二级减速器说明书

目录

一、前言....................... - 1 -

二、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算......................... - 2 - 三．传动零件的设计计算......... - 5 -

四、轴的设计计算及校核........ - 11 -

五、箱体的设计及说明.......... - 10 -

六、键连接的选择与计算........ - 22 -

七、滚动轴承的选择及计算...... - 24 -

八、联轴器的选择.............. - 25 -

九、润滑与密封的............ ．- 26 -

十、减速器附件设计．．．．．．．．．．．．．- 27 -

十一、设计小结．．．．．．．．．．．．．．- 29 -

参考资料...................... - 31 -

一、前言

传动方案：带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器

原始数据:

1、运输带工作拉力F = 1900 N

2、运输带工作速度v = 1.3 m/s

3、卷筒直径D= 250 mm

工作条件:

连续单向运转，工作时有轻微振动，空载启动，使用期限为8年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5%。

减速器部分为两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y 系列三相交流异步电动机。

总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

二、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算

电动机的选择

1、选择电动机类型

按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。

2、选择电动机功率

（1）传动装置的总效率：

确定各部分效率：滚动轴承的效率（五对）η

球轴承=0.99，闭式齿轮传动效率η

齿

轮=0.97，联轴器效率η

联轴器

=0.99，传动卷筒效率η

卷筒

=0.96，。η

滚子链

=0.96

η

总

=η5

球轴承

×η2

齿轮

×η2

联轴器

×η

卷筒

×η

滚子链

=0.995×0.972×0.992×0.96×0.96 =0.808

（2）所需电动机功率：

kw Fv d 06.3808

.010003

.119001000P =??==

3、确定电动机转速

计算卷筒的工作转速：

min /31.99≈50π

23

.1100060π100060r D v n w ??=?=

通常，取二级圆柱齿轮减速器传动比范围=8~40i 减速器，套筒滚子链的传动比为

滚子链i =1～5，则总传动比的范围为a i =8～200,故电动机转速的可选范围为：

d n ＝a i ×w n ＝（8～5200）×99.31＝795～19862r/min 。

符合这一范围的同步转速有1000、1500、3000r/min 。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和链传动、减速器的传动比，可见第3方案比较适合，则选

1440/min n r =。 4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y112M-4（4级）。

其主要性能：额定功率4KW ；满载转速1440r/min ；额定转矩2.2N ·m 。

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比

由选定的电动机满载转数n m 工作机主动轴转速w n ，可得传动装置总传动比为：

4.501≈31

.991440==

w m a n n i 2、分配传动装置各级传动比

（1）取套筒滚子链传动的传动比链i 为2，则减速器的传动比总i 为

25.72

50.14===

链总i i i a (2)两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比

总i i 4.11==7.251.4?=3.186

(3）则低速级齿轮传动比

276.2186

.325.712===

i i i 总 四、计算传动装置的运动和动力参数

1、0轴（电机轴）

m

N n P T r n n kw

P P m d ?=?======3.20144006

.395509550min

144006.300000 2、1轴（高速轴）

kw P P P 0294.30.9906.3η100101=?===η

min 14401

1440i n n 0101r ===

m N n P T ?=?==09.2014400294

.395509550111

3、2轴（中间轴）

kw P P P 91.297.00.990294.3η321

1212=??===ηη min 98.451186

.31440i n n 1212r ===

m N n P T ?=?==49.6198.45191

.295509550222

4、3轴（低速轴）

kw P P 79.297.00.9991.2η2323=??==

m N T r ?===

17.134min

59.198276

.298

.451n 33 5、4轴（小滚轮轴）

m

N T r n kw

P ?===28.131min 59.19873.2444 5、5轴（滚筒轴）

m

N T r n kw

P ?===10.249min 295.9959.2444 1至4轴的输入功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输出转矩乘轴承效率0.99： 1轴的输出功率 kw P P 00.30.990294.30.99'11=?=?= 1轴的输出转矩 m N T T ?=?=?=89.1999.009.2099.0'11 2轴的输出功率 kw P 88.20.9991.2'2=?= 2轴的输出转矩 m N T ?=?=88.6099.049.61'2 3轴的输出功率 kw P 76.20.9979.2'3=?= 3轴的输出转矩 m N T ?=?=8.13299.017.134'3 4轴的输出功率 kw P 70.20.9973.2'4=?= 4轴的输出转矩 m N T ?=?=97.12999.028.131'4 5轴的输出功率 kw P 56.20.9959.2'5=?= 5轴的输出转矩 m N T ?=?=61.24699.010.249'5

运动和动力参数如下表：

三、传动零件的设计计算

3.1链传动设计：

（1）选择链轮齿数

取小链轮齿数119Z =，大链轮齿数21 1.621931Z i Z =?=?=

（2）确定计算功率

查得 1.0A K =, 1.28Z K =,单排链：

当量动载荷 1.0 1.28 3.7 4.74ca A Z P K K P KW ==??=

（3）选择链条型号和节距

由14.74n 129.1/min ca P kw r ==及 可选16A 型号的链， 节距P=25.4mm

（4）计算链节数和中心距

初选中心距0(30~50)(30~50)25.4762~1270a p p mm ==?= 取01000a mm =，则；

02012210

22()2210001931311925.42()103.8325.4221000

P a Z Z Z Z P L P a ππ+-=++=+-?

++?=

取链节数：104P L =节； 由

121-104-19

7.08-31-19

P L Z Z Z == 所以10.24970f = 则链传动的最大中心距为：

112(2())0.2497025.4(210450)1002.11000P a f p L z z mm =-+=???-=≈

（5）确定链的速度V 以及润滑方式： 11291925.4

1.04/601000

60100

p n z p v m s ??=

=

=?? 查表得：采用滴油润滑

（6）计算压轴力：

有效圆周力： 3.7100010003557.71.04

P P F N r =?

=?

链轮水平布置 1.15FP K = 则压轴力 1.1535584092P FP e F K F N ≈=?=

3.2齿轮的结构设计及计算：

高速级齿轮传动的设计计算

⒈ 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 ⑴ 根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮轴传动。

⑵ 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。

⑶ 材料选择。由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。 ⑷ 选小齿轮齿数28，大齿轮齿数32.8928186.3112=?=?=i z z ，

圆整后齿数取902=z 。 2、按齿面接触疲劳强度设计 （1）按照下式试算：

[]

3

2

α

2

1σ1εφ2≥+H

E

H d t t Z Z i i T K d

确定有关参数如下： 1） 传动比

实际传动比214.328

90

12==

i 齿数比： 214.312==i u 2）转矩mm N T .10241?= 3）试选载荷系数t

K=1.3。 4）由《机械设计》表10-7选取齿宽系数1φ=d 。

5）由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数21

8.189a E MP Z =。 6）由《机械设计》图10-30选取区域系数425.2=H Z 。

7）由《机械设计》图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

a H MP 600σ1lim =；大齿轮的接触疲劳强度极限a

H MP 550σ2lim =

8）由《机械设计》图10-19查得接触疲劳寿命系数93.01=HN K ，88.02=HN K 9）计算接触疲劳应力

取失效概率为1％，安全系数S=1，由式10-12得：

[][]

a

H HN H

a

H HN H MP S

K MP S

K

484σ

σ558σσ2lim 22

1

lim 1

1

====

因此，许用接触应力[][][]()a

H

H H MP

5212σσσ2

1

=+=

10）由《机械设计》式10-13计算应力循环次数

8

9

129111033.6214..3/1002.2/1002.2836581114406060?=?==?=??????==i N N jL n N h ）（

（2）设计计算

1）试算小齿轮分度圆直径1t d 。

mm d t 311.38≥1

2）计算圆周速度

s m n d v t 89.21000

60π1

1=?=

3）计算齿宽b 及模数nt m

66.1085.325.271.1311.38φ1

11=====

==h

b mm m h z d m mm d b nt t

nt t d

4）计算载荷系数

根据s m v /89.2=，7级精度，由《机械设计》图10-8查得动载荷系数V K =1.12； 直齿轮，查表10-3得，H F K =K =1.2αα； 查《机械设计》表10-2得使用系数A K =1；

由《机械设计》表10-4用插值法查得：7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，

35

.1=βH K

由《机械设计》图10-13，以及b

=10.66h

，35.1=βH K 查得βF K =1.375；故载荷系数

81.1βα==H H V A K K K K K

5）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a ）得

mm K K d d t

t 55311==

6）计算模数

21

1

==

z d m n

3、按齿根弯曲强度设计

按式（10-5）得弯曲强度的设计公式为：

[]

3

α

232β3σεφβ

cos 2≥F

Sa

Fa d n Y Y z Y KT m ⑴ 确定公式内的各计算数值

1）由《机械设计》图10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限a FE MP 500σ1=；大齿轮的弯曲疲劳强度极限a FE MP 380σ2=

2）由《机械设计》图10-18查得弯曲疲劳寿命系数85.01=FN K ，88.02=FN K 3）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：

[][]

a

FE KN F

a

FE KN F MP S

F MP S

F

86.238σ

σ57.303σσ222

1

1

1

====

4）计算载荷系数

85.1βα==F F V A K K K K K

5）查取齿形系数

由《机械设计》表10-5查得65.21=Fa Y ，17.22=Fa Y 6） 查取应力校正系数

由《机械设计》表 10-5查得58.11=Sa Y ，80.12=Sa Y 7）计算小、大齿轮的

[]

F

Sa

Fa Y Y σ并加以比较 []

[]

01635.0σ01379.0σ2

2

21

1

1==F Sa Fa F Sa Fa Y Y Y Y

大齿轮的数值较大。 ⑵ 设计计算

n m

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=2.0mm 已可满足弯曲强度。 4.计算几何尺寸

（1） 小、大齿轮的分度圆直径

mm

m z d mm m z d n n 180562211====

（2） 计算中心距

()mm m z z a n

1182

211=+=

（3）计算齿宽

mm d b d 55φ1==

圆整后，小齿轮齿宽mm B 551=，大齿轮齿宽mm B 502=。

低速级齿轮传动的设计计算

⒈ 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 ⑴根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 ⑵精度等级仍选用7级精度（GB10095-88）。

⑶材料选择。由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

⑷选小齿轮齿数30，大齿轮齿数28.68276.230234=?=?=i z z ，圆整齿数取69。 2、按齿面接触疲劳强度设计 （1）按照下式试算：

[]

3

2

α2

1σ1εφ2≥+H

E

H d t t Z Z i i T K d

确定有关参数如下：

1）实际传动比：34i =69/30=2.3

齿数比：u =34i =2.3 2）转矩mm N T .1015.643?=。 3）试选载荷系数3.1=t K 。

4）由《机械设计》P201表10-6查得材料的弹性影响系数21

8.189a E MP Z =。 5）由《机械设计》表10-7选取齿宽系数1φ=d 。

6）由图《机械设计》10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；

a H MP 600σ3lim =大齿轮的接触疲劳强度极限a H MP 550σ4lim =

7）由《机械设计》式10-13计算应力循环次数

8

8

23482310

79.2276.2/1034.6/1034.6836581198.4516060?=?==?=??????==i N N jL n N h ）（

8）由《机械设计》图10-19查得接触疲劳寿命系数90.03=HN K ，95.04=HN K 9）计算接触疲劳应力

取失效概率为1％，安全系数S=1，由式10-12得：

[][]

a

H HN H

a

H HN H MP S K MP S K 484σ

σ558σσ2lim 22

1

lim 1

1

====

因此，许用接触应力[][][]()a

H

H H MP

5212σσσ2

1

=+=

（2）设计计算

1）试算小齿轮分度圆直径d 3t 。

mm d t 45.57≥3 2）计算圆周速度v

s m n d v t .361≈1000

60π2

3?=

3）计算齿宽b 及模数nt m

66.1039.5/45.5738.525.239.245.57φ3

33======

==h

b mm m h z d m mm d b nt t

nt t d

5）计算载荷系数

查《机械设计》表10-2得载荷系数A K =1

根据v=1.36m/s ，7级精度，由图10-8查得动载荷数V K =1.10 由《机械设计》表10-4查得的值与直齿轮的相同，故424.1=HB K 由《机械设计》表10-13查得βF K =1.35 因此，载荷系数566.1βα==H H V A K K K K K 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

mm K K

d d t

t 13.61333==

7）计算模数

51.23

3

==

z d m n 3、按齿根弯曲强度设计

根据教材P201公式10-5：得弯曲强度的设计公式为

21/323(2/[])Fa Sa d F m KT Y Y Z φσ≥

确定有关参数和系数

⑴根据教材P208图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限3500FE MPa σ=；大齿轮的弯曲疲劳强度极限

4380FE MPa σ=。

⑵根据教材P206图10-18取弯曲疲劳寿命系数30.83FN K =，40.86FN K =。 ⑶计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，根据教材P205公式10-12得

3334440.83500

[]296.431.4

0.86380

[]233.431.4FN FE F FN FE F F MPa MPa S F MPa MPa

S σσσσ?=

==?===

⑷计算载荷系数K

1.25 1.021 1.35 1.721A V H H K K K K K αβ==???=

⑸查取齿形系数

根据教材P200表10-5查得3 2.65Fa Y =；4 2.225Fa Y =。 ⑹查取应力校正系数

根据教材P200表10-5查得3 1.58Sa Y =；4 1.765Sa Y =。

⑺计算大、小齿轮的

[]

Fa Sa

F Y Y σ并加以比较 333444 2.65 1.58

0.01412[]296.432.148 1.794

0.01682[]233.43

Fa Sa F Fa Sa F Y Y Y Y σσ?==?==

大齿轮的数值大。 设计计算

21/3(2 1.7211520500.01682/124) 2.48m mm mm ≥????=

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取m =3mm 。 4.计算几何尺寸

（1） 小、大齿轮的分度圆直径

mm m z d mm m z d n n 207904433====

（2） 计算中心距

(

)mm m z z a n

5.1482

212=+=

（3）计算齿宽

mm d b d 65φ1==

圆整后，小齿轮齿宽mm B 703=，大齿轮齿宽mm B 654=。

四、轴的设计计算

高速轴的设计计算 1、 按扭矩初算轴径

图7-1 I 轴示意图

选用45钢调质，硬度217~255HBS 。根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取

0115A =。

d ≥115 (3.0294/1440)1/3mm =14.7mm

输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩1ca A T K T =，根据教材P351表14-1，考虑到转矩变化很小，故取 1.3A K =，则

1.334.8445.292ca T N m N m

=??=?

按照计算转矩ca T 应小于连轴器公称转矩的条件，根据《机械设计综合课程设计》P146表6-100，选用LX3型弹性柱销联轴器，公称转矩为1250N m ?。半联轴器的轴

孔直径为

30mm ，故取输入轴最小直径为30mm 。 2、轴的结构设计

（1）轴上零件的定位，固定和装配

考虑到齿轮分度圆与轴径相差不太大（2a d d <），选用齿轮轴。半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。选用圆头（A 型）普通平键，键的尺寸为

8756b h l mm mm mm ??=??，半联轴器与轴的配合为

7

6

H K 。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此时选轴的直径尺寸公差为m 6。

（2）确定轴各段直径和长度

表7-1 I 各轴段直径

（3）确定轴各段直径和长度

1轴段安装联轴器：半联轴器宽度82L mm =，取180L mm =。

2轴段的长度：21s L L t a =++，其中1s L 为联轴器的内端面至轴承端盖凸缘厚度，

115~20s L mm = ，取120s L mm = ；t 为轴承端盖凸缘厚度，11t mm =；a 为轴承盖

的上端面至轴承座孔边缘的距离，取齿轮距箱体内壁之间的距离16mm ?=，考虑到箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距内壁一段距离s ，取8s mm =，已知轴承宽度

15B mm =，箱座厚度8mm δ=，125a l s B mm δ=+--=，则

220112556L mm =++=。

3轴段的长度3L ：3L 应略小于或等于深沟球轴承宽度，325L mm =。 4轴段长度4L ：取∏轴上两齿轮间的距离2314mm ?=，

12

432316890102101122

B B L s B -=?+++?-

=+++--=。 5轴段长度5L ：其长度与齿宽相同，560L mm =。 6轴段长度6L ：61681014L s mm =?+=+-=。

7轴段长度7L ：其长度为轴承宽度与挡油环宽度和，725L mm =。 3按弯扭合成应力校核轴的强度

求轴上的载荷:

1．求垂直面的支承反力

()N

l l l l l F l F F r t 8.2533

21213122=+++?+?=

N F F F F r r 2.512321=-+=

2．求水平面的支承反力

()N l l l l F l l F F t t H 6.6963

211

22132=++?-+?=

N F F F F t H t H 5.1402231=--= 3．绘垂直面的弯矩图

()m N l l F l F M r r ?=+?+?=3.1521312

4．绘水平面的弯矩图

()m N l l F l F M t t ?=+?-?=6.521312 5．合成弯矩图 m N M M M aH av a ?=+=+=

3.166.53.152222

6．轴的转矩 m N T ?=09.20

现将计算出的截面C 处的H M 、V M 及M 的值列于下表。

图7-2 I 轴的载荷分析图

根据教材P373公式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6α=。

抗弯截面系数 330.10.15113265.1

W d ==?=