二级圆柱齿轮减速器——机械课程设计

1、设计题目

带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器

2、系统简图

系统简图如下图所示

滚筒联轴器减速器

联轴器

v电动机输送带3、工作条件

单向运转，有轻微振动，经常满载，空载启动，单班制工作（一天8小时），使用期限5年，输送带速度容许误差为±5%。

4、原始数据

拉力F=2.2kN 速度v=09m/s 直径D=300mm

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二、总体设计

（一）、选择电动机 1、选择电动机的类型

根据动力源和工作条件，选用Y型三相交流异步电动机。

2、确定电动机的功率

1）计算工作所需的功率

PwFwvw1000w2.210000.910000.952.08kW

其中，带式输送机的效率w0.95。

2）通过查《机械设计基础课程设计》表10-1确定各级传动的机械效率：V带 1=0.96；齿轮 2=0.97；轴承 3=0.99；联轴器 4=0.99。总效率

12340.960.970.990.992322320859。

。

电动机所需的功率为：P0Pw2.080.8592.42kW由表《机械设计基础课程设计》10-110选取电动机的额定功率为3kW。 3）电动机的转速选960r/min 和1420r/min两种作比较。 工作机的转速：nw60000vD57.3r/min

现将两种电动机的有关数据进行比较如下表所示 额定功率满载转速 方案 电动机型号 /kW /rmin1 传动比 Ⅰ Y132S-6 3 960 16.76 Ⅱ Y100L2-4 3 1420 24.78 由上表可知方案Ⅱ的总传动比过大，为了能合理分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案Ⅰ。

4）选定电动机型号为Y132S-6。查表《机械设计基础课程设计》10-111得电动机外伸轴直径D=38，外伸轴长度E=80，如下图所示。

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（二）、传动比分配

根据上面选择的电动机型号可知道现在的总传动比i=16.76，高速级齿轮转动比i14.76，低速级齿轮传动比i23.52。

（三）、传动装置的运动和动力参数

1、各轴的转速计算

n1nm960r/minn2n3n1i1n2i29604.76201.7r/min57.3r/min

130.143.522、各轴输出功率计算

P1P0430.99kW2.97kWP2P1322.970.990.97kW2.85kW P3P2322.850.990.97kW2.74kW3、各轴输入转矩计算

T19550T29550T39550P1n1P2n2P3n39550955095502.97960Nm29.5NmNm134.9Nm2.85201.72.7457.3Nm456.7Nm

各轴运动和动力参数如下表所示 参数 高速轴 960 转速n/rmin1 功率P/kW 转矩T/Nm 传动比i 2.97 29.5 4.76 轴名 中间轴 201.7 2.85 134.9 低速轴 57.3 2.74 456.7 3.52 第 2 页 共 22页

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三、传动零件的计算

（一）、高速级齿轮传动设计

1、选定高速级齿轮精度等级、材料及齿数。

1）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度足够。

2）通过查教材表11-1选择小齿轮的材料为40MnB，调质处理，齿面硬度为241-286HBS，Hlim1730MPa,FE600MPa，大齿轮为ZG35Si，调质处理，硬度为241-269HBS，Hlim2620MPa,FE510MPa。

3）选小齿轮齿数为Z1=26，则大齿轮齿数Z2=i1×Z1=26×4.76=123.76，取Z2=124，实际传动比iz2z1124264.77。

2、按齿面接触强度设计 设计公式d132KT1du1ZE uH2（1）确定公式内的各计数值 1）试选载荷系数K=1.5

2）小齿轮传递的转矩T1=29.5N·m=29500N·mm 3）通过查教材表11-6选取齿宽系数0.8

14）通过查教材表11-4得弹性系数ZE188MPa2 5）计算接触疲劳许用应力 通过查教材表11-5，取SH1.1

H1H2Hmin1SH7301.161.16MPaHmin2SH

5MPa（2）计算

1）试计算小齿轮分度圆的最小直径d1

d12KT1u1ZE45.3mm uH

23d2）计算齿宽 bdd10.845.336.24，取b240mm,b145mm3）计算模数 md1z145.3261.74，取m=2mm

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实际直径d1z1m26252mm,d21242248mm 4）验算弯曲疲劳强度

通过查教材表11-5，取SF1.25 由图11-8和11-9查得

YFa12.71,YSa11.62YFa22.12,YSa21.83，则

F1F22KT1YFa1YSa1bmz1293.4MPaF1480MPaF1YFa2YSa2YFa1YSa1

82.5MPaF2408MPa5）齿轮的圆周速度

vd1n16010002.61m/s

对照表11-2可知选用8级精度是合宜的。 高速齿轮各参数如下表所示 名称 计算公式 模数 m 压力角 n 齿数 z1z2结果/mm 2 200 26 124 4.77 52 248 *传动比 分度圆直径 i d1d2 齿顶圆直径 da1d12hamda2d22hm*a 56 252 47 243 150 45 40 齿根圆直径 df1d12(hac)mdf2d22(hc)m*a*** 中心距 齿宽 am(z1z2)2 b1b5b2b （二）、低速级齿轮传动的设计

1、选定高速级齿轮精度等级、材料及齿数。

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1）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度足够。

2）通过查教材表11-1选择小齿轮的材料为40MnB，调质处理，齿面硬度为241-286HBS，Hlim1730MPa,FE600MPa，大齿轮为ZG35Si，调质处理，硬度为241-269HBS，Hlim2620MPa,FE510MPa。

3）选小齿轮齿数为Z1=34，则大齿轮齿数Z2=i2×Z1=34×3.52=119.68，取Z2=120，实际传动比iz2z1120343.53。

2、按齿面接触强度设计 设计公式d132KT2du1ZE uH2（1）确定公式内的各计数值 1）试选载荷系数K=1.5

2）小齿轮传递的转矩T2=134.9N·m=134900N·mm 3）通过查教材表11-6选取齿宽系数0.8

14）通过查教材表11-4得弹性系数ZE188MPa2 5）计算接触疲劳许用应力 通过查教材表11-5，取SH1.1

H1H2Hmin1SH7301.161.16MPaHmin2SH

5MPa（2）计算

1）试计算小齿轮分度圆的最小直径d1

d12KT2u1ZE76.7mm uH23d2）计算齿宽 bdd10.876.761.36，取b265mm,b170mm 3）计算模数 md1z176.7342.25，取

m=2.5mm

实际直径d1z1m352.585mm,d21202.5300mm 4）验算弯曲疲劳强度

通过查教材表11-5，取SF1.25

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由图11-8和11-9查得

YFa12.61,YSa11.63YFa22.15,YSa21.78，则

F1F22KT1YFa1YSa1bmz12141.3MPaF1480MPaF1YFa2YSa2YFa1YSa1

127.1MPaF2408MPa5）齿轮的圆周速度

vd1n26010000.79m/s

对照表11-2可知选用8级精度是合宜的。 低速齿轮各参数如下表所示

名称 模数 压力角 齿数 计算公式 m n z1z2结果/mm 2.5 200 34 120 3.53 85 300 *传动比 分度圆直径 i d1d2 齿顶圆直径 da1d12hamda2d22hm*a 90 305 78.75 293.75 195 70 65 齿根圆直径 df1d12(hac)mdf2d22(hc)m*a*** 中心距 齿宽 am(z1z2)2 b1b5b2b

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四、轴的设计

（一）、轴的材料选择和最小直径估计

根据工作条件，选定轴的材料为45钢，调质处理。轴的最小直径计算公式dminC3Pn ，C的值通过查教材表14-2确定为：C=107。

P1n12.979601、高速轴 d'min1C3107315.6mm 因为高速轴最小直径处

'安装联轴器设一个键槽，因此dmin1dmin15%16.4mm。 12、中间轴 dmin2C3P2n2P3n310732.85201.72.7457.325.9mm。

3、低速轴 dmin1C3107338.8mm 因为低速轴最小直径处

'15%40.7mm。 安装联轴器设一个键槽，因此dmin1dmin1第 7 页 共 22页

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（二）、减速器的装配草图设计

减速器草图如下图所示

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（三）、轴的结构设计

1、高速轴

1）高速轴的直径的确定

d11：最小直径处 与电动机相连安装联轴器的外伸轴段，因此d1138mmd12：密封处轴段 d1242mm

滚动轴承选取6009 ：d×D×B=45mm×75mm

滚动轴承轴段 d1345mmd13：×16mm

d14:过渡段 d1448mm

齿轮轴段由于齿轮直径较小，所以采用齿轮轴结构。

d15：滚动轴承段，d1545mm

2）高速轴各段长度的确定

l11： l1150mm

l12：由箱体结构，轴承端盖、装配关系等确定l1240mml13：由滚动轴承、挡油环及装配关系等确定 l1330mml14：由装配关系、箱体结构确定l1480mm l15：由高速小齿轮齿宽确定l1545mm

l16：由箱体结构，轴承端盖、装配关系等确定l1540mm2、中间轴

1）中间轴各轴段的直径确定

d21：最小直径处 滚动轴承轴段，因此d2145mm.滚动轴承选取6009 d×

D×B=45mm×75mm×16mm。

d22：低速小齿轮轴段 取d2248mm

d23：轴环，根据齿轮的轴向定位要求 取d2352mmd24: 高速大齿轮轴段 取d2448mmd25：滚动轴承段 d2545mm

2）中间轴各轴段长度的确定

l21：由滚动轴承，挡油盘及装配关系 取l2132.5mm第 9 页 共 22页

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l12：由低速小齿轮齿宽取l2265mml23：轴环 取l2310mm10

l14：由高速大齿轮齿宽 取l2440mml25：l2542.5mm

3、低速轴

1) 低速轴各轴段的直径确定

d31： 滚动轴承轴段，因此d3150mm.滚动轴承选取6010 d×D×B=50mm

×80mm×16mm。

d32：低速大齿轮轴段 取d3252mm

d33：轴环，根据齿轮的轴向定位要求 取d3356mmd34: 过度段取，考虑挡油盘的轴向定位 取d3454mmd35：滚动轴承段 d3550mmd36

：封密轴段处，根据联轴器的定位要求以及封面圈的的标注，取

d3648mmd37：最小直径，安装联轴器的外伸轴段d3745

2）低速轴各轴段长度的确定

l31：由滚动轴承、挡油盘以及装配关系等确定取l3132.5mml32：由低速大齿轮齿宽 取l3265mml33：轴环 取l3310mm

l34：由装配关系和箱体结构 取l3445mml35：滚动轴承、挡油盘以及装配关系 l3542.5mml36：由箱体结构，轴承端盖、装配关系等确定l3640mml37：l3775mm

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五、轴的校核（低速轴）

1、低速轴的受力分析

圆周力、径向力、轴向力大小如下：

Ft2Td342456.70.33044.67N

FrFttan3044.670.361096.08N

2、低速轴的受力情况如下图所示

3、求垂直面的支承反力

F1vFrL1L1096.08119.51791v731.74N

FF2vFFrFF23.34N

4、求水平面的支承反力

1H2Ht3044.67/21522.34N

5、绘制垂直面的弯距图如下图所示

Mav'F2vL2=3.34×0.0595=21.68N.m

MavF1vL2=731.74×0.1195=87.44N.m

6、绘制水平面的受力与弯距图如下图所示

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M

aHFM1HL11522.340.1195181.92Nm

7、求合成弯距

Ma2aV2M2aH221.68181.9287.44181.922222183.21Nm MaMaVMaH201.84Nm8、危险截面的当量弯距

由下图可见，截面a-a最危险，其转距

T3456.7N.m

当量弯距

如认为轴的扭切应力是脉动循环变力，取折合系数=0.6，代入上式

MeM2a(T)2183.21(0.6456.7)22329.63Nm9、计算危险截面处轴的直径

轴的材料为45钢，调质处理，由教材14-1查得b=650 MPa，由表14-3查得1b=60MPa

d≥

3M0.1[e1b3]＝

329.630.16010610338.02mm

考虑到键槽对轴的削弱，将d值增大5%，故d=1.05×38.02=39.92mm<44mm 故轴符合强度要求。

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六、键的选择

（一）、高速轴键的选择

高速轴上只有安装联轴器的键。根据安装联轴器处直径d=38㎜，通过查《机械设计基础课程设计》表10-33选择普通平键。选择的键尺寸：b×h=12×8 （t=5.0，r=0.25）。标记：键12×8 GB/T1096-2003。键的工作长度L=44mm,键的接触高度k=0.5h=0.5×8=4mm，传递的转矩TT129.5Nm。

按表6-2差得键的静连接时需用应力[p]100MPa 则

p2T10kld3229.5104443838.82MPa[p]

所以高速轴上的键强度足够。

（二）、中间轴键的选择

中间轴上的键是用来安装齿轮的，因此选用圆头普通平键。因为高速大齿轮齿宽B=40mm ，轴段直径d=48mm，所以通过查《机械设计基础课程设计》表10-33选用b×h =14×9（t=5.5，r=0.25），标记：键14×9GB/T1096-2003 。低速小齿轮齿宽B=70 ，轴段直径d=48，所以选用b×h=14×9（t=5.5，r=0.25），标记：键14×9 GB/T1096-2003 。由于两个键传递的转矩都相同，所以只要校核短的键。短键的工作长度L=36m,键的接触高度k=0.5h=0.5×9=4.5mm，传递的转矩TT2134.9Nm 则

p2T10kld32134.9104.53648334.70MPa[p]

故轴上的键强度足够。

（三）、低速轴键的选择

低速上有两个键，一个是用来安装低速级大齿轮，另一个是用来安装联轴器。齿轮选用圆头普通平键，齿轮的轴段的直径d=95mm，轮宽B=130mm ，通过查表《机械设计基础课程设计》表10-33选用b×h=14×9（t=5.5，r=0.25）标记：键14×9GB/T1096-2003 。键的工作长度 L=59mm,键的接触高度k=0.5h=0.5×9=4.5mm，传递的转矩TT3456.7Nm 则

p2T10kld32456.7104.55952366.16MPa[p]

故安装齿轮的键强度足够。

安装联轴器的键用单圆头普通平键，轴直径d=45mm，所以选键b×h=14×9。标记：键14×9 GB/T1096-2003。键的工作长度 L=78mm,键的接触高度k=0.5h=0.5

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×=4.5mm，传递的转矩TT3456.7Nm 则

p2T10kld32456.7104.57945357.10MPa[p]

故选的键强度足够。

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七、滚动轴承的选择

（一）、高速轴轴承的选择

根据载荷及速度情况，选用深沟球轴承。由高速轴的设计，根据

d13d1545mm，查《机械设计基础课程设计》表10-35选轴承型号为6009。

（二）、中间轴轴承的选择

根据载荷及速度情况，选用深沟球轴承。由中间轴的设计，根据

d21d2545，查《机械设计基础课程设计》表10-35选轴承型号为6009。

（三）低速轴轴承的选择

根据载荷及速度情况，选用深沟球轴承。由低速轴的设计，根据

d31d3550，选轴承型号为6010。

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八、联轴器的选择

根据工作要求，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输出轴（低速轴）选用凸缘联轴器，考虑到转矩变化小，取KA1.3，则

T1KAT11.329.538.35NmTKAT21.3134.9175.37Nm'2'

按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查《机械设计基础课程设计》表10-41，高速轴选用YL7联轴器，公称转矩Tn160Nm，孔径d=38mm，L=60mm，许用转速n=7600r/min，故适用; 低速轴选用YL10联轴器，公称转矩

Tn630Nm，孔径

d=45mm，L=84mm，许用转速n=6000r/min，故适用。

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九、箱体的设计

箱体各部分尺寸关系如下表所示 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数量 轴承旁联结螺栓直径 盖与座联接螺栓直径 联接螺栓d2的间距 轴承端盖螺钉直径 检查孔盖螺钉直径 定位销直径 大齿轮齿顶圆与箱体壁的距离 轴承座轴承盖外径 符号 δ δ1 b1 b df n d1 d2 L d3 d4 d L1 D1 D2 D3 L2 C1 C2 m1 尺寸关系mm 10 8.5 12.75 15 M16 6 M16 M8 M10 M4 8 125 125 130 16 14 8.5 箱体外壁到轴承座端面的距离 凸缘尺寸 箱坐上的肋厚

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十、润滑、密封的设计

1、润滑

因为齿轮的速度都比较小，难以飞溅形成油雾，或难以导入轴承，或难以使轴承浸油润滑。所以，减速器齿轮选用润脂脂润滑的方式润滑。

1、密封

为了防止泄漏，减速器的箱盖与箱体接合处和外伸轴处必须采取适当的密封措施。箱体与箱盖的密封可以通过改善接合处的粗糙度，一般为小于或等于6.3，另外就是连接箱体与箱盖的螺栓与螺栓之间不宜太大，安装时必须把螺栓拧紧。外伸轴处的密封根据轴的直径选用国家标注U型密封圈。

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