二级圆柱斜齿轮减速器说明书

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1440r/min，同步转速1500r/min。方案电动机型号额定功率Pkw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1Y132S-47.515001440810330ＨＤＦＥＡＢ１３２３８１０８０２８０3.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ⅠⅡⅢⅣⅤP（KW）n1440800T1i5.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224mm⑷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240HBSZ=i×Z=取Z=130②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）=×10N=×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：KK④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:=1T=×10m3.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bb==×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＝KKKK=1×××=⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=×=5⑧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=×10②

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＝1④

初选螺旋角

初定螺旋角＝10⑤

载荷系数KK＝KKKK=1×1.15×1.2×1.43＝1.9596⑥

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＝2.5656Y＝2.1511

应力校正系数Y＝1.622Y＝1.827⑦

螺旋角系数Y

轴向重合度＝Y＝1－＝0.938⑧

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=0.91K取弯曲疲劳安全系数[]=[]=大齿轮的数值大.选用.⑵设计计算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==5d==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240HBSz=×25=96⑵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=2②查课本由图10-30选取区域系数Z③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)=×10N=×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0.79043.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KK=使用系数K=1同高速齿轮的设计,查表选取各数值93KK=K=1.2故载荷系数K＝=1××1.2×1.42=1.9747.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KK＝KKKK=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=0.84K=[]=[]=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.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=27z=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1234Z2814027101m22d56．67a170230dadfb6257101967.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DBCCo7308AC4090237311AC55120297314AC70150351.中间轴的设计eq\o\ac(○,1)对于选取的角接触球轴承其尺寸为的,故。eq\o\ac(○,2)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=－－＋＝0L1＋（L1＋L2）＋（L1＋L2＋L3）=0＋－Fr2＋Fr3=0=Fa2H1/2=Fa3H2/2Fr3（L1＋L2）－Fr2L1－（L1＋L2＋L3）＋＋=0解得：=62411.93＝N=N+=91391＋=322647T=403278N·mmFFNH1FNH2FNV1FNV2Fa2Ft2Fr2Fa3Ft3L1L2L31HH2FNH1Ft2Ft3FNH2288700491700MH（N·mm）FNV1Fr2Fa2Fa3Fr3FNV22897991392322647202716MV（N·mm）40905302820588107531848M（N·mm）T（N·mm）403278Ma1=FaD1/2Ma2=FaD2/2Fr36.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FFr1Fr2Fa2Fa3Fr1=7486N,Fr3Fa1Fr1Fa2Fr2Fa2=Fd2N,Fa3=Fd2+Fa2－Fa3=2528NFar=3445NFar/Fr1=＞ｅFar/Fr3=＝ｅ初步计算当量动载荷PP=fp(XFr＋YFa)按表13—5，，Ｙ＝０.８７X2＝１，Ｙ＝０取fp＝1.1因为７３１１ＡＣ轴承的基本额定静载荷为：Co=NP1＝×××P2＝×１×＝NLh==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