一级圆柱齿轮减速器说明书.doc

分析确定方案
通常原动机的转速与工作机的输出转速相差较大，在他们之间常采用多级传动来减速。
齿轮传动具有承载能力大、效率高、允许速度高、尺寸紧凑、寿命长等特点，因此在传动装置中一般应首先采用齿轮传动。在该装置中无特殊要求可以采用直齿圆柱齿轮。
带传动具有传动平稳﹑吸振等特点，且能起过载保护的作用。但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，当带速较低时，传动结构尺寸较大。为了减小带传动的结构尺寸，应将其布置在高速级。

已知数据：滚筒圆周力F=1500N，滚筒带速V=1.5m/s，滚筒直径D=280mm，滚筒长度L=400mm。
一、电动机的选择计算

1选择电动机的转速
(1)计算卷筒轴的转速: nⅢ=60v/πD=60·1000·1.5/3.14·280
(2) 选择电动机的转速
工作机的有效功率Pw=FV=1500·1.5
传动装置总效率ηa=η卷·η联·η3轴承·η齿·η带查机械设计手册
弹性联轴器效率:η联=0.99
η轴承=0.98
η齿轮=0.97
η链=0.92
η卷=0.96
ηa=0.96·0.99·0.97·0.92·0.983
所需电动机的输出功率:Pd=Pw/ηa=2.25/0.80
选取电动机的额定功率:Pm=1.2·Pd =3.375
由设计指导书中表1取链传动的传动比i0=2~3.5,一级圆柱齿轮减速器传动的合理范围为i=3~6,电动机转速的可选范围为
n’d=ia·nⅢ=（6~21）×102.36

2选择电动机型号
额定功率
(kw)
满 载 时
起动电流
满载电流

起动转矩
满载转矩

最大转矩
满载转矩

转 速
(r/min)
电 流
(380v)
(A)
效率
(%)
功率因数
4
960
7.2
83.0
0.76
6.5
2.0
2.2
根据工作条件并考虑电动机和传动装置的尺寸,重量和减速器的传动比,选用型号为Y132M1-6的Y2系列封闭式三相异步电动机。其主要性能如下表

二、传动装置的运动与动力参数的选择计算
1. 分配传动比
1) 总传动比ia=nm/ nⅢ=960/102.36
nm－电动机满载转速
2) 各级传动比:根据总传动比（ia=9.38）及设计指导书,选定各级传动比如下:
2. 链传动比i2=2.65,则减速机传动比为i= ia/ i1=9.38/2.65

nⅢ=102.36r/min

Pw=2.25KW

ηa=0.80
Pd=2.8KW

n’d=614.16~2149.56r/min

ia=9.38

i0=2.65
i=3.54

2各轴的转速:
设传动装置各轴由高速到低速依次为Ⅰ轴（输入轴）Ⅱ轴（输出轴）Ⅲ轴（滚筒轴）,以及:i0.i
为相邻两轴间的传动比,η01η12η23为相邻两轴间的传动效率PⅠ PⅡ PⅢ为各轴的输入功率(KW) TⅠ TⅡ TⅢ为各轴的输入转矩(N·M) nⅠ n

Ⅱ nⅢ为各轴的转速(r/min)
nⅠ=nm/ i0=960/1
nⅡ= nⅠ/ i=960/3.54
nⅢ=nⅡ/i23=271.2/2.65
3各轴的功率：
PⅠ=Pm·η轴承·η齿=2.8·0.99
PⅡ= PⅠ·η轴承·η齿=2.772·0.98·0.97
PⅢ= PⅡ·η链·η滚=2.64·0.92·0.99
4各轴的转矩：
Td=9550·(Pm/nm)=9550·2.8/960
TⅠ=Td·i0·η带=27.85·1·0.99
TⅡ= TⅠ·i·η12=27.56·3.54·0.98·0.97
TⅢ= TⅡ·η23=92.8·2.65·0.92·0.99
现将运动和动力参数计算结果汇总列表如下:
轴名
功率P(kw)
转矩T(N·m)
转速(r/min)
传动比i
效率η
输入
输出
输入
输出
电机轴

2.8

27.85
960

Ⅰ轴

2.77

27.56
960
1
0.99
Ⅱ轴

2.64

92.8
271.2
3.54
0.96
Ⅲ轴

2.4

224
102.33
2.65
0.91

三 传动零件的设计计算
滚子一链传动设计计算
根据i=Z3/Z2’=2.65,取Z2=25，则
Z3=i23 z2’=25*2.65=66.25,取Z3=66
确定链节距

P= PⅠ =2.77Kw，查得工矿系数KA=1.0，小链轮齿数KZ=0.74，多排链系数KP=1.75，代入上式得
=1.17Kw

nⅠ=960r/min
nⅡ=271.2r/min
nⅢ=102.33r/min

PⅠ=2.772KW
PⅡ=2.64KW
PⅢ=2.40KW

Td=27.85N·m
TⅠ=27.56N·m
TⅡ=92.8N·m
TⅢ=224.00N·m

Z2’=25
Z3=66

链节号08A（双排）
P=12.7mm

根据1.17Kw，及n=271.2r/min，选定链轮型号为08A，节距为12.7mm，验算链速

=1.43m/s < 15m/s
链速适宜

计算链节数与实际中心距
初定为40p
链节数

=126
取链节为126节
实际中心距

=504.35

计算对轴的作用力
取Kq=1.25，

=2421.2N

计算链轮的主要几何尺寸
分度圆直径

（二）齿轮的选择
1、选择齿轮材料与热处理方式
(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，
齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。
齿轮精度初选8级
(2)、初选主要参数
Z1=26 ，u=3.54
Z2=Z1·u=26×3.54=92.04
取ψa=0.3，则ψd=0.5·（i+1）·=0.65
(3)、按齿面接触疲劳强度计算
计算小齿轮分度圆直径
d1≥
确定各参数值
载荷系数 查表6-6 取K=1.2
小齿轮名义转矩
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.77/271.2
=0.097×105 N·mm
材料弹性影响系数
由表6-7 ZE=189.8
区域系数 ZH=2.5
重合度系数
εt=1.88-3.2·（1/Z1+1/Z2）
=1.88-3.2×（1/20+1/90）=1.69
Zε=
许用应力 查图6-21（a）

查表6-8 按一般可靠要求取SH=1
则

取两式计算中的较小值，即［σH］=560Mpa
于是 d1≥
=
=41.27 mm
(4)确定模数
m=d1/Z1≥41.27/20=2.02
取标准模数值 m=2
(5) 按齿根弯曲疲劳强度校核计算
校核
式中 小轮分度圆直径d1=m·Z=2×26=52mm
齿轮啮合宽度b=Ψd·d1 =1.0×52=52mm
复合齿轮系数 YFS1=4.38 YFS2=3.95
重合度系数Yε=0.25+0.75/εt
=0.25+0.75/1.69=0.6938
许用应力 查图6-22（a）
σFlim1=245MPa σFlim2=220Mpa
查表6-8 ，取SF=1.25
则

计算大小齿轮的并进行比较

<
取较大值代入公式进行计算 则有

=63.26<［σF］2
故满足齿根弯曲疲劳强度要求
6） 几何尺寸计算
(1)分度圆直径d1
d1=m*z1=2*26=52mm
(2)分度圆直径d2
d2=m*z2=2*92=184mm
(3)齿顶高ha1
ha1=ha'*m=1*2=2mm
(4)齿顶高ha2
ha2=ha'*m=1*2=2mm
(5)齿根高hf1
hf1=(ha'+c')*m=(1+0.25)*2=2.5mm
(6)齿根高hf2
hf2=(ha'+c')*m=(1+0.25)*2=2.5mm
(7)齿高h1
h1=ha1+hf1=2+2.5=4.5mm
(8)齿高h2
h2=ha2+hf2=2+2.5=4.5mm
(9)齿顶圆直径da1
da1=d1+2*ha1=52+2*2=56mm
(10)齿顶圆直径da2
da2=d2+2*ha2=184+2*2=188mm
(11)齿根圆直径df1
df1=d1-2*hf1=52-2*2.5=47mm
(12)齿根圆直径df2
df2=d2-2*hf2=184-2*2.5=179mm
(13)中心距
a=m/2*(z1+z2)=2/2*(118)=118mm
b=50mm
b2=50mm
取小齿轮宽度 b1=45mm

（7）验算初选精度等级是否合适
齿轮圆周速度 v=π·d1·n1/（60×1000）
=3.14×60×271.2/（60×1000）
=0.85m/s
对照表6-5可知选择8级精度合适。

Lp=126节

a=504.35

Q=2421.2N

d1=101.33mm
d2=266.91mm

da1=107.39mm
da2=273.46mm

小齿轮：调质45#
大齿轮：45#正火

T1=0.097x105

初选模数m=2

D1=52mm
D2=184mm

Ha1=2mm
Ha2=2mm

Hf1=2.5mm
Hf2=2.5mm

H1=4.5mm
H2=4.5mm

Da1=56mm
Da2=188mm

Df1=47mm
Df2=179mm

a=118mm

b1=55mm
b2=50mm

v=0.85m/s

4、校核弯曲疲劳强度

1） 复合齿形因数YFS 由图6－40得

2） 弯曲疲劳许用应力[σbb]

由图6－41得弯曲疲劳极限应力

由图6－42得弯曲疲劳寿命系数YN
YN1＝1（N1>N0，N0＝3*106）
YN2＝1（N2>N0，N0＝3*106）
弯曲疲劳的最小安全系数，按一般可靠性要求
计算得弯曲疲劳许用应力为
＝490/1*1
＝460/1*1
3） 校核计算
＝2*1.2*57696.7*4.35/55*2.5*50
＝87.62 Mpa <
＝2*1.2*57696.7*3.92/50*2.5*50
＝86.85 Mpa<
故弯曲疲劳强度足够

四、轴的结构设计:
1.减速器高速轴(输入轴)的设计:
（1）选择轴的材料
轴的材料为45号钢，调质处理
（2）按扭矩初步估算轴端直径
按公式
其中=110—160，取=160
=
电动机轴伸直径38mm，高速轴轴轴伸直径20~30mm，高速轴轴伸直径初步确定为d=30mm，该轴设计为直齿齿轮轴，考虑到强度要求，选用深沟球轴承。根据轴端尺寸，初选深沟球轴承6308
a.轴的径向（轴径）尺寸的确定
根据定位方式和轴承的大概安装位置等初选d1=32mm,d2=35mm,d3=d4=40mm,齿轮轴的分度圆直径d=60mm 。
b.轴的轴向尺寸的确定
各轴段如图6-1所示 ，根据各轴段上安装的零件宽度等结构确定各段长分别为：
d1段60mm,d2段48mm,d3、d4段均28mm,轴环均8mm

23mm

D1=32mm
D2=35mm
D3=40mm
D4=40mm

减速器低速轴(输出轴Ⅱ)的设计
1、初算最小直径:
dmin≥c=110~160=23.48~34.1mm
2、初定轴结构，初选链轮和键和深沟球滚动轴承
1）第一段:
轴径d1: d1=d＝30mm
轴长L1=50mm
2) 第二段:
轴径d2:取d2=35mm
轴长L2:取L2=35mm
3）第三段:
轴径d3:根据滚动轴承的安装尺寸取d3=40mm
轴长L3:取L3=30mm
选用6308轴承
4）第四段:
轴径d4:取d4=48mm
轴长L4:取L4=50mm
键: 选圆头普通平键14×9×36(GB1096—79)
5）第五段:
轴径d5:取d5=55mm
轴长L5:取L5=10mm
6）第六段:
轴径d6:取d6=50mm
轴长L6:取L6=40mm
7）第七段:
轴径d7:取d7= d3=40mm
轴长L7:取L7=30mm
选用6308轴承

Ⅱ轴总长LⅡ: LⅡ= L1+ L2+ L3+ L4+ L5+ L6+ L7
=50+36+30+50+10+40+30=246mm

d＝30mm

d1=30mm
L1=50mm
d2=35mm
L2=35mm

d3=40mm
L3=30mm
6308轴承

d4=48mm
L4=50mm

d5=55mm
L5=10mm

d6=50mm
L6=40mm
d7=40mm
L7=30mm
滚动轴承:
选6308轴承
LⅡ=246mm

3、校核低速轴的强度(Ⅱ轴)
许用弯曲应力法
1）计算齿轮受力
转矩T:T=222.7N•m=2.227×105 N•mm
圆周力Ft: Ft=2T/d=（2•2.227•105）/48=9279.17N
径向力Fr: Fr=Ft•tgα=9279.17•tg20°=3377.34N

轴受力图:

2)计算轴支反力:
水平面支反力:
Raxy= Rbxy =（1/2）·Ft=（1/2）·9279.17=4639.59N
水平面受力图:

垂直面支反力
Raxz=Fr·BC/AB=3377.34·66/132=1688.67N
Rbxz= Ft－Raxz=3377.34－1688.67=1688.67N

T=2.227.×105N•mm
Ft=9279.17N
Fr=3377.34N

Raxy=4639.59N
Rbxy=4639.59N

Raxz=1688.67N
Rbxz=1688.67 N

垂直面受力图:

3)计算弯矩:
水平面弯矩
MCH= Raxy·AC=4639.59*66=306212.94 N•mm

水平面弯矩图;

垂直面弯矩
MCV= Raxz·AC=1688.67*66=111452.22 N•mm

MCH=306212.94 N•mm

MCV=111452.22 N•mm

垂直面弯矩图;

合成弯矩
MC==
=325864.94 N•mm
合成弯矩图

4)轴的扭矩
T=222.7N•m=2.227×105 N•mm
轴的扭矩图:

MC=325864.94 N•mm

T=222700N•mm

5)确定许用应力:
因初选轴的材料为45#调质 查表13-1得
σB=650Mpa σs=360M
查表13-6得:〔σ+1〕bb=215Mpa,〔σ0〕bb=102Mpa,
〔σ-1〕bb=60Mpa
∴α=〔σ-1〕bb/〔σ0〕bb=0.59
6）当量弯矩
MC==
=351357.48 N•mm
当量弯矩图

7)校核轴径:
校核C截面直径
dC==
=38.83mm
考虑该截面上键槽的影响，直径增加3％
dC=1.03•38.83=40mm
结构设计确定的直径为48mm，强度足够

五、滚动轴承的选择与寿命验算
根据条件，轴承预计寿命
Lh5×365×8=14600小时
1.输入轴的轴承设计计算
（1）初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=628.20N
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值

（3）选择轴承型号
查表11-5，选择6308轴承 Cr=29.5KN
由式11-3有

∴预期寿命足够。
∴此轴承合格。

α=0.59

MC=351357.48 N•mm

深沟球轴承6308

2.输出轴的轴承设计计算
（1）初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=1369.61N
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值

（3）选择轴承型号
查表11-5，选择6308轴承 Cr=43.2KN
由式11-3有

∴预期寿命足够
∴此轴承合格

六、键联接的选择和验算
1、链轮与低速轴轴伸的键联接
采用半圆头普通平键(GB1096－79)b×h=10×8因链轮宽为60mm 故取键长L=60mm。已知:d=25mm h=7mm L’=L－b=25－7=18mm，T=57.7N•m。则:σp=4T/dhL’=(4•57.7•103)/(25•7•25)=52.75Mpa＜〔σ〕p=125 Mpa

2、大齿轮与低速轴的键联接
采用圆头普通平键(GB1096－79)b×h=14×9,因齿轮与低速轴配合处轴长50mm，故取键长L=36mm。已知:d=48mm h=9mm L’=L－b=36－9=27mm，T=222.7N•m。则:σp=4T/dhL’=(4•222.7•103)/(48•9•27)=76.37Mpa＜〔σ〕p=125 Mpa

3、联轴器与高速轴轴伸的键联接
采用圆头普通平键(GB1096－79)b×h=10×8, 因联轴器长82mm，故取键长L=70mm。已知:d=35mm h=8mm L’=L－b/2=70－8=62mm T=216N•m。则: σp=4T/dhL’=(4•216•103)/(35•8•62)=49.78Mpa＜〔σ〕p=125 Mpa

键C8×25
(GB1096－79)
该键联接强度足够

键A14×36
(GB1096－79)
该键联接强度足够

键C14×100
(GB1096－79)
该键联接强度足够

七、联轴器的选择
高速轴与电机轴之间的联接
根据工作情况的要求选用柱销联轴器
考虑转矩T=216N·m转速n=117.5r/min，低速轴轴伸直径d=35,查机械设计手册选定ZL3型其最大许用转矩Tpmax=630N·m，许用最高转速nmax=4000r/min,轴孔直径范围d(Y)=30—38mm,
孔长LI=82mm,LII=60mm满足联接要求，标记为联轴器ZL3 GB/T5015－85

ZL3 GB/T5015－85

八、润滑与密封
1由于减速器传动件的圆周速度v≤12m/s,故采用油池润滑(浸油润滑),因此机体内需有足够的润滑油;同时为了避免油搅动时沉渣泛起,齿顶到油池底面的距离H不应小于30－50mm,浸油深度决定后即可定出所需油量,并按传递功率进行验算以保证散热所需油量V=2×7.9×(0.35—0.7)=5.53—11.06dm350润滑油的牌号为50号工业齿轮油.
2 根据该减速机的载荷及转速值，决定轴承采用脂润滑，油脂牌号为1#锂基脂。
3为了保证机盖与机座联接处密封,联接凸缘应有足够宽度，联接表面应精细,其表面粗糙度应不大于6.3,为了提高密封性可在机座凸缘上面铣出回油沟,使渗入凸缘联接缝隙面上的油重新流回机体内部.此外凸缘联接螺栓的间距不宜太大，一般取150~170mm之间并尽量均匀布置以保证剖面处的密封性,轴头的密封采用凸缘式端盖毡封油圈密封.