二级圆柱斜齿轮减速器说明书.docx

1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，
要求轴有较大的刚度。
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。
其传动方案如下：
图一:(传动装置总体设计图)
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。
＝××××5＝
其中：为V带的传动效率,
为每一对轴承的传动效率，
为每一对齿轮啮合传动的效率，（齿轮为8级精度，油脂润滑.
因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。
为联轴器传动的效率，
为平带传动的效率。
2.电动机的选择
从动机：n=60×1000v/3.14D=
P=1350×
电动机所需工作功率为： P＝P/η＝÷＝kW,
经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝1.8，平带传动的传动比iˊ＝1.02，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝8～40，
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，
选定型号为Y132S—4的三相异步电动机，额定功率为7.5kw
满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。

方案
电动机型号
额定功率
P
kw
电动机转速

电动机重量
N
参考价格
元
传动装置的传动比
同步转速
满载转速
总传动比
V带传动
平带传动
减速器
1
Y132S-4
7.5
1500
1440
810
330

Ｈ
Ｄ
Ｆ
Ｅ
ＡＢ
１３２
３８
１０
８０
２８０
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
（1）       总传动比
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为＝n/n＝1440/41.80=3
（2）       分配传动装置传动比
/=1.3,=3.84,
4.计算传动装置的运动和动力参数
（1）　各轴转速
 ＝＝1440/＝800r/min
  ＝＝800/＝1r/min
  ＝ / ＝/＝r/min
=i’×＝4r/min
＝＝r/min
（2）　各轴输入功率
＝×＝7.5×＝kW
  ＝×η2×＝×＝kW
  ＝×η2×＝×6＝kW
＝×η2×η4=×＝kW
（3） 各轴输入转矩
=××N·m
电动机轴的输出转矩=9550=9550×7.5/1440= N·mm
所以:＝9550/＝9550×÷800＝N·mm
＝9550×÷=N·mm
＝9550×÷=N·mm
=9550×÷=N·mm
运动和动力参数结果如下表
轴号
电机
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
Ⅴ
P（KW）

n
1440
800

T

1

i

5.设计Ｖ带和带轮
⑴　确定计算功率
查课本表9-9得：
,式中为工作情况系数，为传递的额定功率,既电机的额定功率.
⑵　选择带型号
根据，,查课本表8-8和表8-9选用带型为B型带．
⑶　选取带轮基准直径
查课本表8-3和表8-7得小带轮基准直径，则大带轮基准直径
查表选取224mm
⑷　验算带速v
 　　在5～25m/s范围内，Ｖ带带速合适。
⑸　确定中心距a和带的基准长度
由于,，所以初步选取中心距a：初定中心距，所以带长：
=.查课本表8-2选取基准长度得实际中心距

⑹　验算小带轮包角
，包角合适。
⑺　确定v带根数z
因，带速，传动比i=
查课本表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得，
查课本表8-2得
查课本表8-8,并由内插值法得
由公式8-22得

故选Z=5根带。
⑻计算预紧力
查课本表8-4可得,故:
单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为

6.齿轮的设计
（一）高速级齿轮传动的设计计算
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）       齿轮材料及热处理
 ①材料：高速级小齿轮选用合金钢调质40Cr，齿面硬度为小齿轮280HBS 取小齿齿数=26
高速级大齿轮选用钢调质，齿面硬度为大齿240HBS Z=i×Z= 取Z=130
②齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择8级，齿根喷丸强化。
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
按齿面接触强度设计

确定各参数的值:
①试选=1.8
查课本图10-30选取区域系数 Z=2.453
由课本图10-26
则
②由课本公式10-13计算应力值环数
N=60nj=60×800×1×（2×8×300×6）
=×10
N=×10
查课本由图10-21d
按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,
大齿轮的接触疲劳强度极限
③查课本 10-19图得：KK
④齿轮的疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得:
[]==×600=546
[]==55×550=
许用接触应力

⑤查课本由表10-6得：
由表10-7得: =1
T=×10m
3.设计计算
①小齿轮的分度圆直径d

=
②计算圆周速度

③计算齿宽b和模数
计算齿宽b
b==×1＝mm
计算摸数m
初选螺旋角=10
=
④计算齿宽与高之比
齿高×
=
⑤计算纵向重合度
=
⑥计算载荷系数K
使用系数=1
根据,8级精度,查课本由表10-8得
动载系数K=1.15,
查课本由表10-4得K的计算公式:
K=
查课本由表10-13得: K
查课本由表10-3 得: K=
故载荷系数:
K＝K KKK =1×××=
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d=d=×=5
⑧计算模数
=
4. 齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
≥
⑴确定公式内各计算数值
①小齿轮传递的转矩T=×10
②      计算当量齿数
z＝z/cos＝26/ cos10＝
z＝z/cos＝
③       初选齿宽系数
   按对称布置，由表查得＝1
④       初选螺旋角
  初定螺旋角＝10
⑤       载荷系数K
K＝K K K K=1×1.15×1.2×1.43＝1.9596
⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y
查课本由表10-5得:
齿形系数Y＝2.5656 Y＝2.1511
 应力校正系数Y＝1.622Y＝1.827
⑦            螺旋角系数Y
 轴向重合度＝
Y＝1－＝0.938
⑧       计算大小齿轮的
查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限                  
小齿轮大齿轮
查课本由表10-18得弯曲疲劳寿命系数:
K=0.91 K
取弯曲疲劳安全系数
[]=
[]=

大齿轮的数值大.选用.
⑵设计计算
① 计算模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数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=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=来计算应有的齿数.于是由:
z= 取z=28
那么z=×28=139.72,取圆整140
 ②几何尺寸计算
计算中心距a===1
将中心距圆整为170
按圆整后的中心距修正螺旋角
=arccos
因值改变不多,故参数,,等不必修正.
分度圆直径
d==5
d==283.33
计算齿轮宽度
B=
圆整的
（二）低速级齿轮传动的设计计算
⑴材料：低速级小齿轮选用合金钢调质40Cr，齿面硬度为小齿轮280HBS 取小齿齿数=25
速级大齿轮选用钢调质，齿面硬度为大齿轮 240HBS z=×25=96
⑵齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择8级，齿根喷丸强化。
⑶按齿面接触强度设计
1.确定公式内的各计算数值
①试选K=2
②查课本由图10-30选取区域系数Z
③试选,查课本由图10-26查得
92=
应力循环次数
N=60×n×j×L=60××1×(2×8×300×6)
=×10
N=×10
由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数
K= K=
查课本由图10-21d
按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,
大齿轮的接触疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力
[]=
[]==
[
查课本由表10-6查材料的弹性影响系数Z=
选取齿宽系数
T=40.328×10
=
2.计算圆周速度
0.7904
3.计算齿宽
b=d=1×94.21mm=
4.计算齿宽与齿高之比
模数m=
齿高 h=2.25×m=2.25×=
==
5.计算纵向重合度

6.计算载荷系数K
K=
使用系数K=1
同高速齿轮的设计,查表选取各数值
93 K K=K=1.2
故载荷系数
K＝=1××1.2×1.42=1.974
7.按实际载荷系数校正所算的分度圆直径
d=d=×
计算模数
3.按齿根弯曲强度设计
m≥
㈠确定公式内各计算数值
（1） 计算小齿轮传递的转矩＝N·mm
 （2）初选齿宽系数
   按对称布置，由表查得＝1
（3）        初选螺旋角
  初定螺旋角＝10
（4）      载荷系数K
K＝K K K K=1×1.093×1.2×1.43＝1.8756
（5） 当量齿数     
 z＝z/cos＝25/ cos10＝
z＝z/cos＝96/ cos10＝100,512
由课本表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y

（6）       螺旋角系数Y
 轴向重合度＝＝
Y＝
  （7）     计算大小齿轮的
查课本由图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限

查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数
K=0.84 K=
[]=
[]=
计算大小齿轮的,并加以比较

大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.
① 计算模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数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=3.5mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=来计算应有的齿数.
z== 取z=27
z=3.84×27=103
    ②初算主要尺寸
计算中心距a===
将中心距圆整为230
修正螺旋角
=arccos
因值改变不多,故参数,,等不必修正
   分度圆直径
d==
d==
计算齿轮宽度

圆整后取
齿轮号
1
2
3
4
Z
28
140
27
101
m
2
2

d
56．67

a
170

230

da

df

b
62
57
101
96
7.传动轴承和传动轴的设计
初步选择球轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承参照工作要求并根据＝38mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的深沟球轴承7308AC型.

基本尺寸/mm
基本额定载荷/KN
轴承代号

D
B
C
Co
7308AC
40
90
23

7311AC
55
120
29

7314AC
70
150
35

1. 中间轴的设计
对于选取的角接触球轴承其尺寸为的,故。
右端球轴承采用套筒进行轴向定位.
③取安装齿轮处的轴段;小齿轮的右端与左轴承及大齿轮的左端与右轴承的宽度为55mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取53mm.小齿轮的左端和大齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高6mm.轴环宽度
④轴承端盖的总宽度由减速器及轴承端盖的结构设计而定．根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求.
L1=57mm,L2=mm,L3=79mm.
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
2.求轴上的载荷
首先根据结构图作出轴的计算简图,确定顶轴承的支点位置时,
查《机械设计手册》20-149表20.6-7.
对于7311AC角接触球轴承,a=mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.
L1=57mm,L2=91.5mm,L3=79mm.
=2/=×
=2/=×
Fr2=tana/cos×
Fr3=tana/cos =×
Fa2=tan=Fa3=tan=
－－＋＝0
L1＋（L1＋L2）＋（L1＋L2＋L3）=0
＋－Fr2＋Fr3=0
=Fa2H1/2 =Fa3H2/2
Fr3（L1＋L2）－Fr2L1－（L1＋L2＋L3）＋＋=0
解得：=62411.93

＝N=N

+=91391 ＋=322647

T=403278N·mm
FNH1
FNH2

FNV1

FNV2

Fa2
Ft2

Fr2

Fa3

Ft3

L1
L2

L3

1H
H2

FNH1

Ft2

Ft3

FNH2

288700
491700
MH（N·mm）
FNV1

Fr2

Fa2

Fa3

Fr3

FNV2

28979
91392
322647
202716
MV（N·mm）
40905
302820
588107
531848
M（N·mm）
T（N·mm）
403278
Ma1=FaD1/2
Ma2=FaD2/2

Fr3

6.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
根据
==
前已选轴材料为45钢，调质处理。
查表15-1得[]=60MP
〈 [] 此轴合理安全
轴的材料为45钢。调质处理。
8.角接触球轴承的设计
Fr1
Fr2

Fa2

Fa3

Fr1=7486N, Fr3
Fa1Fr1 Fa2Fr2
Fa2=Fd2N, Fa3=Fd2+Fa2－Fa3=2528N
Far=3445N
Far/Fr1=＞ｅ
Far/Fr3=＝ｅ
初步计算当量动载荷P
P=fp(XFr＋YFa)
按表13—5，　，Ｙ＝０.８７　　X2＝１　，Ｙ＝０
取fp＝1.1
因为７３１１ＡＣ轴承的基本额定静载荷为：
Co=N
P1＝×××
P2＝×１×＝N
Lh==
轴承合格。
９.箱体结构的设计
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，
大端盖分机体采用配合.
1.机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为
3.机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
4.对附件设计
A视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固
B油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
C油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
E盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
F位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
G吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊耳，用以起吊或搬运较重的物体.
1０.润滑密封设计
对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太
大,并匀均布置，保证部分面处的密封性。
参考文献
1.《机械设计课程设计》（第二版），主编：杨光、席伟光、李波、陈晓岑
高等教育出版社
２．《机械设计机械设计基础课程设计》第一版，主编王昆，何小柏，汪信远　　　
高等教育出版社
３.《机械设计》（第八版），主编：濮良贵、纪名刚 高等教育出版社
４.《机械原理》（第七版），主编：孙桓、陈作模、葛文杰 高等教育出版社
５．画法几何及机械制图（第三版），主编：毛昕等　　　　　高等教育出版社
总结
两周半的课程设计结束了，在这次的课程设计中不仅检验了我所学习的知识，也培养了我如何去把握一件事情，如何去做一件事情，又如何完成一件事情。在设计过程中，和同学们相互探讨，相互学习，相互监督。学会了运筹帷幄，学会了宽容，学会了理解，也学会了做人与处世。课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，着是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程．”千里之行始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义．我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础．
在这次设计过程中，体现出自己单独设计减速器的能力以及综合运用知识的能力，体会了学以致用、突出自己劳动成果的喜悦心情，从中发现自己平时学习的不足和薄弱环节，从而加以弥补。
在此感谢我们的高中庸老师.，老师严谨细致、一丝不苟的作风一直是我工作、学习中的榜样；老师循循善诱的教导和不拘一格的思路给予我无尽的启迪；这次模具设计的每个实验细节和每个数据，都离不开老师您的细心指导。而您开朗的个性和宽容的态度，帮助我能够很顺利的完成了这次课程设计。同时感谢对我帮助过的同学们，谢谢你们对我的帮助和支持，让我感受到同学的友谊。
由于本人的设计能力有限，在设计过程中难免出现错误，恳请老师们多多指教,我十分乐意接受你们的批评与指正，本人将万分感谢。