二級展開式圓柱斜齒輪減速器設計說明書

1、目錄（一）電動機的選擇31、選擇電動機的類型32、確定電動機的轉速33、選擇電動機3（二）計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比41、計算運動裝置的總傳動比42、分配傳動比4（三）計算傳動裝置各軸的運動和動力參數41、各軸的轉速42、各軸的輸入功率53、各軸的輸入轉矩5（四）傳動零件的設計計算61、高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算6（1）選定齒輪的精度等級、材料及齒數6（2）按齒面接觸面強度設計6（3）按齒根彎曲強度設計8（4）幾何尺寸計算102、低速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算101、選定齒輪的精度等級、材料及齒數102、按齒面接觸面強度設計113、按齒根彎曲強度設計134、幾何尺寸計算14（五

2、）軸的設計161、中間軸的設計16（1）作用在齒輪上的力16（2）確定軸的最小直徑16（3）軸的結構設計16（4）中間軸的校核172、高速軸的設計20（1）作用在齒輪上的力20（2) 確定軸的最小直徑20（3）選擇聯軸器20（4）軸的結構設計213、低速軸的設計22（1）作用在齒輪上的力22（2) 確定軸的最小直徑22（3）選擇聯軸器22（4) 軸的結構設22（六）軸承壽命的校核241、中間軸承的校核24（1）軸承所受的軸向力和徑向力24（2）求軸承的當量動載荷24（3）驗算軸承壽命25(七) 箱體結構及減速器附件設計251、減速器箱體結構表252、箱體附件的設計26（一）電動機的選擇1、選擇

3、電動機的類型按工作要求和工作條件,選用 y 系列三相異步電動機。1）選擇電極的容量工作及輸入功率pw=2.95kw從電動機到工作機之間的總效率為分別為=1224324式中1、2 、3、4分別為聯軸器、軸承、齒輪傳動、卷筒的傳動效率。由相關手冊取 1=0.99，2=0.98，3=0.97，4=0.95，則=0.992x0.984x0.972x0.95=0.808所以電機所需功率為 pd=3.651kw2、確定電動機的轉速由相關手冊推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比=840,而工作機的轉速所以電動機轉速可選范圍 符合這一范圍的同步轉速有750 r/min、1000 r/min、1500

4、 r/min、3000 r/min四種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1000 r/min的電動機。3、選擇電動機根據電動機類型、容量和轉速，有相關手冊選定電動機型號y132m1-6。其性能如下表：電動機型號額定功率/kw滿載轉速nm/（r/min）啟動轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩y132m1-64 960 2.0 2.0電動機的主要安裝尺寸 型號habcdegkbhaabbfal1y132m1-613221617889388010 x 833122802101353156023818515（二）計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比1、計

5、算運動裝置的總傳動比總傳動比為 式中為工作機輸入轉速2、分配傳動比 考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，取，故 高速級的傳動比為： 低速級的傳動比為：（三）計算傳動裝置各軸的運動和動力參數1、各軸的轉速軸 軸 軸 卷筒軸 2、各軸的輸入功率軸 =3.651kw0.99=3.614kw軸 =3.614kw0.980.97=3.435kw軸 =3.435kw0.980.97=3.265kw卷筒軸 =3.265kw0.990.98=3.168kw3、各軸的輸入轉矩電動機的輸出轉矩為軸 =363200.99=35.957軸 =35.9574.1510.980.97=141.884軸 = 141.88

6、42.9650.980.97=399.904卷筒軸 =399.9040.990.98=387.987將上述結果匯總于下表，以備查用。軸名功率p/kw轉矩t/()轉速n/(r/min)傳動比i效率電機軸3.6513632096010.99軸3.6143595709604.1510.951軸3.43514188400231.272.9650.951軸3.265399904007810.970卷筒軸3.1683879870078（四）傳動零件的設計計算斜齒圓柱齒輪減速器的設計選用標準斜齒圓柱齒輪傳動。標準結構參數壓力角，齒頂高系數，頂隙系數。1、高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算（1）選定齒輪的精度等

7、級、材料及齒數1）運輸機為一般工作機器，轉速不高，故選用8級精度2）材料選擇。由機械設計第八版表10-1選擇小齒輪材料為40cr(調質)，硬度為280hbs,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240hbs，二者硬度差為40hbs。3）選小齒輪齒數z1=24大齒輪齒數z2= z1=244.151=99.624,取z2=97.，則齒數比，可滿足要求。4） 選取螺旋角，初選螺旋角。（2）按齒面接觸面強度設計確定公式內的各計算值1）試選2）計算小齒輪傳遞的扭矩 95500003.614/960=3.595x1043）由表10-7選取齒寬系數=1.04）由表10-6查得材料彈性影響系數189.85）由圖

8、10-30選區(qū)域系數zh=2.433.6）由圖10-26查得，則1.62.7）由圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600mpa；齒輪的接觸疲勞強度極限=550mpa。 8）由式10-13計算應力循環(huán)次數。 =60x960x1(2x8x365x5)=1.682x109 =1.682x109/4.042=4.16x1089) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數=0.91；=0.9410）計算解除疲勞許用應力（取失效率為1%，安全系數s=1） =0.91x600mpa=546mpa=0.94x550mpa=517mpa（2）設計計算1) 計算小齒輪分度圓直徑時代入中較小值 = =39.512

9、 2）計算圓周速度=3.14 x 39.512 x 960/60 x 1000 m=1.985 3)計算齒寬b及模數 =1.0 x 39.512 =39.512 =1.5974) 計算齒寬齒高比 =2.25 x 1.597 =3.593 =10.9975) 計算縱向重合度 =0.318 x 1.0 x 24 x tan14=1.9036) 計算載荷系數由工作條件，查表10-2得使用系數=1.00。根據v=1.985 m/s,8級精度，由圖10-8查得動載系數=1.15；由表10-3查得=1.2由表10-4利用插值法查得=1.4498由圖10-13查得=1.38。故載荷系數 =1.00 x 1.

10、15 x 1.2 x 1.4498=2.07) 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式10-10a得 =44.5008) 計算法面模數 =1.799（3）按齒根彎曲強度設計 （1）確定計算參數 1） 計算載荷系數 =1.00 x 1.15 x 1.2 x 1.38=1.9042) 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500mpa; 大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380mpa。3）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數=0.91，=0.95。 4）計算完全疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數s=1.4 =325 =257.857 5) 根據縱向重合度=1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數=

11、0.88 6) 計算當量齒數 =26.272 =106.1847）查取齒形系數由表10-5利用插值法算得=2.592，=2.1758）查取應力校正系數由表10-5利用插值法算得=1.596，=1.7959）計算大小齒輪的并加以比較。 =0.01273 =0.01514大齒輪的數值大。（2）設計計算 =1.198由于設計的是軟齒面閉式齒輪傳動，其主要失效是齒面疲勞點蝕，取=1.5，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=44.5來計算應有的齒數。于是=28.785取=29，則=4.042 x 29=117（4）幾何尺寸計算（1）計算中心距 =112.852

12、將中心距圓整為113。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 =141751因值改變不多，故參數等不必修正。（3）計算打、小齒輪的分度圓直徑 =44.890 =181.109（4）計算齒輪寬度 =1 x 44.890=44.890圓整后取=45； =502、低速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算1、選定齒輪的精度等級、材料及齒數1)選用8級精度2）材料選擇。由機械設計第八版表10-1選擇小齒輪材料為40cr(調質)，硬度為280hbs,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240hbs，二者硬度差為40hbs。3）選小齒輪齒數z1=24大齒輪齒數z2= z1=242.965=71.16,取z2=72.，則齒數

13、比，可滿足要求。 4）選取螺旋角，初選螺旋角。2、按齒面接觸面強度設計（1）確定公式內的各計算值1）試選2）計算小齒輪傳遞的扭矩 95500003.435/231.27=3.595x1043）由表10-7選取齒寬系數=1.04）由表10-6查得材料彈性影響系數189.85）由圖10-30選區(qū)域系數zh=2.433.6）由圖10-26查得，則1.6057）由圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600mpa；齒輪的接觸疲勞強度極限=550mpa。8）由式10-13計算應力循環(huán)次數。=60x231.27x1 x (2x8x365x5)=4.052x108=4.052x109/3=1.351x

14、1089) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數=0.94；=0.9610）計算解除疲勞許用應力（取失效率為1%，安全系數s=1） =0.94x600mpa=564mpa=0.96x550mpa=528mpa（2）設計計算1) 計算小齒輪分度圓直徑時代入中較小值 = =63.1362）計算圓周速度=3.14 x 63.136 x 231.27/60 x 1000 m=0.764 3)計算齒寬b及模數 =1.0 x 63.136 =63.136 =2.5534) 計算齒寬齒高比 =2.25 x 2.553 =5.744 =10.9925) 計算縱向重合度 =0.318 x 1.0 x 24 x ta

15、n14=1.9036) 計算載荷系數由工作條件，查表10-2得使用系數=1.00。根據v=0.764 m/s,8級精度，由圖10-8查得動載系數=1.06；由表10-3查得=1.2由表10-4利用插值法查得=1.458由圖10-13查得=1.4。故載荷系數 =1.00 x 1.06 x 1.2 x 1.458=1.8557) 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式10-10a得 =69.3458) 計算法面模數 =2.8043、按齒根彎曲強度設計 （1）確定計算參數 1） 計算載荷系數 =1.00 x 1.06 x 1.2 x 1.4=1.7812) 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強

16、度極限=500mpa; 大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380mpa。3）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數=0.93，=0.97。 4）計算完全疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數s=1.4 =332.143 =263.286 5) 根據縱向重合度=1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數=0.88 6) 計算當量齒數 =26.272 =78.8177）查取齒形系數由表10-5利用插值法算得=2.592，=2.2228）查取應力校正系數由表10-5利用插值法算得=1.596，=1.7699）計算大小齒輪的并加以比較。 =0.01245 =0.01493大齒輪的數值大。（2）設計計算 =1.891由于設

17、計的是軟齒面閉式齒輪傳動，其主要失效是齒面疲勞點蝕，取=2，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=69.345來計算應有的齒數。于是=33.642取=34，則=3 x 34=1024、幾何尺寸計算（1）計算中心距 =140.163將中心距圓整為141。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 =151814因值改變不多，故參數等不必修正。（3）計算打、小齒輪的分度圓直徑 =70.5 =211.5（4）計算齒輪寬度： =1 x 70.5=70.5圓整后取=71； =76齒輪的主要參數高速級低速級齒數2911734102中心距112.852140.163法面模數1

18、.52端面模數1.5792.553螺旋角141751151814法面壓力角端面壓力角203511204027齒寬b50457671齒根高系數標準值11齒頂高系數0.96900.9810齒頂系數標準值0.250.25當量齒數26.272106.18426.27278.817分度圓直徑44.89181.10970.5211.5齒頂高1.52齒根高1.8752.5齒全高3.3754.5齒頂圓直徑47.89184.10974.5215.5齒根圓直徑41.14177.35965.5206.5 （五）軸的設計1、中間軸的設計 （1）作用在齒輪上的力高速級齒輪上的力 低速級齒輪上的力 （2）確定軸的最小直徑

19、因傳遞的功率不大，并對重量及機構無特殊要求，故選45鋼，調質處理，取c=135. 取=35 （3）軸的結構設計軸的裝配方案如下：1）查手冊取0基本游隙組，標準精度等級的單列圓錐滾子軸承30307.其尺寸d x d x t= 35 x80 x22.75 。故。軸承用套筒定位。2）取。齒輪用軸肩定位，軸肩高度h=(0.07-0.1) =3。軸環(huán)寬度b1.4h=6.左端齒輪寬度b1=76,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪軸ii-iii段的尺寸應略短于齒輪寬度故取=74，同樣由b2=45取=43。3）齒輪端面距機體內壁的距離2=8取2=10，滾動軸承與內壁應有一段距離s=44）軸上零件的周向定位齒輪與軸的

20、周向定位采用平鍵連接。按查得平鍵截面b x h=12x8鍵長l=63，鍵槽距軸肩距離為5，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪與軸的配合為，同樣按選用平鍵 b x h x l=12x8x36，鍵槽距軸肩距離為3。齒輪與軸配合為。5）確定圓角和倒角查表1-27取軸端倒角為c1.6，軸環(huán)兩側倒圓角r=4，其余倒圓角r=2（4）中間軸的校核 為使中間軸上的軸向力相互抵消，高速級上小齒輪用左旋，大齒輪用右旋。低速級上小齒輪用右旋，大齒輪用左旋。根據軸的結構，做出軸的計算簡圖水平方向：=2262.26n =40205.53n-1598.76n-2262.26n=164.51n鉛垂方向：將各力

21、移到軸心，產生附加彎矩=3880024100 則n=-1260n=600.5n-1519n-（-1260n）=314.5nb截面的彎矩c截面的彎矩扭矩由彎矩、扭矩圖可知b截面為危險截面。按彎扭合成應力校核軸的強度：進行校核時，通常只校核軸上受最大彎矩和扭矩的截面。（危險截面）因軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取a=0.6。b截面的總彎矩 ： 軸的計算應力： =25.04 前面已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表查得。，故安全。2、高速軸的設計（1）作用在齒輪上的力（2) 確定軸的最小直徑因傳遞的功率不大，并對重量及機構無特殊要求，故選45鋼，調質處理，取c=135.該段軸上有一鍵槽，

22、將計算值加大3%，應為18.32（3）選擇聯軸器根據傳動裝置的工作條件擬用hl型彈性柱銷聯軸器。計算轉矩為 式中：t聯軸器所傳遞的名義轉矩 k工情況系數，查有關教科書得：工作機為帶式運輸機時k=1.251.5.該處取k=1.5.由手冊hl型聯軸器中hl1型聯軸器就能滿足傳動轉矩的要求（tn=160nmtc）。但其軸孔直徑范圍為d=(1222)mm,滿足不了電動機周徑（d=38）的要求，最后選擇hl3型聯軸器（tn=630nm,n=5000 r/minn）.其軸孔直徑d=(3042)mm,可滿足電動機的軸徑要求。半聯軸器長度l=112 mm,半聯軸器與軸配合的孔轂長度。最后確定減速器高速軸軸伸處

23、的直徑 （4）軸的結構設計軸的裝配方案如下 1）為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，i-ii軸段右端需制出一軸肩，故ii-iii段的直徑 ;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d=40。為了保證軸端擋圈不壓在軸的斷面上，i-ii 段的長度應比l1短一些，現取。2）初步選擇軸承。因軸承同時收到徑向力和軸向力的作用，參照工作要求并根據，由手冊查取0基本游隙組，標準精度等級的單列圓錐滾子軸承30307其，故 3）軸承端面應與箱體內壁保持一定的距離。軸承端面到箱體內壁距離，齒輪端面到內壁的距離。為了保證軸承端蓋的拆裝及便于對于軸承添加潤滑脂的要求取端蓋與半聯軸器的距離為30mm.所以4）軸承用軸肩定位

24、，取軸肩高度為3，則.至此已經初步確定了軸的各段直徑和長度。5）齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按查得平鍵截面b x h=8x7鍵長l=70，鍵槽距軸肩距離為56) 確定圓角和倒角查表1-27取軸端倒角為c1.6，定位軸承的軸肩倒圓角r=2，其余倒圓角r=13、低速軸的設計（1）作用在齒輪上的力（2) 確定軸的最小直徑因傳遞的功率不大，并對重量及機構無特殊要求，故選45鋼，調質處理，取c=112.（3）選擇聯軸器取k=1.3由=38.9聯軸器的計算轉矩：按照計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩，由=38.9查表選取lh3型聯軸器，其公稱轉矩為630 。半聯軸器孔徑d1=40 ,軸孔長度l1=84 （4)

25、 軸的結構設計軸的裝配方案如下1）為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，vii-viii軸段左端需制出一軸肩，故vi-vii段的直徑 ;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d=50。為了保證軸端擋圈不壓在軸的斷面上，vii-viii 段的長度應比l1短一些，現取。2）初步選擇軸承。因軸承同時收到徑向力和軸向力的作用，參照工作要求并根據，由手冊查取0基本游隙組，標準精度等級的單列圓錐滾子軸承30310其，故 3）軸承端面應與箱體內壁保持一定的距離。軸承端面到箱體內壁距離，齒輪端面到內壁的距離。為了保證軸承端蓋的拆裝及便于對于軸承添加潤滑脂的要求取端蓋與半聯軸器的距離為30mm.所以4）取。齒輪右端

26、用軸肩定位，軸肩高度h=(0.07-0.1) =5。軸環(huán)寬度b1.4h=10.左端用套筒定位，齒輪寬度b2=71,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪軸ii-iii段的尺寸應略短于齒輪寬度故取=69，至此已經初步確定了軸的各段直徑和長度。 5）聯軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按查得平鍵截面b x h=12x8鍵長l=70,鍵槽距軸肩距離為56）確定圓角和倒角查表1-27取軸端倒角為c1.6，軸環(huán)左側倒圓角r=5，軸環(huán)右側倒圓角r=4，定位軸承的軸肩倒圓角r=4，其余倒圓角r=2（六）軸承壽命的校核1、中間軸承的校核選用的是圓錐滾子軸承，為縮短支撐距離選擇正裝。（1）軸承所受的軸向力和徑向力1）求出軸承所受的徑向力2589.5354.9 2) 求出軸承所受的軸向力 派生軸向力，由軸承代號30307查表得y=1.9 ，e=0.35 因此： 外加軸向載荷1101.56n-407.44n=694.12n, 因，所以軸承1被壓緊，軸承2