二级展开式圆柱齿轮减速器设计说明书

1、设计计算及说明 主要结果 1引言 (1) 运输带工作拉力：F -1900N ; (2) 运输带工作速度：v =1.4m/s(_5%)； (3) 滚筒直径：D = 300mm ； (4) 工作寿命：10 年单班制工作； (5) 工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动 2传动装置设计 2.1 传动方案 X X 电动机 联轴器 减速器 联轴器 - 带式运输 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: F0 = 3.106kw P = 3.09kw 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

2、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 F2 =2.94kw R = 2.79kw 巳二 2.71kw T0 = 20.63N m T1 -20.50N m T2 =92.67N m T4 = 299.16N m = 290.24N m Pw =2.77(kw) a 二 0.892 Pd =3.106 kw Ped = 4kw 同步转速 1500r/mi n 满载转速 nm 二 1440r / min Y112M-4

3、 h =4.775 i 3.396 n0 =1440r / min n1440r /min n2 = 302.84r / min n3 = 89.175r / min n4 =89.175r / min 展开式二级圆柱齿轮减速器，如图 1 所示 300- 丫系列三相异步电动机。 222 型号 (1 电动机容量 1、工作机所需功率PW v=1.4m/s， F =1900N， D = 300mm， w = 0.96 Pw 二 Fv 1000 w 1900 1.4 1000 0.96 = 2.77(kw) 2、电动机的输出功率 Pd二W d 查参考文献1表 12-8 得： 弹性连轴器传动效率=0.9

4、94， 齿轮联轴器传动效率2 =0.99 闭式圆柱齿轮选用 8 级精度的齿轮传动效率 3 =0.97 滚子轴承传动效率 4二0.988 传动装置总效率a= 1 2 f 4=0.892 P厂晋益T3.i6(kw) 3、电动机的额定功率 由参考文献1表 20-1 选取丫 132M-4 型号电动机 额定功率Ped =4kw 电动机的转速 、工作机主轴转速 nm 二 60 1000 1489.172r min 、各级传动比可选范围 查参考文献1表 2-2 得 两级展开式圆柱齿轮减速器的传动比范围 i a为 8-40 W = 20 Z2 = 95 o Kt =1.3 =20.50N m ZE =189.

5、8MPa 2 % =1 N1 =4.1472X10 N2 =0.873X109 K HN1 = 0.92 K HN2 = 1.1 S = 1 H = 534MPa d1t = 37.33mm v = 2.81m/s b = 37.33mm mnt =1.556mm h = 3.5mm u 一 =10.67 h k =2.083 3 、电动级转速的确定 电动机可选转速范围 nm anw =(8 40) 89.172 =713.38 3566.88r min 从参考文献1表 19-1 查得： 同步转速为 1500r/mi n 满载转速为 1440r/mi n 电动机型号 额定功率 （kw） 电动机

6、转速（r/min ） 同步 、卄 +、， 满载 Y132M-4 4 1500 1440 电动机额定功率Ped =4kw。制表如下: 4、电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸 由参考文献1表 19-3 得到 型号 额定功率 （kW 满载转速 （r/min） 堵转转矩 额定转矩 Y132M-4 4 1440 2.2 电动机型号为 Y132M-4,主要技术数据如下: 中心 高 H 外 形 尺 寸 L竺十AD HD 1 2 丿 底脚安 装尺寸 AB 地脚螺栓 孔直径 W 轴伸 尺寸 DE 装键部 位尺寸 F汉G 112 400705765 19140 12 2860 8汉24 电动机的主要外形尺寸和安

7、装尺寸如下表。 2.3 传动传动比分配 2.3.1 总传动比 nm nw 1440 89.172 -16.149 di = 43.68mm m =1.82 O FE 1 = 500 MPa o FE 2 = 380MPa kFN 1 = 0.85 k/N 2 = 0.90 bF1 = 303.57MPa JF2 = 244.29MP k = 1.84 YFa1 二 265 YFa2 =2.168 YFa1 二 2.65 YFa2 =2.168 YFa 2Ysa2 二 F】2 = 0.015992 m = 1.28mm m = 2mm z, = 22 2.3.2 分配各级传动比 Z2 = 105

8、 =i = 16.149 = i 1 i 2 11 i1 = 1.4i2 = 4.775 i2 = 3.396 电动机轴为 0 号轴，高速到低速各轴依次为 1、2、3 号轴 ZE 二 189.8MPa 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 ) B2 = 44mm =49mm Bi a = 127mm di = 44mm d2 = 210mm Z3 = 24, no =nm = 1440r/min n1 nm i0 1440r/min =1440r/min 1 Z4 n2 nm 1440 r/min =302.84r/min 1 4.775 Kt =1.

9、3 T2 二 92.67N m n3 nm 1440 n4 i0i1i2 r/min = 89.175r / min 1 4.755 3.396 =n3 二 89.175r / min 5=1 2.4.2 各轴输入功率 P( kW) 2.4.3 T0 P0 = Fd = 3.106kw R =Pd =3.106 0.994kw=3.09kw P2 = P1 3 4 P3 = P2 3 4 P4 - P3 2 4 =3.09 0.97 0.98kw = 2.94kw =2.94 0.97 0.98kw = 2.79kw = 2.79 0.99 0.98kw =2.71kw 各轴扭矩 T (N?

10、m n) = 9.550 106 Pd =9.550 3.016 N m =20.63N m nm 1440 二 T 1 = 9.550 0.994 N m = 20.50 N m T2 T 3 八=20.50 0.97 0.98 4.775N m =92.67N m T3 =T2 3 4i2 =92.67 0.97 0.98 3.396N m=299.16N m T4 =T3 2 4 =299.16 0.99 0.98 3.396N m=290.24N m 项目 电动机轴 1 2 3 4 H lim3 =600Mpa =550Mpa N3 = 0.8718X10 N4 =0.2567X0 K

11、HN3 二 0.96 KHN 4 =0.98 LH】3 = 576MPa 最终数据如下: 4 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 8 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） 选小齿轮的齿数为乙=20 大齿轮的齿数为z2 i20 4.755 =95.2取z2 =95 d“2.323：严（全）2 d u 6 （1）确定

12、公式内的各计算数值: 计算小齿轮传递的转矩 人=20.50N m 5）由参考文献2表 10-6 查取材料弹性影响系数：ZE =189.8MPa2 6）根据参考文献2表 10-7 取d =1转速（r/mi n ） 1440 1440 302.84 89.18 89.18 功率（kw） 3.106 3.09 2.94 2.79 2.71 转矩（N.m） 20.63 20.50 92.67 299.16 290.24 传动比 1 4.755 3.396 1 效率 0.994 0.9506 0.9506 0.9702 3.1.2 按齿面接触强度设计： 1） 初选Kt =1.3 H b = 539 MP

13、a S =557.5MPa d2t = 62.512mm v = 0.991m/s b = 62.512mm mt = 2.605mm h = 5.8605mm -= 10.67 h k =1.985 d3 = 71.985mm m = 3.00 D FE3 = 500 MP a FE4 = 380MPa S=1.4 F3= 310.71MPa TF4 = 241.57MIP k =1.935 YFa3 = 2.65 YFa4= 2.216 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： 叭加=600Mpa 大齿轮的接触疲劳强度极限： 阮=550Mpa 8）

14、计算应力循环次数： N, =60njLh =60灯440汉1汇（2 汉 8汉 300 汉 10）=4.1472 汉 109 9 M N1 4.1472x10 co c9 N2 = = 0.873 汉 10 i1 4.755 9） 由参考文献2图 10-19 由循环次数查得，接触疲劳寿命系数： KHN1 =0.90，KHN2 = 0.96 10） 接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%安全系数 S = 1,得： 吋1 = KHN/lg =0.9600 = 540MPa S r 匚 KHN 26 lim 2 小小小 厂厂小 厂 cc,蟲 r 2 0.96 汇 550 528MPa S 11） 许用接

15、触应力的计算 1 1 H=一（叭1 +叭2）= 7（540 +528）MPa 2 2 = 534MPa （2）计算 1） 试算小齿轮分度圆直径 H、c cc JktT1 口土1 ZHZE、2 d1t 乏 2.323 厂（ ） *d u j 1.3 況 20500 4.76+1 189.8 2 =3 乂 x（ ） mm 1 4.76 528 =37.33mm 2）计算圆周速度 Ysa3=1.58 Ysa4 =1.772 丫Fa3Ysa3 =。.。伶 F 3 丫Fa4Ysa4 =0.016： 2F4 m = 2.163mm m = 2.5mm Z3 =29 z4 = 98 a =158mm d3

16、= 72.5mm d4 = 245mm B3 = 78mm B4 = 73mm dmin =35.29mm Tea = 388908 N ! LT7 dmin = 14.446 二 d1t v 二 - 60 1000 =2.81m/ s 60 1000 b = dd1t =1 37.33mm = 37.33mm d1t 37.33 - mm = 1.556mm 20 = 2.25mt =2.25 1.556mm = 3.5mm 3733 =10.67 3.5 5）计算载荷系数 由参考文献2表 10-2 得使用系数kA =25 , 由图 10-8 得动载系数 心=1.15 由表 10-4 1.4

17、49， 图 10-13 k =1.38 直齿轮 J 二 kp = 1 故载荷系数为 k 二 kAkvkH ：.kH，1.25 1.15 1 1.449 =2.083 6) 按实际载荷系数校正所得分度圆直径 (T o ：2.083 d1 牡3 37.33 3- mm = 43.68mm 7) 计算模数 3) 计算齿宽b及模数 g LT3 dmin = 23.89mm 3.1.3 d1 =43.68 z1 20 =1.82 按齿根弯曲强度设计 二 37.33 1440 m/s TCa=26650N .mm mnt Zi （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

18、极限yFEi =500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限bFE2 =380MPa 2 ）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 kFNi = 085, kpN 2 = 090 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 kFN1 心曰 0.85X500 TF1= FN1 FE1 = MPa =303.57MPa S 1.4 kFNcFE2 0.90380 % = = - MPa =244.29MPa S 1.4 4） 计算载荷系数 k = kAkvkk = 1.25x1.15x1x1.28 = 1.84 5） 查取齿形系数 由文献2表 10-5YFa1 =2.65,YFa2 =

19、2.168 6）查取应力校正系数 由文献2表 10-5 YSa1 =1.58,Ysa2 =1.802 7） 计算大、小齿轮的 上艮并比较 厲 YFa1Ysa1=2.65.58 =0.01379 Sh 303.57 YFa2YSa2 2.1681.802 小一 JF2 244.29 大齿轮数值大 （2） 计算 =1.28mm 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m = 2mm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d43.68mm来计算齿数。 zi-d 43.688, 21.84 m 2 取乙=22, z2 乙=4

20、.755 22：104.61 圆整取z2 =105 3.1.4 相关几何尺寸的计算 （1） 中心距 （乙 z2）m （22 105） 2 a mm 2 2 = 127mm （2） 计算大、小齿轮的分度圆直径 d z-） = 22 2mm = 44mm d2=z2m=105 2mm = 210mm （3）计算齿轮宽度 b 二抽=1 44mm 二 44mm 取 B2 = 44mm, Br = 49mm 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 8 级精度; （3） 材料选择mn

21、 _3 2k% YFaYsa d Z1 ；F 邛 2 仙 20500 0.015992mm 1 242 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z3 = 24, 大齿轮的齿数为Z4二Z3 i2 =24 3.396 =81.504取乙=82 按齿面接触强度设计： |KtT2 u+1 ZE 2 d2t - 2.323 七 2 （ E ）2 d U J （1）确定公式内的各计算数值： 1 ）初选 Kt =1.3 2 ）计算小齿轮传递的转矩 T2 =92.67 N m 3 ）由

22、参考文献2表 10-7 选取齿宽系数叮=二1 4） 由表 10-6 1 查取材料弹性影响系数：ZE =189.8MPa-2 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： H lim3 = 600Mpa 大齿轮的接触疲劳强度极限： 二 Hiim4 = 550Mpa 6）计算应力循环次数： N13 =60njLh =60 302.84 1 2 8 300 10 = 0.8718 109 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:322 N4 N3 =0.8718 109 i2 3.396 9 = 0.2567 10 KHN3 =0

23、.96，KHN4=0.98 8)接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%安全系数 S = 1,得: 二 H 3 KHN” lim =0.96 600=576MPa 二 H】4 KHN4、lim4 = 0.98 550 =539MPa 10)许用接触应力的计算 (2)计算 1 6 = 2（二 H3 二 H4）= 2 （576 539）MPa = 557.5MPa 1)试算小齿轮分度圆直径 dr1*罟為2 二 2.323 1.6 926700 3396 1 （1898）2mm 3.396 539 =62.512mm 2) 计算圆周速度 -d 2tn2 v 二 - 60 1000 =0.991m/s 二

24、 62.512 302.84 m/s 60 1000 3) 计算齿宽b及模数mnt b = dd2t =1 62.512mm = 62.512 mm md262.512mm= 2.605mm 24 Z3 =2.25叶=2.25 2.605mm = 5.8605mm 氓=10.67 5.8605 5)计算载荷系数 由参考文献2表 10-8 得动载系数kv =1.09 由表 10-4 =1.422 , 查图 10-13 k =1.35 由表 10-2 得使用系数kA = 1 .25 直齿轮 J = kp = 1 故载荷系数为 k =kAkvkH,k =1.25 1.09 1 1.475 =1.98

25、5 6） 按实际载荷系数校正所得分度圆直径 d3 二 d3t3 k =62.512 3 1.985mm = 71.985mm 3 丁 v 1.3 7） 计算模数 d3 71.985 m = 3.00 Z3 24 3.2.3 按齿根弯曲强度设计 2kT2 YFaYsa dZf F （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二FE3 =500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 二FE4 =380MPa 2 ）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 kFN3 =0.87, kpN4 =0.89 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 J3=畑3

26、 FE3=0.87 500 抽卩玄=310.71MPa S 1.4 =哥4 飞4 = 0.89 380 MPa =241.57MPa S 1.4 4）计算载荷系数 k 二 kAkvkF_ kF ： = 1.25 1.09 1 1.42 = 1.935 5 ）查取齿形系数 由文献2表 10-5YFa3 =2.65,YFa4 =2.216 6）查取应力校正系数 由文献2表 10-5Ysa3 =1.58,Ysa4 =772 7)计算大、小齿轮的育并比较 YFa3YSa3 1 = 0.013476 310.71 YFa4YSa4 斜6 1 刀2 =。.。嗨厶 241.57 大齿轮数值大 (2) 计算

27、二 2.163mm 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m = 2.5mm 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d 71.985mm来计算齿数。 z3 二虫二 71.985 二 28.794 取 z3 二 29 m 2.5 取 z3 =29,z4 =i2，z3 =3.396 29 98.484 圆整取z4 =98 3.2.4 相关几何尺寸的计算 (1)中心距 (Z3 Z4)m (29 98) 2.5 a mm 2cosP 2 二 F)3 =4 2kT2 YFaYsa m _3 2 讥z；冋 2 1.935 92

28、670 0.06255mm 1 242 = 158.8mm 圆整为 a = 158mm (2)计算大、小齿轮的分度圆直径 d z3 m=29 2.5mm = 72.5mm d4 = z m =98 2.5mm = 245mm (36)计算齿轮宽度 b 二 dd3 =1 72.5mm = 72.5mm 圆整后 B3 = 78mm, B4 = 73mm 齿轮参数如下： d d Z Z a a b b 高速级 大 O O 2121 2 2 0505 1 1 4444 n 丄 4 4 2222 4949 * 低速级 大 5 5 2424 5 5 2 2 9898 8 8 5 5 1 1 7373 丄

29、5 5 72.72. 2929 7878 J 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 F3 =2.79kw 转速 n3 =89.175r/min 转矩 T3 = 299160 N mm 4.1.2 初步确定轴的最小直径 dmin 二人3 * =112 3 2.79 mm = 35.29mm _ n3 89.175 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di和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Tea二KAT3 由文献1表 14-1，考虑到转矩变化很小，取 KA =1.3 Tea 二 K

30、AT3 =1.3 299160 N mm = 388908 N mm 转矩Tca应小于联轴器公称转矩，选用 LT7 型弹性套柱销联 轴器，其388.988 103N mm，半联轴器孔径d40mm ， 故取d1 =40mm，半联轴器长度 L = 112mm，半联轴器和 轴配合的毂孔长度L1 =84mm。 4.1.3 轴的结构设计 （1）拟定方案如下图所示 _ / _ _ / x （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1） 为了满足半联轴器的轴向定位要求,1 轴段右端需制 出一轴肩，故取 2 段的直径d50mm，左端用轴端挡圈定 位,按轴端直径取密圭寸圈直径 d=50mm 半联轴器和轴配

31、合的 彀孔长度为 84mm 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不 压在轴的端面上，故取 1 段的长度应比配合长度略短一些， 取 h =82mm。 2） 初步选择滚动轴承 因轴承承受径向力的作用，故选用深沟球轴承，参 照工作要求并根据d2=50mm,由轴承产品目录初步选取 0 尺寸系列，标准精度等级的深沟球轴承 6011 ,则 d D B =55mm 90mm 18mm，故 d d 55mm ；而 17 -18mm。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 = 40mm I1 =82mm d2 二 50mm I2 二 44mm d3 =55mm 13 =3

32、7mm d4 =60mm I4 =70mm d5 = 70mm 15 =9mm d6 = 62mm l6 =65mm d7 二 55mm l7 =18mm (3) 轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器和轴的周向定位采用平键联接。 按d1和11由文献1查得 平键 b h L =12mm 8mm 70mm，配合为 H7/r6。 按d4和I 4由文献1查得 平键 b h L -18mm 11mm 50mm，配合为 H7/r6。 (4) 确定轴上圆角和倒角尺寸 轴端倒角皆为2 45 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 R =3.09kw 输出轴的最小直径是安装联

33、轴器处的直径。 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d1和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Tea二KAT1 由文献1表 14-1，考虑到转矩变化很小，取 KA =1.3 Tca KATI =1.3 20500 N mm = 26650 N mm 转矩Tca应小于联轴器公称转矩，选用 LT3 型弹性套柱销联 轴器，其 26.65 103 N mm，半联轴器孔径d1 =16mm ， 故取d16mm，半联轴器长度 L=42mm，半联轴器和 轴配合的毂孔长度L30mm。 轴的结构设计 （1）拟定方案如下图所示422 423 转速 n1 =

34、 1440r / min 转矩人=20500 N mm 作用在齿轮上的力 高速级大齿轮的分度圆直径为d 210mm 2 20500 N -195.24N 210 Fr 二 Ft tan： =195.24 tan20 N =71.06N 初步确定轴的最小直径 = 112 3.09 3 1440 mm = 14.446mm 4.2.4 (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d3 =25mm 初选深沟球轴承 6005, 其 d D B =25 47 12. l3 =12mm 小齿轮的分度圆直径为 44mm 其齿根圆直径(44-2.5 X

35、 2=39mm) 到键槽底部的距离 e Lh 60n IP 丿 6089.175 i 610 丿 故所选轴承满足工作要求，安全。 5.2 高速轴上的轴承 5.2.1 轴承的选择 由轴的设计中已选定的轴承型号为深沟球轴承。 参照工作要求，初选深沟球轴承 6005 其尺寸为 d XDXB=25X4712。 5.3 中间轴上的轴承 5.3.1 轴承的选择 由轴的设计中已选定的轴承型号为深沟球轴承。 参照工作要求，初选深沟球轴承 6006 其尺寸为 d xDB=30 沃 55 汉 13。 6键连接的选择 6.1 低速轴上的键 6.1.1 键的选择 由轴的设计可知， 低速轴上左端的键尺寸为 bx h x

36、 L = 18mmx 11 mmx 50mm 右端的键的尺寸为 bx h x L = 12mmx8mm 70mm 6.1.2 连接强度校核 键、轴和轮毂的材料都是钢，由文献2表 6-2 查得 许用挤压应力 Wp =100120MPa，取 Wp=115MPa 左端的键： 工作长度 1 = L b =50mm-18mm = 32mm 键和轮毂键槽的接触高度 k = 0.5h = 0.5 汽 11mm = 5.5mm 由文献2式（6-1 ）可得 2000T 2000799.16 r i 6= = =56.66MPa 6 J=115MPa p kld 5.5x32x60 p 故键足够安全 键的标记为：GB/T 1096-2003 键 18仆 50 右端的键： 工作长度 1 = L-b = 70mm12mm = 58mm 键和轮毂键槽的接触高度 k =0.5h = 0.58mm = 4mm 由文献2 一式（6-1 ）可得 、 2000T 2000799.16 一门k 1 一仆 d= - =- =64.47MFa 兰 6 J = 115MP