查得
ZN1=ZN2=1
YN1
=YN2=1.1
由
Hlim1ZN1
580
1
H1
SHlim
1
580MPa
Hlim2ZN2
530
1
H2
SHlim
1
530MPa
计
算
及
说
明
结果
Flim1YN1
215
1.1
244MPa
F1
1
SFlim
Flim2YN2
200
1.1
204MPa
F2
1
SFlim
（一）小齿轮的转矩TI
T19550P1/n195501.974/473.37742.379（Nm）
（二）选载荷系数K
由原动机为电动机，工作机为带式输送机，
载荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。
查《机械
原理与机械零件》教材中表得，取K＝1.1
（三）计算尺数比
=4.025
（四）选择齿宽系数d
根据齿轮为软齿轮在两轴承间为对称布置。
查
《机械原理与机械零件》教材中表得，取d＝1
（五）计算小齿轮分度圆直径d1
d1≥
计
算
及
说
明
3
3
1.140.684（4.0251）
d1766
KTI（u1）
=766
d[H2]2u
153024.025
=44.714（mm）
（六）确定齿轮模数m
a
d1
1
44.7
4.025
112.343mm
2
1
2
m=（0.007～0.02）a=（0.007～0.02）3185.871
取m=2
（七）确定齿轮的齿数Z1和z2
d1
44.714
取
Z1=24
Z1
22.36
m
3
Z2Z1
4.0252496.6
取
Z2=96
（八）实际齿数比
'
'Z2
96
Z1
4
24
'
齿数比相对误差0.006
<±2.5%允许
（九）计算齿轮的主要尺寸
d1mZ122448（mm）
d2mZ2296192（mm）
结果
Z1=24
Z2=96
d1=48mm
d2=192mm
计
算
及
说
明
结果
中心距
1
d2
1
48
192
a=120mm
ad1
2
120mm
2
齿轮宽度B2
dd1
1
48
48（mm）
B1=B2+（5～10）=53～58（mm）
取B1
=57（mm）
B1=57mm
（十）计算圆周转速
v并选择齿轮精度
B2=48mm
v
d1n1
3.1448
473.333
V=1.1890
1000
60
1.189m/s
60
1000
（m/s）
查表应取齿轮等级为
9级，
定为IT7
但根据设计要求齿轮的精度等级为7级。
4.2.2齿轮弯曲强度校核
（一）
由4﹒2﹒1中的式子知两齿轮的许用弯曲应力
F1
244MPa
F2
204MPa
（二）计算两齿轮齿根的弯曲应力
由《机械零件设计手册》得
YF1=2.63
YF2=2.19
比较YF/F的值
YF1/[F1]=2.63/244=0.0108>YF2/[F2]=2.19/204=0.0107
计算大齿轮齿根弯曲应力为
计算及说明
2000KT1YF1
2000101.7412.63
F1
6632
22
B2m2Z2
40.952（MPa）
F1
齿轮的弯曲强度足够
4.2.3齿轮几何尺寸的确定
齿顶圆直径da
*
*
由《机械零件设计手册》得
ha=1
c=0.25
da1
d1
2ha1
Z1
2ha
m（24
21）
2
54（mm）
da2
d2
2ha2
Z2
2ha
m
（96
2
1）
2
196（mm）
齿距
P=233.14=6.28（mm）
齿根高
hf
ha
c
m
2.5（mm）
齿顶高
ha
ham
1
2
2（mm）
齿根圆直径
df
df1
d1
2hf
482
2.5
43（mm）
df2
d2
2hf192
22.5187（mm）
4.3齿轮的结构设计
小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿
轮的关尺寸计算如下：
轴孔直径d=50（mm）
轮毂直径D1=1.6d=1.6350=80（mm）
轮毂长度
L
B2
66（
）
mm
轮缘厚度
δ0=（3～4）m=6～8（mm）
取0=8
轮缘内径
D2
=da2-2h-2
0=196-234.5-238
结果
强度足够
da1=54mm
da2=196m
m
h=4.5mm
S=3.14mm
P=6.28mm
hf=2.5mm
ha=2mm
df1=43mm
df2=187mm
计算及说明结果
=171（mm）
取D2=170（mm）
腹板厚度c=0.3B2=0.3348=14.4
取c=15（mm）
腹板中心孔直径
D0=0.5（D1+D2）=0.5（170+80）=125（mm）
腹板孔直径d0=0.25（D2-D1）=0.25（170-80）
=22.5（mm）
取d0=20（mm）
齿轮倒角n=0.5m=0.532=1
齿轮工作如图2所示：
计算及说明结果
第五章轴的设计计算
5.1轴的材料和热处理的选择
由《机械零件设计手册》中的图表查得
选45号钢，调质处理，HB217～255
b=650MPas=360MPa1=280MPa
5.2轴几何尺寸的设计计算
5.2.1按照扭转强度初步设计轴的最小直径
3
3
从动轴d2=c
P2
=115
1.955=29.35
D2=32mm
n2
117.587
考虑键槽d2=29.3531.05=30.82
选取标准直径d2=32mm
5.2.2轴的结构设计
根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。
5.2.3轴的强度校核
从动轴的强度校核
圆周力
Ft=2000T2=20003158.872/192=1654.92
d2
径向力
F
=F
t
tan=1654.923tan20°=602.34
r
由于为直齿轮，轴向力Fa=0
作从动轴受力简图：
（如图3所示）
从动轴
RARB
FtFr
RHARHB
Ft
水平面弯矩
RvARvB
Ft
垂直面弯矩
合力弯矩
扭矩
危险截面
当量弯矩
从动轴受力简图
计算及说明结果
L=110mm
RHA=RHB=0.5Ft=0.531654.92=827.46（N）
MHC=0.5RHAL=827.46311030.5/1000=51.72（Nm）
RVA=RVB=0.5Fr=0.53602.34=301.17（Nm）
MVC=0.5RVAL=501.17311030.5/1000=36.4（Nm）
转矩T=158.872（Nm）
校核
MC=MHC
2
MVC
2=51.72218.822=55.04（Nm）
Me=MC
2
aT2=55.042
0.6158.8722=118.42（Nm）
由图表查得，
1b=55MPa
3
d≥10M
0.1
3
e=10118.42=29.21（mm）
1b0.1*55
考虑键槽d=29.21mm<45mm
则强度足够
第六章轴承、键和联轴器的选择
6.1轴承的选择及校核
考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用单列深沟球轴承主
动轴承根据轴颈值查《机械零件设计手册》选择
62072
个
（GB/T276-1993）从动轴承62092个
从动轴承
（GB/T276-1993）
2个
寿命计划：
计算及说明结果
两轴承受纯径向载荷
P=Fr=602.34X=1Y=0
从动轴轴承寿命：
深沟球轴承6209，基本额定功负荷
Cr=25.6KN
ft=1
=3
106
ftCr
106
3
=
25.611000
L10h=
P
117.589
=10881201
60n2
60
602.34
预期寿命为：
8
年，两班制
L=83300316=38400
轴承寿命合格
6.2键的选择计算及校核
（一）从动轴外伸端d=42，考虑键在轴中部安装故选键10340GB/T1096—2003，b=16，L=50，h=10，选45号钢，其许用挤压力
p=100MPa
F
t
=
4000TI
=
4000
158.872
p=
`
hld
8
=82.75<
p
h
l
3032
从动轴外
伸端键10
340
GB/1096
—2003
则强度足够，合格
（二）与齿轮联接处d=50mm，考虑键槽在轴中部安装，故同
一方位母线上，选键14352GB/T1096—2003，b=10mm，
与齿轮联
L=45mm，h=8mm，选45
号钢，其许用挤压应力
接处键14
3
52
p=100MPa
GB/T1096
—2003
p=
F
`t
=
4000TI
=
4000
158.872
=45.392<
p
h
l
hld
8
35
50
则强度足够，合格
计算及说明结果
6.3联轴器的选择
由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆
装方便及经济问题，选用弹性套柱联轴器
K=1.3
TC=9550KPII=95503
1.31.916=202.290
nII
117.589
选用TL8型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩
Tn=250，
选用TL8
T
。
采用
Y
型轴孔，型键轴孔直径
～
，选
，型弹性套
CA
d=32
40
d=35
住联轴器
轴孔长度L=82
TL8型弹性套住联轴器有关参数
许用
外
键
公称
转速
轴孔
轴孔
径
轴孔
槽
型号
转矩
n/
直径
长度
D/m
材料
类
T/（N2m）
（r2min1
d/mm
L/mm
类型
m
型
TL6
250
3300
35
82160
HT20
A型
Y型
0
第七章减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算及装配图
7.1润滑的选择确定
7.1.1润滑方式
1.齿轮V=1.2＜＜12m/s
应用喷油润滑，但考虑成
齿轮浸油润
本及需要，选用浸油润滑
滑
2.轴承采用润滑脂润滑
轴承脂润
7.1.2润滑油牌号及用量
滑
计算及说明
结果
1.齿轮润滑选用150号机械油，最低～最高油面距
10～20mm，
齿轮用
150号机
械油
需油量为1.5L左右
2.轴承润滑选用2L—3型润滑脂，用油量为轴承间
轴承用2L
—3型润
隙的1/3～1/2为宜滑脂
7.2密封形式
1.箱座与箱盖凸缘接合面的密封
选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法
2.观察孔和油孔等处接合面的密封
在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封
3.轴承孔的密封
闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部
轴的外伸端与透盖的间隙，由于V<3（m/s），故选用半粗羊毛毡加以密封
4.轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部
7.3减速器附件的选择确定
列表说明如下：
计算及说明结果
名称
功用
数量
材料
规格
螺栓
安装端盖
12
Q235
M6316
GB5782—1986
螺栓
安装端盖
24
Q235
M8325
GB5782—1986
销
定位
2
35
A63
40
GB117—1986
垫圈
调整安装
3
65Mn
10
GB93—1987
螺母
安装
3
A3
M10
GB6170—1986
油标尺
测量油
1
组合件
面高度
通气器
透气
1
A3
7.4箱体主要结构尺寸计算
箱座壁厚
=10mm
箱座凸缘厚度
b=1.5,
=15mm
箱盖厚度
1=8mm
箱盖凸缘厚度
b1=1.5,
1=12mm
箱底座凸缘厚度b2=2.5,=25mm,轴承旁凸台高度h=45，凸台半径R=20mm
齿轮轴端面与内机壁距离l1=18mm
大齿轮顶与内机壁距离1=12mm
小齿端面到内机壁距离2=15mm
上下机体筋板厚度m1=6.8mm,m2=8.5mm
主动轴承端盖外径D1=105mm
从动轴承端盖外径D2=130mm
地脚螺栓M16，数量6根
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