二级展开式圆柱齿轮减速器1

工作机所需功率：PW =kw 

传动装置总效率： 

（见课设表4.2-8）

V带传动效率：  

圆柱齿轮啮合效率： 

滚动轴承效率：  

联轴器传动效率： 

运输滚筒效率：   

所需电动机的输出功率： kw，取kw

选择电动机为Y132S-4型  （见课设表4.12-1）

技术数据：额定功率（）    5.5   额定转矩（） 2200 最大转矩（）2200 

四、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配

1.总传动比：    

滚筒转速则有，        

2.各级传动比分配：  （见课设2.4中公式） 

按课设表4.2-9取i带=2.5

则减速器传动比i减=

减速器高速及传动比 

低速级传动比 

3.计算各轴动力参数：

0轴（电动机轴）：

功率

转速

扭矩

1轴（即高速轴）：

功率kw

转速

扭矩

2轴（中间轴）

功率kw

转速

扭矩

3轴（低速轴）

功率kw

转速

扭矩

4轴（传动滚筒轴）

功率kw

转速

扭矩

第二部分 V带设计

外传动带选为  普通V带传动   

1.确定计算功率： 

1）、由表14-7查得工作情况系数 

2）、由上面公式                              

2.选择V带型号

查图14-12选A型V带。

3.确定带轮直径   

（1）、参考表14-2选取小带轮直径 

（2）、验算带速 

（3）、从动带轮直径  

（4）、传动比  i

（5）、从动轮转速

4.确定中心距和带长

（1）、初选中心距

                    取

（2）、初选V带所需的基准长度

查表14-5取带的基准长度Ld=2033mm定V带公称长度

(3)、定中心距:a

5.验算小带轮包角α1

    由式

6.包角系数

查表14-8得

7.长度系数

查表14-9取

8.材质系数k取0.75

9.确定V带根数Z

(1)、由表14-6查得D1=120mm用线性插值法求n0=14400r/min时的额定功率P0值

(2)、由表14-10查得单根V带传递扭矩的修正值取1.2。可由公式求得单根V带功率增量kw

(5)、计算V带根数Z，由式

              取Z=5根 

7．计算单根V带初拉力F0，由式（5-29）机设。

q由表14-3机设查得取0.10

8．计算对轴的压力FQ，由下式得

9．确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图

小带轮:基准直径D1=120mm采用实心式结构。

大带轮基准直径D2=300mm，采用孔板式结构。

第三部分 各齿轮的设计计算

一、高速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）

1.选定齿轮的材料，精度和齿数

因传递功率不大，转速不高，选取45号钢，小齿轮调质HBS1=240，大齿轮常化HBS2=200，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，考虑传动平稳性，齿数取Z1=24  则Z2=Z1i1=24×4.145=99.48取99。

2.设计计算。

（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

（2）按齿面接触疲劳强度设计，由公式16-19得

试选载荷系数Kt=1.1;

小齿轮所传递的扭矩T1=86.63=86630；

由表16-5选取齿宽系数；

由表16-4查得弹性影响系数；

由式16-13计算应力循环次数：，，由图16-20查得KHN1=KHN2=1;

由表16-22c查得接触疲劳极限；由表16-22b查得；取安全系数s=1由式16-12得，斜齿轮的许永接触应力为

初选螺旋角；

由图16-28查得；

由图16-29查得区域系数ZH=2.43；

试算dt1 :；

计算圆周速度；

计算载荷系数，由表16-2查得KA=1，由图16-10b查得Kv=1.04，由图16-14得，由图16-12得，由式16-12得：

;

校正所得分度圆直径： 

计算模数：取模数为标准值mn=2.5mm;

计算中心距：因所选标准模数已大于计算的模数值，故可向下圆整取a=158mm;

按圆整后中心距修正螺旋角：，值改变不多，故参数不用修正；

计算大小齿轮分度圆直径： 

；

计算齿轮宽度：圆整取B1=55mm,B2=50mm;

( 3 )校核

计算在荷系数：由图16-12查得，由式16-3计算：；

计算圆周力：；

计算当量齿数：，得Zv1=26.27，Zv2=108.37；

由表16-3查得YFa1=2.60, YFa2=2.174;

 Ysa1=1.595 ,Ysa2=1.796；

计算纵向重合度系数：，查图得Y=0.88

由式16-16得，，计算得=98.70MPa＜， =92.93MPa＜。

二、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）

1.选定齿轮的材料，精度和齿数

因传递功率不大，转速不高，选取45号钢，小齿轮调质HBS3=240，大齿轮常化HBS4=200，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，考虑传动平稳性，齿数取Z3=28  则Z4=Z3i2=28×3.067=85.876取86。

2.设计计算。

( 1 ) 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式16-10a得

同高速级设计取Kt=1.1，,；

计算应力循环次数（公式16-13）：， 

由图16-20查得KHN3=1，KHN4=1.15；

由图16-22c查得=590MPa， =470MPa，取安全系数s=1，由式16-12得：，；

小齿轮分度圆直径：

；

圆周速度：;

计算载荷系数: 由表16-2查得KA=1，由图16-10b查得Kv=1.02，由图16-14得，由图16-12得，由式16-12得：;

按实际载荷校正所得分度圆直径：

；

计算模数：，取标准模数m=4mm;

计算分度圆直径：d3=mZ3=4×28=112mm,

d4=mZ4=4×86=344mm;

计算中心距：a=(d3+d4)/2=228mm;

计算齿宽： 

(3)校核

计算圆周力：；

径向力： 

差校正系数：YFa3=2.492, YFa4=2.216;

 Ysa3=1.626 ,Ysa4=1.798；

载荷系数： ；

差去玩去疲劳强度极限校核及寿命常数，由16-21c得，由图16-21b

由图16-19查得取安全系数s=sF=1.4则，

求得，；

校核计算：

总结：高速级  z1=24  z2=99   m=2.5

   低速级  z3=28  z4=86  m=4

第四部分   轴的设计

高速轴的设计

1.选择轴的材料及热处理

由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择调质处理的45钢, 

2.初估轴径

按扭矩初估轴的直径,查表18-2取A0=110,由式18-2得 

最小直径显然是安装大带轮的直径。所以所选直径应为标准系列取d1=25mm。

3.初选轴承

初选轴承为7307AC，根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:D1=40mm

4.结构设计(结构详见图)为了拆装方便,减速器壳体用剖分式.

(1).各轴段直径的确定

初估轴径后,可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承7307AC,故该段直径为35mm。2段设计为齿轮轴。4段装轴承，直径和1段一样为35mm。3段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取4段为45mm。5段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用JB/ZQ4606-1986中d=32mm的毛毡圈，故取5段32mm。6段装大带轮，取为25mm>dmin 。

（2）各轴段长度的确定

轴段1装轴承7307AC，滚动轴承应距箱体边一段距离5mm,取箱体距齿轮距离a=16mm，则轴段1长度：l1=21+5+16=42mm。2段长为l2=55mm。3段的长度l3=117.5mm，4段和轴承7307AC同宽取l4=21mm。5段长取l5=50mm，6段同大带轮同宽，取l6=80mm。

于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L1=59mm，L2=155.5mm，L3=100.5mm。

（3）.轴上零件的周向固定

为了保证良好的对中性，与轴承内圈配合轴颈选用k6，大带轮采用A型普通平键联接，为8*7  GB1096-1979。

（4）.轴上倒角与圆角

为保证6008轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB03.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。

5.轴的受力分析及校核

(1)画轴的受力简图。

(2)计算支座反力。

Ft=2801.9N

Fr=

在水平面上：

在垂直面上：

画弯矩图

在水平面上，

a-a剖面左侧

    MAh=FR1H·l1=98.5959=5816.81N·mm

a-a剖面右侧

    M’Ah=FR1H·l1-Fa·d1/2

=5816.81-519.08×61.837÷2=-10232.36 N·mm

b-b剖面

    MBh= FR1H·(l1+l2)+ Fr·l2-Fa·d1/2

=98.59×(59+155.5)+780.95×155.5-519.08×61.837÷2

=126536.11N·mm

在垂直面上

          a-a剖面

    MAv=M’AV=FR1Vl1=

-2021.21×59=-119841.39N·mm

b-b剖面

    MBv=0

合成弯矩，a-a剖面左侧

a-a剖面右侧

         b-b剖面

画转矩图

转矩  T1=86550N·mm

做当量弯矩图（弯扭合成）

a-a剖面左侧： 

a-a剖面右侧： 

b-b剖面： 

所以校核b-b剖面： 

按表18-6对于的碳钢，承受对称循环变应力时的许用应力，故安全。

中间轴的设计

1.选择轴的材料及热处理

由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择合金钢, 

2.初估轴径

按扭矩初估轴的直径,查表18-2取A0=110,由式18-2得 

最小直径是安装轴承的直径。所以所选直径应为标准系列取d1=40mm。

3.初选轴承

初选轴承为30208，根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:D1=40mm

4.结构设计

(1).各轴段直径的确定

初估轴径后,可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承30208,故该段直径为40mm。2段装齿轮，直径设计为50mm。考虑到两个齿轮的轴向定位，3段设计为轴环，直径为55mm。4段装低速级小齿轮，但考虑到齿轮的轴向定位，及齿轮的安装，取4段为50mm。5段装轴承取为40mm>dmin 。

（2）各轴段长度的确定

轴段1装轴承30208，滚动轴承应距箱体边一段距离5mm,取箱体距齿轮距离a=18.5mm，则轴段1长度：l1=18+5+18.5+4=45.5mm。2段长为l2=46mm。3段的长度l3=10mm，4段取l4=91mm。5段长取l5=18+5+16+4=43mm。

于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L1=57.5mm，L2=82.5mm，L3=77.5mm。

（3）.轴上零件的周向固定

为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴颈选用k6，斜齿齿轮与直齿齿轮均采用A型普通平键联接，为 14*9 GB1096-1979。

（4）.轴上倒角与圆角

为保证320208轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB03.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。

5.轴的受力分析及校核

(1)画轴的受力简图。

(2)计算支座反力。

斜齿：Ft=2801.9N

Fr=

直齿： 

在水平面上：

在垂直面上：

画弯矩图

在水平面上，

a-a剖面左侧

    MAh=FR1H·l1=-516.5657.5=-29702.20N·mm

a-a剖面右侧

    M’Ah=FR1H·l1-Fa·d1/2

=-29702.20-519.08×255.077÷2=-95904.88 N·mm

b-b剖面

    MBh= FR1H·(l1+l2)- Fr·l2-Fa·d1/2

=-516.56×(57.5+82.5)-780.95×82.5-519.08×255.077÷2

=-202949.46N·mm

在垂直面上

          a-a剖面

    MAv=M’AV=FR1Vl1=

55.09×57.5=3367.68N·mm

b-b剖面

    MBv= FR1H·(l1+l2)- Fr·l2=760884.23 N·mm

合成弯矩，a-a剖面左侧

a-a剖面右侧

         b-b剖面

画转矩图

转矩  T1=344830N·mm

做当量弯矩图（弯扭合成）

a-a剖面左侧： 

a-a剖面右侧： 

b-b剖面： 

所以校核b-b剖面： 

按表18-6对于的合金钢，承受对称循环变应力时的许用应力，故安全。

中间轴的设计

1.选择轴的材料及热处理

由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择调质处理的45钢, 

2.初估轴径

按扭矩初估轴的直径,查表18-2取A0=110,由式18-2得 

最小直径是安装联轴器的直径。为了使所选轴直径与联轴器孔径相适应，故需同时选出联轴器。

输出轴上的扭矩：T3=1015.91N·m

从手册中查用HL5型弹性联轴器，其半联轴器孔径d=60mm，长L≥142mm.故取轴直径d=60mm。

3.初选轴承

初选轴承为6214，根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:D1=70mm

4.结构设计

(1).各轴段直径的确定

初估轴径后,可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段1安装联轴器HL5,故该段直径为60mm。2段与毡圈配合，直径设计为65mm。3段装轴承，直径为70mm。考虑到轴承的轴向定位和齿轮的轴向定位，及齿轮的安装，取4段为83mm。5段装齿轮取为75mm 。6段装轴承取为70mm。

（2）各轴段长度的确定

轴段1装联轴器HL5取142mm；轴段2取50mm；轴段3装轴承取35mm；轴段4取52mm;轴段5取52；考虑到轴承距箱体内壁距离及距齿轮的距离，则轴段6长度取为 35+5+18.5+4=62.5mm。

于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L1=114.5mm，L2=90mm。

（3）.轴上零件的周向固定

为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴颈选用k6，联轴器与齿轮均采用A型普通平键联接，分别取为 18*11   20*12  GB1096-1979。

（4）.轴上倒角与圆角

为保证6214轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB03.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。

5.轴的受力分析及校核

(1)画轴的受力简图。

(2)计算支座反力。

在水平面上：

在垂直面上：

画弯矩图

在水平面上，

a-a剖面

    MAh=FR1H·l1=2192.70114.5=2510.15N·mm

在垂直面上

          a-a剖面

MAv=FR1Vl1=-4735.33×114.5=542195.29N·mm

合成弯矩，a-a剖面

画转矩图

转矩  T3=1015910N·mm

做当量弯矩图（弯扭合成）

a-a剖面： 

所以校核a-a剖面： 

按表18-6对于的碳钢，承受对称循环变应力时的许用应力，故安全。

第五部分 其他校核

高速轴轴承

合成后：  

计算派生轴向力： 

实际轴向力：  

轴承的型号为7307AC，Cor=24.8 kN,Cr=32.8kN

1）Fa2/Cor=0.059,Fa2/Fr2=0.65＜0.68

2）计算当量动载荷

查表20-5得fP=1.2，查课设表4.6-2径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为X=1，Y=0

   =1.2×（1×,2273.73）=2728.48 N

3）验算7307AC的寿命

中间轴轴承

合成后：  

计算派生轴向力： 

实际轴向力：  

轴承的型号为30208，Cor=42.8 kN,Cr=59.8kN

4）Fa1/Cor=0.042,Fa1/Fr1=0.42＞e=0.37

5）计算当量动载荷

查表20-5得fP=1.2，查课设表4.6-2径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为X=0.4，Y=1.6

=1.2×（0.4×5917.68+1.6×2514.92）=7669.13N

6）验算30208的寿命

低速轴轴承

合成后：  

轴承的型号为6214，Cro=37.5 kN,Cr=46.8kN

7）FA/COr=0

8）计算当量动载荷

查表得fP=1.2径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为X=1，Y=0

    =1.2×（1×6266.09）=7519.31N

9）验算6214的寿命

键的校核

高速轴键1  8×7   L=70   GB1096-79

  则强度条件为

  查表18-4许用挤压应力

  所以键的强度足够

中间轴键2和3  14×9   L1=45  L2=90  GB1096-79

  则强度条件为

  查表18-4许用挤压应力

  所以键的强度足够

低速速轴键4  18×11  L=125   GB1096-79

    则强度条件为

  查表18-4许用挤压应力

所以键的强度足够

键5   20×12  L=80  GB1096-79

则强度条件为

  查表18-4许用挤压应力

  所以键的强度足够

联轴器的选择

         联轴器选择为TL5型弹性联轴器  GB4323-84

减速器的润滑

1.齿轮的润滑

因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。

2．滚动轴承的润滑

因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V≤1.5～2m/s所以采用脂润滑，

第六部分 主要尺寸及数据

箱体尺寸:

箱体壁厚

箱盖壁厚

箱座凸缘厚度b=15mm

箱盖凸缘厚度b1=15mm

箱座底凸缘厚度b2=25mm

地脚螺栓直径df=M16

地脚螺栓数目n=4

轴承旁联接螺栓直径d1=M12

联接螺栓d2的间距l=150mm

轴承端盖螺钉直径d3=M8

定位销直径d=6mm

df 、d1 、d2至外箱壁的距离C1=18mm、18 mm、13 mm

df、d2至凸缘边缘的距离C2=16mm、11 mm

轴承旁凸台半径R1=11mm

凸台高度根据低速轴承座外半径确定

外箱壁至轴承座端面距离L1=40mm

大齿轮顶圆与内箱壁距离△1=10mm

齿轮端面与内箱壁距离△2=10mm

箱盖，箱座肋厚m1=m=7mm

轴承端盖外径D2 ：凸缘式端盖：D+（5～5.5）d3    

以上尺寸参考机械设计课程设计P17～P21

传动比

原始分配传动比为：i带=2.5     i1=4.145    i2=3.067    

修正后          ：i带=2.5     i1=4.125    i2=3.071

各轴新的转速为  ：n1=1440/2.5=576m/s

                  n2=384/4.125=139.6 m/s

                  n3=147/3.071=45.5 m/s

各轴的输入功率

P1=pdη带=5.5×0.95=5.225kw

P2=p1η齿η承 =5.225×0.97×0.99=5.018 kw

P3=p2η齿η承=5.018×0.97×0.99=4.818 kw 

P4=p3η承η联=4.818×0.99×0.995=4.749 kw 

各轴的输入转矩

T1=9550P1/n1=9550×5.225÷576=86.63N·m

T2=9550P2/n2 =9550×5.018÷139.6=343.28 N·m

T3=9550P3/n3 =9550×4.818÷45.5=1011.25 N·m 

T4=9550P4/n3=9550×4.749÷45.5=996.77 N·m 

轴号