一级减速器设计.docx
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一级减速器设计
初步设计
1.设计任务书
设计课题：
带式运输机上的一级闭式圆柱齿轮减速器。
设计说明：
1）运输机连续单向运转，工作负荷平稳，空载起动。
2）运输机滚筒效率为0.96，滚动轴承（一对）效率η=0.98-0.99。
3年）。
3）工作寿命10年，每年300个工作日，每日工作16小时（大修期
4）电力驱动，三相交流电，电压380/220V
5）运输容许速度误差为5%。
2.原始数据
参数
编号
21
运输带拉力F（N）
1850
滚筒直径D（mm）
500
运输带速度V（m/s）
2.00
3.传动系统方案的拟定
一级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图）
电动机所需的工作功率为
工作机所需工作功率为
因此
由电动机至运输带的传动总效率为
2.确定电动机转速
滚筒轴工作转速为
601000v60
取V带传动的传动比i1'
10002.0076.39r/min
500
2~4，一级圆柱齿轮减速器传动比i23~6，则总传动比合理围
为ia6~24，故电动机转速的可选围为
ndian（6~24）76.39458.34~1833.36r/min
3.电动机型号的选定
4.计算传动装置的运动和动力参数
由电动机的型号Y132M2-6，满载转速nm960r/min
1.计算总传动比
总传动比
2.合理分配各级传动比
由式
iai0i
iia12.574.49
i02.8
3.各轴转速、输入功率、输入转矩的计算
4.
各轴转速
各轴输入功率
Ⅰ轴
PⅠ
Pd
01
Pd
4.5
0.96
4.32kW
Ⅱ轴
PⅡ
PⅠ
12
PⅠ
4.32
0.980.974.11kW
滚筒轴
PⅢ
PⅡ
24
PⅡ
44.110.980.993.99kW
Ⅰ~Ⅲ轴的输出功率则分别
为输入功率乘轴承效率0.98.）
各轴输入转矩
电动机输出转矩
Pd
Td9550dnm
4.5
95504.5
960
44.77Nm
Ⅰ轴
TⅠ
Td
i001Tdi01
44.772.8
0.96120.34Nm
Ⅱ轴
TⅡ
TⅠ
i112TⅠi12
3120.34
4.490.980.97513.63Nm
滚筒轴
TⅢ
TⅡ
24513.63
0.980.99
498.32Nm
运动和动力参数设计结果整理于下表：
二、传动件设计计算
1.带传动设计（普通V带）
P4.5kW,n1960r/min,i2.8;
工作寿命10年,每年300个工作日，每日工作16小时；
单向运转，工作负荷平稳，空载起动。
确定计算功率Pc
由教材P218，表13-8查得工作情况系数KA1.2,则
PcKAP1.24.5
5.4kW
选择V带型号
根据Pc5.4kW，n1
960r/min，由教材P219，
图13-15选取A型。
确定带轮基准直径d1、
d2
推荐d1的围及下表三，取d1140mm，从动轮基准直径d2id12.8140392mm，
验算带的速度
带速在5~25m/s围，合适。
确定中心距a和V带基准长度Ld
1080
0.7（d1d2）a02（d1d2）
3780.7（140400）a02（140400）
则初取中心距a0420mm
查教材P212，表13-2，对A型带选用Ld1800mm
再计算实际中心距
验算小带轮上包角1
d2d1400140
11802157.318057.3147.61120合适。
a460
确定V带根数
由d1140mm，n1960r/min，查教材P214，表13-3，A型单根V带所能传递的基本
额定功率P01.42kW,；查教材P217，表13-6，功率增量P00.36kW；查表13-7，
zPc
Pc
5.4
P0
P0P0
1.420.360.911.01
3.3取z4根
确定初拉力F0
由表13-1，得q
0.1kg/m
F0
500Pc
2.5
zv
2
qv2
5005.4
46.64
2.510.1
0.91
6.642185.13N
确定作用在轴上的压轴力
FQ
FQ2zF0sin1
2
4185.13
147.61sin
2
1422.23N
带轮结构和尺寸
由Y132M2-6电动机知，其轴伸直径
d=38mm，长度L=80mm。
故小带轮轴孔直径
d038mm，毂长应小于80mm。
由机械设计手册，表14.1-24查得，
小带轮结构为实心轮。
大带轮直径d2
400mm350mm，选用轮辐式
2.齿轮传动设计
选择齿轮材料及确定许用应力
小齿轮选用45号钢（调质），
齿面硬度为197~286HBS；
Hlim1
580MPa,
FE450MPa（表11-1）。
大齿轮选用45号钢（正火）
齿面硬度为
156~217HBS,
Hlim2
375MPa，
FE320MPa（表11-1）
由教材P171，表11-5，取SH1.0
，SF
1.25
Hlim1
580
SH
1.0
Hlim2
375
SH
1.0
FE1
450
SF
1.25
580MPa
H1
375MPa
H2
360MPa
F1
F2
FE2
SF
320256MPa
1.25
按齿面接触疲劳强度设计
小齿轮上的转矩
小齿轮分度圆直径
齿宽b
dd1
1.057.3757.37mm，取b2
60mm，b1
65mm
查教材P57，
表4-1
取m
2.5mm
实际d1
z1
m26
2.565mm，d2
z2
m1172.5
292.5mm
d1d265
292.
5
中心距
12
a
179mm
2
2
验算轮齿弯曲强度
齿形系数
YFa1
2.75（图11-8），
YSa1
1.58（图11-9）
YFa22.25，
YSa2
1.82
模数
26
d1m
z1
57.369
2.5mm
齿轮的圆周速度
vd1n13.1465342.861.17m/s
60100060000
对照教材P168，表11-2可知选用9级精度是合宜的。
齿顶高
haha*m1.02.52.5mm
齿根高
hfha*c*m1.00.252.53.125mm
小齿轮齿顶圆直径
da1d12ha6522.570mm
齿根圆直径
df1d12hf58.75mm
大齿轮齿顶圆直径
da2d22ha292.522.5297.5mm
齿根圆直径
df2d22hf287.5mm
三、轴的设计与校核
1.输入轴最小直径的设计和作用力计算
小齿轮选用45号钢（调质），齿面硬度为197~286HBS；按扭转强度初步设计轴的最小直径
选择45号钢，调质处理，HBS217~255
B650MPa,S
360MPa,1300MPa（教材P241，表14-1）
查教材P245，表14-2，取c110
Ⅰ轴
dⅠc3PⅠ11034.3225.60mmⅠnⅠ342.86
考虑键槽
dⅠ25.601.0526.88mm
选取标准直径
dⅠ30mm（即d130mm）
以上计算的轴径作为输入轴外伸端最小直径。
轴的结构设计，轴上零件的定位、固定和装配
一级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面、右面均有轴肩轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。
求齿轮上作用力的大小、方向
小齿轮分度圆直径：
d165mm
作用在齿轮上的转矩为：
TⅠ
120.34Nm
2.输入轴的结构设计与校核
为了满足大带轮的轴向定位要求，如上图，A-B轴段右端制出一轴肩，故取B-C段直径dBC35mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D40mm.
初步选择滚动轴承
因轴转速较高，且只承受径向载荷，故选取深沟轴承。
据《机械设计课程设计》定出滚动轴承型号6208。
其尺寸为dDB40mm80mm18mm。
故取dCDdGH40mm，而因为在齿轮与轴承之间要加上甩油环，取油环宽度为15mm,又轴应比轴承与甩油环长度
之和稍短（轴不露头），故LCDLGH30mm。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由h（0.07~0.1）d取h3.5mm，故取dFG47mm。
左边甩油环采用轴肩定位，故取轴段DE直径dDEdFG47mm，LDE7mm，轴EF段为齿轮轴上齿轮的位置，齿宽b165mm，齿顶圆直径da170mm。
据《机械设计课程设计》设计轴承盖尺寸结构以及轴的结构设计，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取LBC70mm。
轴上零件的周向定位
齿轮，小齿轮与轴的周向定位均采用平键连接，由教材P156，查表10-9，按dAB30mm，
查得A型平键为：
bhL8mm7mm36mm
滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为M6。
计算轴上的载荷
确定轴承的指点为位置，简支梁的轴的支承跨距
L652715109mm。
根据
轴的结构图作出轴的计算简图，再作出轴的弯矩图和扭矩图。
从轴的结构图以及弯矩图和扭
矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。
截面C处的支反力F：
Ft3702.8
水平面H上：
FHAFHBt1851.4N
22
F1347.7F1347.7
垂直面V上：
FVAFr1347.7673.85N，FVBFr1347.7673.85N
2222
弯矩M：
水平面H上：
L
0.109
MH
FHA
1851.4
101.0N/m
2
2
垂直面V上：
MV1
FVA
L
673.850.109
36.72N/m
2
2
MV2
FVB
L
0.109
673.85
36.72N/m
2
2
总弯矩：
M1
MH2
M
V21101.0236.722107.46N/m
M2
MH2
M
r22101.02
2
36.722107.46N/m
轴传递的转矩
TFtd13702.80.065120.3Nm
22
按弯矩合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大的弯矩和扭矩的截面
（即危险截面C）的强度。
M24T2M2T2
根据式caW42WW
1及以上数据和轴单
向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取0.6
轴的计算应力：
13107.4620.6120.3222.2MPa
0.1d13
160MPa
故安全。
3.输出轴最小直径的设计和作用力计算
大齿轮选用45号钢（正火），齿面硬度为156~217HBS按扭转强度初步设计轴的最小直径
Hlim2
375MPa，
FE
320MPa（表11-1）
Ⅱ轴
考虑键槽
dⅡ
110
4.11
76.36
37.76mm
dⅡ37.761.0740.40mm
选取标准直径dⅡ45mm
轴的结构设计，轴上零件的定位、固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，该设计润滑方式为脂润滑，有甩油环，齿轮一面用轴肩定位，另一面用甩油环定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以甩油环定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，齿轮、右轴承和联轴器依次从右面装入。
求齿轮上作用力的大小、方向
大齿轮分度圆直径：
d1
292.5mm
作用在齿轮上的转矩为：
TⅡ
513.63Nm
圆周力：
Ft
2000TⅠ
2000513.63
3512N
d1
292.5
径向力：
Fr
Fttan
3512.8tan20
1278.3N
5.输出轴的结构设计与校核
查标准GB/T5014-2003，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250Nm。
半联轴器的孔径d145mm，故取dAB45mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L184mm。
为了满足半联轴器的轴向定位要求，如上图，AB轴段左端需制出一轴肩，故取BC段直径dBC50mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径去挡圈直径D50mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L184mm。
为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，故AB端的长度应比L1略短一些，现取LAB82mm。
初步选择滚动轴承。
因轴转速较高，且只承受径向载荷，故选取深沟球轴承。
据《机械设计课程设计》，表定出滚动轴承型号为6211。
其尺寸为dDB5510021mm。
故取dCDdGH55mm，左，右端滚动轴承皆采用甩油环进行轴向定位，取甩油环宽度15mm,故LFG34mm，LCD46mm。
取安装齿轮处的轴端DE的直径dDE60mm，齿轮的左端与左轴承之间采用轴肩定位，轴肩搞h0.07d，取dEF65mm，LEF10mm。
已知齿轮轮毂的宽度为60mm，为了是甩油环端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取LDE67.5mm
轴上零件的周向定位
齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，据《机械设计手册》，按dDE60mm
查得A型平键为bhL18mm11mm56mmH7同时为了保证齿轮与轴配合良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为
k6滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为M6
轴上的载荷
确定轴承的指点为位置，简支梁的轴的支承跨距L57.5102317107.5mm。
根据轴的结构图作出轴的计算简图，再作出轴的弯矩图和扭矩图。
从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。
截面C处的支反力F：
Ft3512
水平面H上：
FHAFHBt1756N
22
垂直面
V上：
Fr
1278.3
Fr1278.3
FVA
639.15N，
Fr639.15N
，
VB
2
2
VB22
弯矩M
：
MH
FHA
L
0.1075
94.55N/m
水平面
H上：
1759
2
2
垂直面
V上：
MV1
FVA
L
639.150.107534.35N/m
2
2
MV2
L
0.1075
FVB
639.15
34.35N/m
2
2
总弯矩：
M1
MH2
M
V2194.552
2
34.352100.66N/m
M2
MH2
M
r2294.552
34.352100.66N/m
轴传递的转矩
TFtd13512292.5513.63Nm
按弯矩合成应力校核轴的强度
（即危险截面C）的强度。
进行校核时，通常只校核轴上承受最大的弯矩和扭矩的截面
M24T2M2T2根据式caW42WW向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取0.6
轴的计算应力：
故安全。
四、轴承、键、联轴器的选择与校核
1.轴承的选择与校核
初步选择滚动轴承。
因轴转速较高，且只承受径向载荷，故选取深沟球轴承。
根据初算轴径，考虑轴上零件轴向定位和固定，估计初装轴承处的轴径并假设选用轻系列，查《机械
设计手册》定出滚动轴承型号列表如下：
轴号
轴承型号
基本尺寸mm
基本额定载荷
d
D
B
Cr/kN
1
6208
40
80
18
29.5
2
6211
55
100
21
43.2
根据条件，轴承预计寿命
10年300天16小时=48000小时
Ⅰ轴的轴承使用寿命计算
Ⅰ轴承的寿命：
故满足寿命要求。
Ⅱ轴的轴承使用寿命计算
大齿轮轴承型号选用
6211
，查得Cr
29.5kN，Fr
1512.5N
10
nⅠ76.36r/min
，fp
1.0，ft
1,
3
径向当量动载荷：
PFr
1512.5N
Ⅱ轴承的寿命：
L106ftC
1061
29.51000
103
Lh
1619432h48000h
h60nfpP
60
76.36
1.01512.5
故满足寿命要求。
2.键的选择计算与强度校核
3.
Ⅰ轴上的键：
故键强度符合要求
Ⅱ轴上的键：
Ft3512N
A1键键宽b1
18mm，键高h111mm，键长L156mm
故键强度符合要求
3.联轴器的选择
查手册，选用LX3型号的轴孔直径为45mm的凸缘联轴器，公称转矩Tn1250Nm选用LX3型弹性柱销联轴器，公称尺寸转矩Tn1250Nm，TcTn，合适。
采用J型轴孔，半联轴器长度L1112mm，轴孔长度L84mm
以下为LX3型弹性柱销联轴器有关参数：
据教材P182知：
当齿顶圆直径da160mm，可做成实心结构；
当齿顶圆直径da500mm，可做成腹板式结构齿轮。
故小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构。
大齿轮相关尺寸计算如下：
mn
2.5,b2
60mm，da2
292.5mm
轴孔直径
ds
60mm
轮毂直径
dh
1.6ds
1.660
96mm
轮毂长度
lh1.2
~1.5ds
b2，lh
72~90mm，
取lh85mm
轮缘厚度
2.5
~4mn
6.25~10mm，取
10mm
齿全高h2ha*c*mn210.252.55.625mm
轮缘径Dda22h2297.525.625210266.25mm
腹板厚度c0.3b20.36018mm
腹板中心孔直径d00.5Ddh0.5266.2596181.125mm取182mm
腹板孔直径d0.25Ddh0.25266.259642.56mm取43mm
齿轮倒角n0.5mn0.52.51.25
六、减速器的润滑与密封
1.润滑的选择与确定
润滑方式
齿轮V12m/s，选用浸油润滑,因此机体需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。
同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于30~50mm。
对于单级减速器，浸油深度约为一个齿高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1kW需油量
V00.35~0.7m3。
对于滚动轴承来说，由于齿轮圆周速度V2m/s,传动件的速度不高，溅油效果不大，选用润滑脂。
这样结构简单，易于密封，维护方便，使润滑可靠。
为防止轴承室中的润滑脂流入箱而造成油脂混合，在箱体轴承座箱一侧装设甩油盘。
润滑油牌号与用量
齿轮润滑选用LAN68全系统损耗油，最低～最高油面距10~20mm，需油量为1.2L左右
11轴承润滑选用润滑脂，填充量为轴承室的~，每隔半年左右补充或更换一次。
23
2.密封的选择与确定箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。
观察孔和油孔等处接合面的密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封。
轴承孔的密封
闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部轴的外伸端与透盖的间隙，由于选用的电动机为低速、常温、常压的电动机，则可以选用毛毡密封。
毛毡密封是在壳体圈填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。
毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。
轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。
七、箱体主要结构尺寸计算
箱体用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。
箱体结构尺寸选择如下表：
名称
符号
尺寸（mm）
箱座壁厚
8
箱盖壁厚
1
8
地脚螺栓直径
df
20
地脚螺栓数目
n
4
箱座凸缘厚度
b
12
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