新版两级减速器设计完整版.docx

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新版两级减速器设计完整版

1.题目及总体方案分析.........................................................................................2

2.电动机的选择.....................................................................................................3

3.传动装置的总传动比和分配传动比.................................................................5

4.传动系统的运动和动力参数计算.....................................................................5

5.设计高速级齿轮...............................................................................................16

6.设计低速级齿轮...............................................................................................17

7.带传动设计........................................................................................................17

8.减速器轴及轴承的键设计...............................................................................18

9.减速器的润滑和密封.......................................................................................18

10.箱体结构尺寸...................................................................................................20

11.设计总结............................................................................................................23

12.

参考文献............................................................................................................24

一．题目及总体方案分析

题目：

设计一个带式输送机用减速器

给定条件：

由电动机驱动，输送机的牵引力F=2200N,运输带速度v=1.2m/s，运

输机的滚筒直径D=240mm。

带式输送机连续单向运转，载荷平稳，空载启动，室

内工作，有粉尘；使用期限15年，大修期3年，动力源为三相交流电，小批生

产，输送速度允许误差为±5%。

计算及说明结果

减速器类型选择：

选用展开式二级圆柱直齿轮减速器。

特点及应用：

结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的

刚度。

高速级齿轮布置在远离转矩输入端，以减缓沿齿宽在和分布不均匀的现象。

高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。

整体布置如下：

图示：

5为电动机，4为联轴器，3为减速器，2为带传动，1为输送机滚筒，

6为低速级齿轮传动，7为高速级齿轮传动。

辅助件有：

观察孔盖，油标和油尺，放油螺塞，通气孔，吊环螺钉，吊耳和

吊钩，定位销，启盖螺钉，轴承套，密封圈等。

二．电动机的选择

（1）选择电动机的类型

按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电

压380V.

（2）选择电动机的容量

p

此带式运输机，其电动机所需功率为

w

p=

d

h

å

式中：

—工作机的有效功率，即工作机的输出功率，单位为kW。

p

w

h

—从电动机到工作输送带间的总效率。

å

h

h

是组成传动装置和工作机的各部分运动副或传动副的效率乘积。

设、

1

å

hhh

h

、分别为联轴器、滚动轴承、齿轮传动及卷筒传动和带传动的效率，

、、

2345

h

=0.99

42

hhhhhh

则

=

1

å12345

h

=0.98

h

h

h

=0.98

查《机械设计课程设计指导书》表9-1取=0.99，，

=0.97，

2

1

2

3

h

=0.97，

h

42

h

h

=0.97，

则

=0.96，

=0.99´0.98´0.97´0.97´0.96=0.8

3

4

5

å

F´V

h

=0.97，

工作机的有效功率所

P==2200´1.2/1000=2.64kw

4

w

1000

h

P

=0.96，

5

w

P==2.64/0.8=3.3kw

d

h

以电动机所需功率

总

h

=0.8

å

3）确定电动机的转速

2.64kw

P=

w

二级圆柱齿轮减速器传动比工作机卷筒轴的转速为

i=8~40，

å

=3.3kw

P

d

60´1000v60´1000´1.2

==96rminn=

w

pp

d´240

所以电动机的转速可选范围为

n=in=（8~40）´96rmin=（768~3840）rmin

所选电机

dåw

Y112M-4

rmin

综合考虑，决定选用1500的电动机。

根据电动机类型、容量和转速由机械手册选定电动机型号为Y112M-4，其主要性能如

下：

动机额定功率P=4kw；

n

满载转速=1440r/min；

P=4kw

m

三．传动装置的总传动比和分配传动比

=1440r/min

n

m

n

1440

m

i===15

（1）总传动比为其中为满载转速。

n

å

m

n96

w

（2）分配传动比考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近。

i=3

取

1

i

15

å

i===5

2

总传动比15

i=

i3

å

1

2.4

i=

i=ii

3

234

i=1.2i

i=

2

34

4

i=

取2.4，2

i=

4

3

i

i

ii

其中：

为总传动比，为带的传动比，为高速级齿轮传动比，为低速级齿轮传动比

4

1

å3

四．传动系统的运动和动力参数计算

（1）各轴的转速

n=1440rmin

1

Ⅰ轴

n=n=1440rmin

1m

n=600rmin

2

n

1440

1

n==rmin=600rmin

Ⅱ轴

2

300rmin

n=

i2.4

3

3

n

600

300rmin

n=

2

==300rminn=

Ⅲ轴

w

3

i2

4

卷筒轴

n=n=300rmin

w3

（2）各轴的输入功率

h

Ⅰ轴

p=p=3.3kW´0.99=3.27kW

3.27kW

p=

1d1

1

hh

p=p=3.267kW´0.98´0.97=3.11kW

Ⅱ轴

3.11kW

p=

2123

2

hh

2.95kW

p=p=3.1056kW´0.98´0.97=2.95kWp=

Ⅲ轴

32233

hh

2.86kW

p=p=2.95kW´0.98´0.99=2.86kWp=

卷筒轴

321

卷卷

（3）各轴的输入转矩

电动机轴的输出转矩为

p

3.3kW

T=

664

d

T=9.55´10´=9.55´10´=2.1885´10N×mm

d

d

n1440rmin

m

4

2.1885N·mm

´10

44

h

Ⅰ轴

T=T=2.1885´10N×mm´0.99=2.1667´10N×mm

1d1

T=

1

44

hh

Ⅱ轴

T=Ti=2.1667´10´0.98´0.97´2.4=4.9431´10N×mm

21233

4

2.1667´10N×mm

4

hh

Ⅲ轴

T=Ti=49431´0.98´0.97´2=9.3748´10N×mm

32234

T=

2

44

hh

卷筒轴

T=T=9.3748´10´0.98´0.99=9.0954´10N×mm

321

卷

4

4.9431´10N×mm

现将计算结果汇总如下：

转速

T=

转矩T∕

3

轴名功率P∕kW

rmin

n（）

（N·mm）

4

9.3748´10N×mm

4

电机轴3.31440

2.1885

´10

T=

卷

4

Ⅰ轴3.271440

2.1667

´10

4

9.0954´10N×mm

4

Ⅱ轴3.11600

4.9431

´10

4

Ⅲ轴2.95300

9.3748

´10

4

卷筒轴2.86300

9.0954

´10

五．设计高速级齿轮

（1）齿轮材料，热处理及精度

考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮

#

①材料：

高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮（197~286）

45

Z

HBS取小齿齿数=17

1

#

i

高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮（156~217）HBSZ=×

45

2

3

Z=2.4×17=40.8取Z=41.

2

1

②齿轮精度

按GB/T10095－1998（《机械设计基础》以下简称教材p168），选择7级，齿

根喷丸强化。

（2）设计计算

齿轮材料

①设计准则

45钢

齿轮要正常工作必须满足一定的强度以免失效，因此要通过强度计算来设计齿轮的

尺寸，先分别按齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度计算出最小分度圆直径进而

算出模数，比较两者的大小，然后按标准模数取值，再根据模数算出最后的分度圆

直径等齿轮尺寸。

考虑到装配时两齿轮可能产生轴向误差，常取大齿轮齿宽b=b,而

2

小齿轮宽b=b+（5~10）mm,以便于装配。

1

②按齿面接触疲劳强度设计

3

2KTZZ

u+1

2

1HE

d³´´（）

1t

fs

u[]

dH

按教材p169取K=1.6

Z=2.5

教材p171对于标准齿轮，区域系数

H

s

s

=600=360MPa

按教材表11-1小齿轮接触疲劳极限MPa，大齿轮，取

Hlim1Hlim2

1

S=1

失效效率

100

H

s

s

[]

[]

s

s

许用接触应力600MPa，

Hlim1Hlim2

====360MPa

H1H2

SS

HH

[][]

ss

+600+360

[]

s

H1H2

则

==480MPa=

H

22

Z=189.8MPa

弹性系数

E

d

2

f

u==2.4

按教材p175非对称布置

=1

d

d

1

4

转矩

T=2.1667´10N×mm

1

初取

于是有小齿轮的分度圆直径

小齿轮的分度圆直

3

2KTZZ

u+1

径

2

1HE

=

d³´´（）

1t

fs

u[]

d=45.78mm

dH

2

4

2´1.6´2.1667´102.4+12.5´189.8

æö

´´=45.78mm

ç÷

3

12.4480

øè

③计算几何尺寸

f

齿宽

b=´d=45.78mm

1d1

dz=45.7817=2.7mm

模数m=

11

④校核齿根弯曲疲劳强度

3

YY

2KT

FaSa

m

1

根据教材p173≥mm

2

s

[]

f

Z

F

d1

4

f

K=1.6,Z=17,Z=45

=1

转矩mm,.

T=2.1667´10N×

12

d

1

齿宽

ss

=450MPa,大齿轮=300

由教材表11-1取小齿轮弯曲疲劳极限

FE1FE2

s

450

b

=45.78mm

[]

s

S=1.25

取，则

FE1

===360MPa

1

F

F1

S1.25

F

模数m=2.7

s

300

[]

s

FE2

===240MPa

F2

S1.25

F

查教材的图得

Y=3.1,Y=2.25,Y=1.53,Y=1.8

Fa1Fa2Sa1Sa2

YYYY

3.1´1.532.25´1.8

于是有

Fa1Sa1Fa2Sa2

==0.013175,==0.016875

ss

[]360[]240

F1F2

大齿轮的数值较大，选用。

3

4

YY

2KT

2´1.6´2.1667´10

FaSa

m

1

于是有≥mm==1.593mm

´0.016875

3

2

s

2

[]

f

1´17

Z

F

d1

最终

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

取模数

模数，按教材p57GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲

m=2mm

mm

劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=42.75来计算应有的齿数.于

Z=23

1

1

d

45.78

Z=

56

1

Z===22.89

Z=23

是取

2

1

1

m2

中心距

a=78mm

则

Z=Zi=2.4´23=56

213

d=

46mm

⑤计算几何尺寸

1

（）

（）

mZ+Z

223+56

d

=112mm

12

==78mm

中心距a=

2

22

b=46mm

d=Zm=23´2=46mm

大小齿轮分度圆直径

b=50mm

11

1

d=Zm=56´2=112mm

b=45mm

22

2

齿顶圆直径

f

齿轮宽度b=

d=46mm

d1

50mm

d=

a1

b=45,b=40

由《机械设计课程设计指导书》以下简称指导书，取

12

d=

116mm

a2

d=d+2m=46+4=50mm

齿顶圆直径

a11

齿根圆直径

d=d+2m=112+4=116mm

41mm

d=

a22

f1

齿根圆直径

d=d-2.5m=46-2.5´2=41mm

107mm

d=

f11

f2

d=d-2.5m=112-2.5´2=107mm

f22

六．设计低速级齿轮

（1）齿轮材料、精度、齿数

#

材料：

低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮（197~286）HBS取小齿齿

45

Z

数=24

1

#

低速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮（156~217）BS

45

Zi=24´2=48

Z=

2

14

75.7mm

d³

齿轮精度:

按教材p168GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化

1t

（2）设计计算

①设计准则

齿轮要正常工作必须满足一定的强度以免失效，因此要通过强度计算来设计齿轮的

尺寸，先分别按齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度计算出最小分度圆直径进而

算出模数，比较两者的大小，然后按标准模数取值，再根据模数算出最后的分度圆

初取b=75.7

直径等齿轮尺寸。

考虑到装配时两齿轮可能产生轴向误差，常取大齿轮齿宽b=b,而

m=3.15

2

小齿轮宽b=b+（5~10）mm,以便于装配。

1

②按齿面接触疲劳强度设计

3

2KTu+1ZZ

2

2HE

d³´´（）

1t

fs

u[]

dH

d

2

f

Z=2.5

u==2,Z=189.8,=1

取K=1.6，标准齿轮,

H

Ed

d

1

4

1100S=1

失效概率取，，

T=4.9431´10N×mm

H

2

[][]

ss

+

[]

s

H1H2

同高速齿轮一样

==480MPa

H

2

61.43mm

d³

则有

1t

3

2

4

2KTZZ

2´1.6´4.9431´102+12.5´189.8

u+1

æö

2

2HE

=

d³´´（）

´´=61.43mm

ç÷

3

1t

fs

u[]

12480

èø

dH

③计算几何尺寸

初取

f

b=d=61.43mm

齿宽

d1

b=61.43

m=2.5597

d

61.43

1

m===2.5597mm

模数

Z24

1

④按齿根弯曲疲劳强度设计

3

YY

2KT

FaSa

m

2

≥mm

2

s

[]

f

Z

F

d1

5

f

其中，.

=1

T=1,.03´10N×mm

d

2

ss

=450MPa,大齿轮=300

由教材表11-1取小齿轮弯曲疲劳极限

FE1FE2

s

450

[]

s

S=1.25

取，则

FE1

===360MPa

F

F1

S1.25

F

s

300

[]

s

FE2

===240MPa

F2

S1.25

F

查教材的图得

Y=2.65,Y=2.25,Y=1.6,Y=1.8

Fa1Fa2Sa1Sa2

YYYY

2.65´1.62.25´1.8

Fa1Sa1Fa2Sa2

于是有

==0.01178,==0.016875

ss

[]360[]240

F1F2

大齿轮的数值较大，选用。

计算模数

m

≥1.5

3

4

YY

2KT

2´1.6´4.9431´10

FaSa

m

2

≥=

´0.016875=1.667mm

3

2

s

2

[]

f

1´24

Z

F

d1

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

法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=3mm但为了同时满足接触疲劳强

mm

度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=75.7来计算应有的齿数.

1

75.7

Z=26Z

取,=2×26=52

Z==25.2

2

1

1

3

⑤计算几何尺寸

最终m=3mm

（）

（）

mZ+Z

326+52

12

==117mm

中心距a=

Z=26

22

1

d=Zm=26´3=78mmZ=52

大小齿轮分度圆直径

112

a=117mm

f

d=Zm=52´3=156mm

齿轮宽度b=

d=78mm

22

d1

d=78mm

1

b=80,b=75

由《机械设计课程设计指导书》以下简称指导书，取

12

d=156mm

2

d=d+2m=78+6=84mm

齿顶圆直径

a11

齿宽

d=d+2m=156+6=162mm

b=80mm

a22

1

齿根圆直径

d=d-2.5m=78-2.5´3=70.5mm

b=75mm

f11

2

d=d-2.5m=156-2.5´3=148.5mm

d=

84mm

f22

a1

七七.带传动设计

d=162mm

a2

设计Ｖ带和带轮

=70.5mm

d

f1

P

a）确定计算功率

ca

148.5mm

d=

f2

K

P

查机械设计课本表8-7选取工作情况系数：

＝1.2

A

156

PK

＝×＝1.2×4＝4.8kw

P

caA

b）选择Ｖ带的带型

K

＝1.2

A

PK

P

根据＝4.8kw，＝1.2,查课本图8-11选用带型为A型带。

caA

157

P

=4.8kw

ca

u

d

c）确定带轮基准直径并验算带速

d

A型

d

a）初选小带轮的基准直径

d1

PP

d

查课本表8-6和表8-8得小带轮基准直径＝100mm。

155157

d1

u

b）验算带速

p

p

dn

´100´1440

u

d1m

v==7.536m/s

＝＝

60´100060´1000

5m/s£v£30m/s

因为，故带速合适。

d

＝100mm

d1

c）计算大带轮的基准直径

ddPd

i

大带轮基准直径＝＝3×100＝300mm，式中为带传动的传动比，根据课本表8-

i

153

u

d2d1d

1

1

=7.536m/s

a

L

d）确定V带的中心距和带的基准长度

d

aaa

（d+d）（d+d）（d+d）

由于0.7≤≤2，所以初选带传动的中心距为：

＝1.5

000

d1d2d1d2d1d2

2

p

（d-d）

d

＝315mm

d1d2

+2a+（d+d）

¢

L

所以带长为：

=≈1916mm

d2

0d1d2

24a

d

0

'

L-L

a

dd

a

PL

查课本表8-2选取v带基准长度＝1600mm，传动的实际中心距近似为：

≈+

0

146d

2

中心距的变化范围为757～829mm。

a

e）验算小带轮上的包角

1

d-d

180

oo

d1d2

oo

a

=180-´=162.94

≈164.22≥90，包角合适。

1

¢

p

a

L

=1916mm

d

f）计算带的根数z

PP

d

i=3

因＝100mm，带速v＝7.536m/s，传动比,则查课本、表8-4a、表8-4b

152153

d1

1

L

＝1600mm

d

K

P

PDPP

本额定功率＝1.32kw，额定功率增量＝0.17kw。

查课本表8-2得带长修正系数

0

10146

K

内插值法得小带轮包角修正系数＝0.96，于是

¶

a

＝781mm

1.2´4

P

KP

ca

=3.39

A

＝

Z

故取4根。

＝＝

（）

1.32+0.17´0.96´0.99

P（P+DP）KK

a

r00L

a

（F）

o

g）计算单根V带的初拉力的最小值

=164.22

1

omin

P

q

查课本表8-3可得V带单位长度的质量＝0.10kg/m,故: