2022年分流式二级直齿圆柱齿轮减速器.doc

目录
一．设计任务书……………………………………………………3
二、传动方案拟定…………………………………………………3
三、电动机选用…………………………………………………4.
四、计算总传动比及分派各级传动比…………………………5
五、运动参数及动力参数计算……………………………………7
六、皮带轮设计计算……………………………………………8
七、齿轮设计计算………………………………………………10
八、滚动轴承选用及校核计算…………………………………19
九、键联接选用及计算…………………………………………31
十、联轴器选用…………………………………………………33
十一、润滑与密封…………………………………………………34
十二、总结…………………………………………………………35
十三、参照文献……………………………………………………37
十三、附录（零件及装配图）……………………………………

计 算 及 说 明
结 果
一 . 设计任务书
1.1．工作条件与技术规定：
◆持续单向运转，载荷有轻微震动，户外工作有粉尘。
◆两班制工作，3年大修，有效期限(卷筒支撑及卷筒与运送带之间摩擦影响在运送带工作拉力F中已考虑)。
1.2 设计内容
◆减速器装配图1张（A0或A1）
◆零件图2张
◆设计阐明书1份
1.3设计参数
◆运送带工作拉力F()： F=2600N
◆运送带工作速V()：
◆卷筒直径D()：
二．传动方案拟定
输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器构造较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。

=1h

F=5500N
V=1.1m/s
D=300mm

分流式二级圆柱齿轮减速器
三．电动机选用
1 选用电动机类型
按已知工作条件和规定，选用Y系列一般用途三相异步电动机
2 选用电动机容量
1）滚筒所需功率：
==4.2kw
滚筒转速：
=60×1000V/πD=51r/min

2）电动机至滚筒之间传动装置总效率为：

其中分别为传动系统中联轴器、带传动效率、齿轮传动及轴承效率，是滚筒效率，

0.80

3）拟定电动机额定功率
电动机输出功率为
4.2/0.80=5.25kw
拟定电动机额定功率
选用功率储藏系数为K=1
5.25kw
选定电动机额定功率=5.5kw

3、选用电动机转速
=51 r/min
i初选25
1273.25r/min

电动机Y132M-4

查得：

方案

电动机型号

额定功率
（KW）
电动机转速n/(r/min)

同步转速
满载转速

Y132M-4
7.5
1500
1440
2.2
2.2
由表中数据，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量，价格以及总传动比，即选定电动机Y132M-4

四．总传动比拟定及各级传动比分派
4.1 计算总传动比
由参照文献[1]中表16-1查得：
满载转速nm=1440 r / min；
总传动比i==1440/50.93=28.27

4.2 分派各级传动比

查阅参照文献[1]《机械设计课程设计》中表2—3各级传动中
分派各级传动比
取V带传动传动比=2.7，则两级圆柱齿轮减速器传动比为20.57/2.7=7.62

取高速级圆柱齿轮传动比= =3.15，则低速级圆柱齿轮传动比为
=/=7.62/3.15=2.42

=2.86kw

=70r/min

η=0.83

=3.43kw

=4 kw

电动机型号为
Y112M-4

i=20.57

= 3.15

=2.42

五．计算传动装置运动和动力参数
1. 各轴转速
电动机轴为轴I，减速器高速级轴为轴II，中速轴为轴III，低速级轴为轴IV，滚筒轴为轴V，则

解得滚筒速度在输送带速度容许误差为±5％范畴内

2按电动机额定功率计算各轴输入功率
=4 kw
=4×0.96 kw=3.86kw
=3.86×0.96×0.98 kw
=3.82kw
=3.82×0.97×0.98 kw
=3.56kw
=3.56×0.98×0.99 kw
=3.52 kw

2. 各轴转矩
=9550×4/1440
=26.53
=9550×3.86/533
=69.16
=9550×3.82/169.2
=215.61
=9550×3.56/ 70
=485.7

表3 轴运动及动力参数
项目
电动机轴I
高速级轴II
中间轴III
低速级轴IV
带轮轴V
转速（r/min）
1440
533
169.20
69.92
70
功率（kw）
4
3.86
3.82
3.56
3.52
转矩()
26.53
69.16
215.61
485.7
480.22
传动比
1
3.15
2.42
1
效率
0.99
0.94
0..94
0.97

六、 皮带轮设计和计算
1．求
查表13-8得：

2． 选V带型号
选用一般V带，由和小带轮转速n=1440r/min
查图13-15得此坐标位于B型区域内
3、求大小带轮基准直径

大带轮基准直径
4、 验算带速V

带速度合适
5、 求V带基准长度和中心距
初定中心距

查表得

6、 验算小带轮包角

故小带轮上包角符合规定。
7、 拟定V带根数Z
查表得

则

故取2根
8、 求作用在带轮轴上压力
查表13-1得：，由式13-17得：单根V带初拉力

作用在带轮轴上压力为：

9、带轮构造尺寸

七、齿轮传动设计
1.高速级齿轮传动设计
（1）选用材料、精度及参数
a . 按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动
b . 带式运送机为一般工作机器，速度不高，故选用
7级精度（GB10095-88）
c . 材料选用。查图表（P191表10-1），选用小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240 HBS，两者硬度差为40 HBS。
d . 初选小齿轮齿数=20，则大齿轮齿数
=3.15×20=63
=3.15
e .初选螺旋角β=
f .选用齿宽系数：=1
2）按齿面接触强度设计
按下式试算
①
1）拟定公式内各计算数值
a . 试选=1.6

b. 分流式小齿轮传递转矩=/2
=34.58
c. 查图表（P217图10-30）选用区域系数=2.433
（表10-6）选用弹性影响系数=189.8
d. 查图表（P215图10-26）得
=0.76 ，=0.86
=0.768+0.87=1.62
e. 按齿面硬度查表：
小齿轮接触疲劳强度极限：
大齿轮接触疲劳强度极限：
查表得接触疲劳强度系数：
取失效概率为1%，安全系数为S=1

许用接触应力=552MPa，=533.5MPa
则=（+）/2
=（600+530）/2=565 MPa
f. 由式
N=60nj ②
计算应力循环次数

=60×533×1×19200=6.14×

=6.14×/3.15=1.95×
2） 计算
a. 按式①计算小齿轮分度圆直径

=50.67mm

b. 计算圆周速度

=3.14×50.67×533/（60×1000）m/s
=1.41m/s
c. 计算齿宽b及模数
b==1×50.67mm=50.67mm
=cosβ/= 2.458mm
h =2.25=2.25×1.983mm=5.531mm
b/h=51.76/4.462=9.16
d. 计算纵向重叠度
=0.318tanβ
=0.318×1×20×tan=1.59
e. 计算载荷系数K
使用系数=1，根据=1.4m/s，7级精度查图表（P194图10-8）得动载系数=1.06
查图表（P195表10-3）得齿间载荷分布系数=1.4
由公式
　 ③
得
= 1.417
查图表（P198图10-13）得=1.40
由式
④
得载荷系数=1×1.06×1.2×1.417=2.1
f. 按实际载荷系数校正所得分度圆直径
由式
　　　　 ⑤
得
g. 计算模数
=cosβ/=55.48×cos/20 mm
=2.69mm
3）按齿根弯曲疲劳强度设计
按式计算
1） 拟定计算系数
a. 计算载荷系数
由式
⑥
得=1×1.06×1.4×1.4=2.078
b. 根据纵向重叠度=1.59查图表（P图10-28）
得螺旋角影响系数=0.87
c. 计算当量齿数

d. 查取齿形系数
查图表（P表10-5）=2.80 ，=2.77
e. 查取应力校正系数
查图表（P表10-5）=1.55 ，=1.74
f. 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，弯曲疲劳寿命系数=0.85 ，=0.88 。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=500 MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=380 MPa ，由式
⑦
得=0.85×500/1.4 MPa=303.57 MPa
=0.88×380/1.4 MPa=238.86 MPa

g. 计算大小齿轮并加以比较
=2.80×1.55/303.57=0.01430
=2.27×1.74/238.86=0.01653
大齿轮数值大

2） 设计计算

由以上计算成果，取=2 ，按接触疲劳强度得分度圆直径=53.83 mm计算应有齿数
=53.83×cos/2=27
取=27 ，则=3.15×27=85

（4） 几何尺寸计算
1） 计算中心距

将中心距圆整为115mm
2） 按圆整中心距修正螺旋角

因值变化不多，故参数 ， ，等不必修正
3） 计算大小齿轮分度圆直径
=27×2/cos
=55.93mm
=85×2/ cos
=176.08mm
4） 计算齿轮宽度
=1×55.42mm=55.42mm
圆整后取=55mm ，=60mm
5） 构造设计
由e＜2，小齿轮做成齿轮轴
由160mm<<500mm ，大齿轮采用腹板式构造
2. 低速级齿轮传动设计
（1）选用材料、精度及参数
a. 按图1所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动
b. 选用7级精度（GB10095-85）
c. 材料选用 小齿轮：40Cr（调质），硬度为280HBS
大齿轮：45钢（调质），硬度为240HBS
d. 初选小齿轮齿数=20 ，=20×2.42=48
e. 选用齿宽系数=1
（2）按齿面接触强度设计
按下式试算
⑧
1） 拟定公式内各计算数值
a. 试选=1.3
b. 拟定小齿轮传递转矩=215.61
=2.1561×
c. 查图表（P表10-6）选用弹性影响系数=189.8
d. 查图表（P图10-21d）得小齿轮接触疲劳强度极限=600MPa ，=550MPa
e. 由式②拟定应力循环次数
=60×533×1×19800=6.14×
=6.14×/2.42=42.54×
f. 查图表（P图10-19）取接触疲劳寿命系数
=0.95 ，=0.97
g. 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，由式⑦得
=0.95×600MPa=540MPa
=0.97×550MPa=522.5MPa
2）计算
a. 由式⑧试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值=522.5MPa得

=85.5mm
b. 计算圆周速度

=3.14×85.5×533/60000m/s=2.39m/s
c. 计算齿宽
=1×85.5 mm=85.5mm
d. 计算模数、齿宽高比
模数=/=85.5/20=4.275
齿高=2.25=2.25×4.275mm=9.62 mm
则/=85.5/9.62=8.89
e. 计算载荷系数
根据=0.51 m/s ，7级精度，查图表（P图10-8）得动载荷系数=1.03 ，直齿轮=1 ，由=1和=85.5mm ，根据式③得=1.424
由/8.89和=1.424查图表（P图10-13）得=1.34
故根据式④得=1.467
f. 按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。由式⑤得=89.01mm
g. 计算模数
=89.01/20mm=4.45 mm
（3） 按齿根弯曲强度设计
计算公式为
⑨
1） 拟定公式内各计算数值
a. 查图表（P图10-20c）得小齿轮弯曲疲劳强度极限=500MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=380MPa 。
b. 查图表（P图10-18）取弯曲疲劳寿命系数=0.87，=0.89
c. 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数=1.4 ，由式得 =0.87×500/1.4MPa=310.71MPa =0.89×380/1.4MPa=241.57MPa
d. 计算载荷系数。由式⑥得=1×1.03×1×1.34=1.38
e. 查取齿形系数。查图表（P表10-5）得=2.80 =2.33
f. 查取应力校正系数。查图表（P表10-5）得 =1.55 ，=1.69
g. 计算大、小齿轮，并加以比较
=2.80×1.55/310.71 =0.013968
=2.33×1.69/241.57=0.016300
大齿轮数值大
2） 设计计算

由以上计算成果，取模数=3mm。按分度圆直径=89.1mm计算应有齿数得=89.1/3=30，则=2.42×30=73

（4） 几何尺寸计算
1） 计算中心距
=3×（30+73）/2 mm=155mm
2） 计算分度圆直径
3×30mm=90mm
3×73mm=219mm
3） 计算齿轮宽度
=1×90 mm=90mm
取=90mm ，=95 mm
5）构造设计
小齿轮（齿轮3）采用实心构造
大齿轮（齿轮4）采用腹板式构造

八、滚动轴承选用及校核计算

高速轴设计
已知=3.86 kw ，=1440r/min ，=69.16 =34.58

1. 求作用在齿轮上力
=2×69.16××cos /55.93N
=2473.09N

=2473.09×15.1N=641.61N

圆周力 ，径向力及轴向力方向如图所示

1． 初步拟定轴最小直径。先按式
⑩
初步估算轴最小直径。选用轴材料为45号钢r，调质解决。查图表（表15-3），取=126，得
该轴直径d≤100mm，有一种键槽，轴颈增大5%～7%,安全起见，取轴颈增大5%
则，圆整后取d2=26mm。

输入轴最小直径是安装联轴器处直径。选用联轴器型号。联轴器计算转矩公式为
（11）
查图表（P351表14-1），取=1.3，则=1.3×34.58
=44.954
根据=34.489及电动机轴径D=48mm，查原则GB4323-84，选用TL7型弹性套柱销联轴器。拟定轴最小直径=30 mm
2． 轴构造设计
拟定轴上零件装配方案。经分析比较，选用如图所示装配方案

=4kw
=3.86 kw

=3.82kw

=3.56 kw

=3.52 kw

=
26.53

=
69.16

=
215.61

=485.7

A带

V=13.57m/s

L=1846m

a=377mm

Z=2

7级精度（GB10095-88）
小齿轮：
40Cr（调质）
280 HBS
大齿轮：
45钢（调质）
240HBS=20= 63

β=

=1

=1.6

=34.58
=2.433 =189.8
=0.76 =0.86
1.62
=552MPa=533.5MPa
=565 MPa

1.95×

=

b=50.67mm
=2.458 mm
h=5.531mm
b/h=9.16

=1.59

=1
=1.06
=1.4

=1.351

=2.65

=2.69mm

=2.078

=0.87

=2.563
=2.187
=1.604
=1.786

S=1.4
=0.85
=0.88=500 Mpa =380 MPa

=303.57 Mpa
=238.86 MPa

=0.01430=0.01653

=2
27
85

115.43mm

55.93 mm

176.08mm

55.48mm
=55mm
=60mm

7级精度（GB10095-85）
小齿轮：40Cr（调质）280HBS
大齿轮：45钢（调质）240HBS；=25

=1.2

=1.3
=2.1561×
=189.8
=550Mpa
=530MPa
6.14×

=0.95
=0.97
=540Mpa =522.5MPa

85.5mm

=1.03
=1424
=1.34

=1.467

89.01 mm

4.45mm

=500Mpa
=380Mpa
=0.87
=0.869 =1.4
310.71MPa
241.57Mpa

=1.38
=2.80 =2.33 =1.55，=1.69

=0.013968
=0.016300

90mm
219mm

=90 mm
=95mm

2473.09N

932.32 N

641.61 N

26.08mm

=30mm

（1） 根据轴向定位规定拟定轴各段直径和长度
1） 联轴器采用轴肩定位，I-II段=30mm ，由式h=（0.07-0.1）d ，取=35mm ，轴端用轴端挡圈固定，查图表（指引书表13-19），取挡圈直径=40mm，=50mm
2） 初步选用滚动轴承。该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承。根据=44mm，查GB276-89初步取0组游隙，0级公差深沟球轴承6010，其尺寸为d×D×B=50mm×90mm×20mm ，故=52mm
3） 取=34mm，=54mm
4） 由指引书表4-1知箱体内壁到轴承座孔端面距离mm ，取=60mm，采用凸缘式轴承盖，取轴承盖总宽度为34.2mm，到联轴器距离为10.8mm，则=45mm
5） 取小齿轮距箱体内壁距离为=12mm，大齿轮2和与齿轮3之间距离c=10mm，滚动轴承端面距箱体内壁=12mm则
=15+12+12-5=34mm
=34 mm

=108mm

（3）轴上零件周向定位
半联轴器与轴周向定位采用一般C型平键连接，按=20 =mm，=50mm 查图表（P表6-1）选用键=8mm×4mm×40mm 。滚动轴承与轴周向定位采用过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m6
4）拟定轴上圆角和倒角尺寸
查图表（P表15-12），取轴端倒角为1.6×，各轴肩处圆角半径为R1
（二）中速轴（III轴）设计
已知=3.82kw，=215.61 ，=169.20r/min
1．求作用在齿轮上力
=2473.09 N ，=932.32N，=667.29 N
=2×209.34/176.08N=2377.90N
=896.44N
轴上力方向如下图所示

初步拟定轴最小直径
根据式（10）初步拟定轴最小直径，选用轴材料为45钢，调质解决。查图表（P表15-3），取=120 ，于是得
。该轴最小直径为安装轴承处直径，取为=33mm

3．轴构造设计
（1）拟定轴上零件装配方案，如图

（2）拟定轴各段直径和长度
1）根据=35mm 取=40mm，轴承与齿轮2，之间采用套筒定位，取=44mm，齿轮2与齿轮3之间用套筒定位，取=50mm ，齿轮3采用轴肩定位，取h=3mm ，则=45mm ，由于轴环宽度b≥1.4h 轴II设计，取=c=10mm 由于=85.5 mm ，=55mm 取=92 mm ，则=55+10-7-3mm=55mm =55-2mm=53mm
2）初步选用滚动轴承
由于配对斜齿轮相称于人字齿，轴II相对于机座固定，则III轴应两端游动支承，选用外圈无挡边圆柱滚子轴承，初步选用0组游隙，0级公差N系列轴承N206，其尺寸为d×D×B=30mm×62mm×16mm 。由于轴承内圈受轴向力，轴端不受力，轴承内圈轴端采用圆螺母与垫片紧固，根据GB812-88（指引书表13-17）选用M27×1.5规格圆螺母及相应垫片，圆螺母厚度m=10mm，垫片厚度s=1mm，则取=16mm ，由=12mm，=12mm取=14.5mm，=11mm ，则

=14.5+11+16+3-2mm=42.5mm
选用嵌入式轴承盖，取轴承端盖总宽度为27mm
3）轴上零件周向定位
齿轮周向定位都采用一般平键连接
按=50mm ，=92 mm
=44mm ，=55mm
=45mm ，=53mm
查图表（P表6-1）取各键尺寸为
III-IV段：b×h×L=10mm×8mm×80mm
II-III段及V-VI段：b×h×L=8mm×8mm×40mm
滚动轴承周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m6
1） 拟定轴上圆角和倒角尺寸
查图表（P表15-2），取轴端倒角为1.0×，各轴肩处圆角半径为R1

（三）低速轴（轴IV）设计
已知=3.56kw ，=485.7 ，=69.92r/min
1．求作用在轴上力
=2377.90N =896.44N
2．初步拟定轴最小直径
按式（10）初步拟定轴最小直径。选用轴材料为45钢调质解决。查图表（P表15-3）取=112，于是得

该轴最小直径为安装联轴器处直径，选用联轴器型号。
根据式（11），查图表（P表14-1），取=1.5 ，则
=1.5×485.7=728.55
根据728.55，查原则GB5014-85（指引书表17-4）考虑到带式运送机运转平稳，带具有缓冲性能，选用HL6型弹性柱销联轴器。选用轴孔直径d=45mm，其轴孔长度L=107mm，则轴最小直径=45mm

3．轴构造设计
（1）拟定轴上零件装配方案。经比较，选用如下图所示方案

（2）根据轴向定位规定拟定轴各段直径和长度
1）取=45mm，为了满足半联轴器轴向定位规定，采用轴肩定位，由h=（0.07-0.1）d，取=50mm，联轴器用轴端挡圈紧固，查图表（指引书表13-19），取=75mm，=130mm
2）初步选用滚动轴承
根据轴上受力及轴颈，初步选用0组游隙，0级公差深沟球轴承6313，其尺寸为d×D×B=65mm×140mm×33mm 故=55mm
3）轴承采用套筒定位，取=60mm，=36mm
4）根据轴颈查图表（P表15-2，指引书表13-21）取安装齿轮处轴段=66mm，齿轮采用轴肩定位，根据h=（0.07-0.1）d=4.34mm-6.4mm，取h=5mm，则=74mm ，轴环宽度b≥1.4h=1.4×5mm=7mm，取10mm
5）查图表（指引书表13-21），已知=90 mm。取=57.8mm ，=2.3mm（S=2mm） =89.7mm ，=8mm
6）根据轴II，轴III设计，取滚动轴承与内壁之间距离=10mm，则=+++c+2.5-（n+S）-16
=（10+14.5+70+10+2.5-8-2-16）mm
=81mm
=+++c+2.5--16
=（10+14.5+70+10+2.5-10-16 ）mm=81mm
6） 根据箱体内壁至轴承座孔端面距离=60mm，及=10mm，B=20mm，根据指引书表9-9，取轴承盖总宽度为39.6mm，轴承盖与联轴器之间距离为=20.4mm则=60mm
7）

3）轴上零件周向定位
齿轮，半联轴器与轴周向定位都采用一般平键连接，根据=62mm ，=89.7mm
=42mm ，=110mm
查图表（P表6-1）得
IV’-IV段：b×h×L=16mm×11mm×60mm
VIII-IX段：b×h×L=12mm×8mm×100mm
滚动轴承与轴周向定位靠过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m6
（4）拟定轴上圆角和倒角尺寸
查图表（P表15-12），取轴端倒角尺寸为1.6×。轴上圆角=1.0mm，=1.6mm

4．求轴上载荷
轴计算简图如下图所示，由机械设计图15-23知，深沟球轴承6210，
a=10mm，
从轴构造图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出Ft作用处
是危险截面，

L=162mm，将该截面所受弯矩和扭矩列于下表

表4 危险截面所受弯矩和扭矩

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
=485.7N
=856.44N
弯矩
=78683.4
=138743.28
总弯矩M
=217426.68
扭矩T
T=295120.09

5. 按弯扭合成应力校核轴强度
根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴计算应力

=280408.40/20849.146MPa=13.449MPa
前已选定轴材料为45钢，调质解决，查图表（P表15-1）得=60MPa，因而＜，故轴安全。
七、 轴承选用和校核计算
已知轴承预测寿命为=7h
1．输入轴承选用与计算
由轴II设计知，初步选用深沟球轴承6008，由于受力对称，只需要计算一种，其受力==1131.76 N，=0，ε=3 ，转速n=1440r/min
1）查滚动轴承样本（指引书表15-3）知深沟球轴承6008基本额定动载荷C=13200N，基本额定静载荷=9420N
2）求轴承当量动载荷P
由于=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作状况平稳，按课本（P表13-6），取=1.2，则
P=（X+Y）=1.2×（1×1131.76+0）N
=1358.11N
3）验算轴承寿命

=106278h>=7h
故所选用轴承满足寿命规定。拟定使用深沟球轴承6008
2．轴III上轴承选用与计算
由轴III设计已知，初步选用外圈无挡边圆柱滚子轴承N206，由于受力对称，故只需要校核一种。其受力=896.44N，=0，ε=10/3，n=533r/min
1）查滚动轴承样本（指引书表15-5）知外圈无挡边圆柱滚子轴承N206基本额定动载荷C=36200N，基本额定静载荷=22800N
2）求轴承当量动载荷P
由于=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作状况平稳，按课本（P表13-6），取P=（X+Y）=1.2×（1×896.44+0）N
=1075.728N
3）验算轴承寿命

=777446h>=7h
故所选用轴承满足寿命规定。拟定使用外圈无挡边圆柱滚子轴承N206

3．输出轴上轴承选用与计算
由轴IV设