二级圆柱齿轮减速器说明书

目录一、前言 (2)1．作用意义 (2)2．传动方案规划 (2)二、电机的选择及主要性能的计算 (3)1．电机的选择 (3)2．传动比的确定 (3)3．传动功率的计算 (4)三、结构设计 (6)1．齿轮的计算 (6)2．轴与轴承的选择计算 (9)3．轴的校核计算 (11)4．键的计算 (14)5．箱体结构设计 (14)四、加工使用说明 (16)1．技术要求 (16)2．使用说明 (16)五、结束语 (17)参考文献 (18)一、前言1． 作用及意义机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。

传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。

传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。

合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。

本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。

传动方案采用了两级传动，第一级传动为二级直齿圆柱齿轮减速器，第二级传动为链传动。

齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之—。

本设计采用的是二级直齿轮传动(说明直齿轮传动的优缺点)。

说明减速器的结构特点、材料选择和应用场合。

综合运用机械设计基础、机械制造基础的知识和绘图技能，完成传动装置的测绘与分析，通过这一过程全面了解一个机械产品所涉及的结构、强度、制造、装配以及表达等方面的知识，培养综合分析、实际解决工程问题的能力，2． 传动方案规划原始条件：胶带运输机由电动机通过减速器减速后通过链条传动（传动比为2，传动效率为0.88），连续单向远传输送谷物类散粒物料，工作载荷较平稳，设计寿命10年，每天工作8小时，每年300工作日，运输带速允许误差为%5 。

原始数据:运输机工作拉力 )/(N F 2400 运输带工作转速)//(s m v 2.1 卷筒直径 mm D / 300二、电机的选择及主要性能参数计算1．电动机的选择⑴电机类型的选择，按已知工作要求和条件选用Y 系列一般用途的全封闭自扇鼠笼型三相异步电动机，电压380V⑵电动机的选择 滚筒工作所需功率为：kW Fv P 88.210002.124001000=⨯==ω确定各个部分的传动效率为：链条传动效率88.01=η，滚动轴承效率（一对）98.02=η，闭式齿轮传动效率97.03=η，二级减速器传动效率96.04=η，带入得 733.096.097.098.088.024423421=⨯⨯⨯==ηηηηη所需电动机功率为：kW P P d 93.3733.088.2===ηω因载荷平稳，电动机额定功率P ed 大于P d ，查电动机技术数据选择电动机的额定功率为5.5kW 。

⑶确定电动机的转速 滚筒轴的工作转速为：min 4.76100060r Dv n =⨯=πω根据书[1]中表2-1推荐的传动比范围，二级圆柱齿轮减速器为8~40，链传动比为2，总传动比80~16='ai ，故电动机转速可选范围为 m in 3056~4.12224.76)80~16(r n i n w a d=⨯='=' 符合这一范围的同步转速有1500和3000m in r 两种，考虑到传动装置及电动机的价格和质量，查[1]中表8-169中Y 系列电动机技术数据，选电动机选用1500m in r 电动机，型号为Y132S-4。

额定功率5.5kW ，转速1440m in r ，额定转矩2.2 。

2．传动比的确定 总传动比为： 85.184.761440===w m n n n i分配传动比：链传动传动比为2，则减速器的传动比为：425.9285.18==i取二级圆柱齿轮减速器低速级传动比123.1i i = 所以高速级传动比 69.23.1425.93.11===i i 低速级传动比 5.369.2425.92==i3．传动功率计算轴1：M N n P T r n kWP P d ⋅=⨯====⨯=⨯=53.25144085.395509550min 144085.398.093.3111121η轴2：kW P P 66.397.098.085.33212=⨯⨯=⨯⨯=ηηm in 32.53569.21440112r i n n === M N n P T ⋅=⨯==29.6532.53566.395509550222图1轴3：M N n P T r n n kWP P ⋅======⨯⨯=2.2179550min 1535.32.53548.33332233223ηη轴4：M N n P T r n n kWP P ⋅======⨯⨯=51.3749550min 5.76215300.34430342134ηη三、 结构设计1．齿轮的计算（1）由[2]表10-1选用闭式直齿圆柱齿轮传动，为使结构紧凑，小齿轮选用40Cr （调质），硬度280HBS ，大齿轮选用45钢（调质），硬度240HBS ，二者材料硬度差40HBS 。

由[2]表10-4选择齿轮精度7级。

取小齿轮齿数 =1z 24,则大齿轮齿数=2z 2.69⨯24≈64.56，取=2z 65。

（2）按齿面接触疲劳强度设计，由书[2] 设计公式（10-9a ）进行试算： 3211)][(132.2n E d t Z u u KT d σ⋅+⋅Φ⋅≥ 1）确定公式内各个计算数值 试取3.1=t K ，小齿轮转矩m m N 102.553T 41⋅⨯= 查[2]表10-7，选取齿宽系数1=Φd查[2]表10-6，得 材料的弹性影响系数218.189MP Z E =查[2]图10-21d ，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 6001lim =σ，大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5502lim =σ计算的寿命系数N Y （以工作寿命10年，每年工作300天，每天8小时设计）： 小齿轮应力循环系数9'1110074.2830010114406060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==h L n N大齿轮应力循环系数91121077.0⨯==i N N 由[2]图10-19查得按接触疲劳疲劳寿命系数92.01=HN K ，95.02=HN K ，取失效概率为1%，安全系数S=1，由[2]式10-12得552192.0600][11lim 1=⨯==SK HN H H σσMPa 5.522195.0550][22lim 2=⨯==SK HN H H σσMPa 2）试算齿轮分度圆直径3211)][(132.2n E d t Z u u KT d σ⋅+⋅Φ⋅≥=42.175mm 计算圆周速度：s m n d v t 18.31000601440175.4210006011=⨯⨯⨯=⨯=ππ计算齿宽：mm d b d 175.42175.421=⨯=Φ= 计算齿宽与齿高比 模数：mm Z d m t t 757.124175.4211===齿高：mm m h t 954.3757.125.225.2=⨯==67.10954.3175.42==h b 计算载荷系数：根据s m v /18.3= ，查[2]表10-8，得动载系数12.1=v K 。

查[2]表10-3得直齿轮1==ααF H K K 。

查表10-2得1=A K 。

查[2]表10-4，7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置418.1=βH K 。

由齿宽与齿高比10.67及418.1=βH K ,查[2]中图10-13得33.1=βF K 。

所以载荷系数为588.1418.1112.11=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，有[2]公式（10-10a ）得 mm K K d d t t 086.453.1588.1175.423311=⨯=⋅= 计算模数：mm Z d m 88.124086.4511===（3）按齿根弯曲强度计算 3211)][(2F Sa Fa d Y Y z KT m σφ≥ 式中各个计算数值查书[2]图10-20c 得小齿轮弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=σ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 3802=σ；由书[2]图10-18取弯曲疲劳寿命系数88.0,85.021==FN FN K K ；计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由[2]中公式10-12得MPa S K FE FN F 57.303][111==σσ ，MPa SK FE FN F 86.238][222==σσ 计算载荷系数：49.133.1112.11=⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K 查表取齿形系数：65.21=Fa Y ,26.22=Fa Y 查表取应力校正系数：74.1,58.121==Sa Sa Y Y 故，小齿轮01379.0][111=F Sa Fa Y Y σ，大齿轮01646.0][222=F Sa Fa YY σ，大齿轮的值大 故 mm m n 296.101646.02410553.249.12324=⨯⨯⨯⨯≥ 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疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度算得的模数1.296，并圆整为标准值1.5mm ，按接触疲劳强度算得的分度圆直径086.451=d mm 算出小齿轮齿数：305.1086.4511≈==m d z 大齿轮齿数：7.8069.230112=⨯=⨯=i z z 取832=z 。

(4)几何尺寸计算mm m z d 455.130111=⨯== mm m z d 5.1245.183122=⨯== mm d d a 8525.12445221≈+=+=齿宽：mm d b d 454511=⨯=Φ=所以取小齿轮齿宽：mm B 551= 大齿轮齿宽：mm B 502= 齿轮3和齿轮4的确定：同理，通过计算，取齿轮3的齿数为313=z ，齿轮4的齿数为1094=z ，模数为22=m 计算几何尺寸：mm m z d 62231233=⨯== mm m z d 2182109244=⨯== mm d d a 1402218622432=+=+=齿宽：mm d b d 626213=⨯=Φ=所以取小齿轮齿宽：mm B 703=，大齿轮齿宽：mm B 654=2．轴与轴承的选择和计算 输出轴即轴3的设计计算(1)初步确定轴的最小直径：已知48.33=P kw ,1533=n r/min, 2.217=I T N •m选用材料为45钢，经调质处理，根据查[2]表15-3，取1250=A ,查[2] 表15-1得对称循环弯曲许用应力MPa 60][1=-σ,按扭转强度计算，初步计算轴径mm n P A d 7.3115348.311233330min =⨯=≥ 考虑键槽的影响，增大3% ，则mm d 7,32)03.01(7.31min =+⨯=轴最小直径输出直径为安装联轴器处，联轴器的孔径有标准系列，故轴最小直径处须与联轴器的孔径想适应，所以，取轴的最小直径为mm d 35=I(2)确定轴各段的直径和长度①1d ：mm d 351=1L ：根据联轴器的长度，取mm L 801=②2d ：半联轴器需要定位，故需设计一定位轴肩，轴肩高度5.3~204535)1.0~07.0()1.0~07.0(1=⨯==d h ，所以取mm h 5.3=则mm d 427352=+=2L ：根据外伸长度确定为60mm③3d ：这段与轴承配合，初选轴承内径为mm d 45=，初定为6209 3L ：根据轴承宽度b=19mm ，所以L 3=20mm④4d ：有轴承的安装尺寸确定，取mm d 524=4L ：根据装配草图大齿轮和轴承在箱体内位置取mm L 5.664= ⑤7d ：安装轴承，采用套筒给齿轮定位，mm d 457= 7L ：根据装配草图，确定mm L 5.427= ⑥6d ：这段安装齿轮，取mm d 506= 6L ：根据齿轮宽度，取mm L 623656=-=⑦5d ：这段为轴环的直径，用来定位齿轮，故需要设计定位轴肩，mm d 605= 5L ：轴环长度，按h L 2~5.1≈确定，所以这里取mm L 125=(3)轴承的选择对轴进行受力分析，轴承上受到的力为21,F F ，如图3图2图3N d T F t 8688502.21722=⨯==N F F t r 3162tan ==α 求支反力 垂直方向：⎩⎨⎧=⋅-⋅=+061182221t H t H H F F F F F ⇒⎩⎨⎧==N F NF H H 2912577621 水平方向：⎩⎨⎧=-⋅=+0611822121V V r V V F F F F F ⇒⎩⎨⎧==N F NF V V 1060210221 所以轴承上受到的力为：N F F F V V 614622211=+= ,N F F F H H 309922212=+=轴承只受到径向力，没有轴向力，计算当量动载荷P ，根据[2]中公式13-8a )(t r p YF XF f P += 取1,2.1==X f p ，则 2.737561462.1=⨯=P N根据书[2]公式13-6，求轴承应有的基本额定动载荷值N l n P C h 445441024000153602.737510603636=⨯⨯⨯='⨯= 查机械设计手册[6]选择C=52800N 的6309轴承。