二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书(表格式)

〔一〕计算工程 计算与说明 结果1类型

依据工作要求和工况，选用Y系列三相异步电动机。工作及输入功率P=3.15KWW从电机到工作机的总效率分别为

Y电动机η=η∑

2η4η 2η1 2 3 4式中η1

η2 η3、 、

η4 为联轴器、轴承、齿轮传动，、 分别

=3.15KWPW卷筒的传动效率。取手册中的η1

0.99,η2

0.98,η3

0.92、选择电机 容量

=0.96，则：4

= = =η=0.992×0.984×0.972×0.96=0.817∑所以电机所需的功率为

钯=3.86KW_PP= Wd η

3.15kw= 83 =3.86KW∑相关手册推举的传动比合理，二级圆柱齿轮减速机驱动比=8～40，而工作机的输入速度n∑ 因此，电机转速可以选择左右

83r/min

n 83r/minn i”nd w

w选择电机转速 满足此圆的同步转速分别为750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min四种。综合考虑尺寸、质量和由于价格因素，为了使传动装置紧凑，打算同步速度为1000转/分钟电机。手动选择电机型号Y132M1-6它的满载速度是n 960r/mind

n 960r/mind计算工程计算与说明计算工程计算与说明结果运动学总齿轮比1innm96011.5783i=11.57w2、配电传动比ii=4.02 12ii，考虑润滑条件，为了使两个大齿轮的直径相近，1因此，高速级的传动比取为因此，高速级的传动比取为i1.4i12i=2.88i211.4i 1.411.574.02i2i11.574.022.881计算传动各轴的运动和动态参数计算工程 计算与说明 结果我轴nn1 mini

960r/min

n=960r/min1Ⅱ轴n 2

1 4.02 238.8r/min

n 238.8各轴速度

Ⅲ轴n

1n 238.8/n 2

83r/min

2r/min33 i 2.8832Ⅰ轴==3.86KW×0.99P=P1 d

13.82KW

n 83r/minP2

=P1

3.63KW3

P1=3.82KW2、各轴输入功率

Ⅲ轴==3.63KW×0.98×0.97P=P3 2 2 3

3.45KW

P2=3.63KWP=3.45KW3电机的输出转矩T 为dT 9.55106

3.86p d9.55106 3.84104Np

T3.801041d n3、每个轴的输 m出

960r/min

Nmm输入扭矩

Ⅰ轴T1

Tnd

38399Nmm0.993.80104Nmm

T21.45105Ⅱ轴T2

Ti11 2

38014 Nmm4.020.980.97

Nmm1.45105NmmⅢ轴Ⅲ轴2.88T3T 2i22314271N mmT3.981050.980.973.98105Nmm3Nmm高速斜圆柱齿轮传动的设计计算计算工程 计算与说明 结果运输机为通用工作机，速度不高，应选用8级精度材料选择。小齿轮材料选自第八版《机械设计》表10-140cr〔调质，硬度280HB，大齿轮材质为45钢〔调质240HBS40HBS。选择小齿轮的齿数z4.02=96.48，取

=24，大齿轮的齿数z1

=zi2 11

=24×

7级精度小齿轮材料是40cr〔调质〕1.选择精度等等级、材料和

3〕z

=97，则齿轮比z22 z

97 4.04224

齿轮材质为45〔调质〕1齿数4〕4.0424.020.54%3~5.符合要求4.0425)选择螺旋角和主螺旋角14。

z1=24z2=97142KT

1Z Z 2td 3 1t1t d a

H EH2触控强度设计

确定公式的每个计算值K 1.6试选t计算小齿轮传递的扭矩T1

3.80104Nmm

K 1.6t从表10-7中选择齿宽系数d=1.0材料弹性的影响系数为ZE

1189.810-6MPa2从图10-30中选择面积系数=2.433ZH6)由图10-26a1

0.78，a2

0.89，则 a a1

1.67。Hlim17〕小齿轮的接触疲乏强度极限由图10-21d =600MPaHlim1齿轮接触疲乏强度极8)通过公式10-13计算应力循环次数。N 60n1 1

jL=609601(285365)1.682109h1N N 1.6821094.18410812 = 4.029)由图10-19，取接触疲乏寿命系数K =0.93；K =0.96HN1 HN210〕计算消退疲乏的许用应力〔以失效率为1%，安全系数s=1〕 H1

KHN1k

Hlim1=S

0.93600111

558MPa

543MPaH H2

Hlim2=S

MPa528MPa H

H12H2

2

MPa543MPa设计计算H计算小齿轮分度圆直径时取较小值 H2KT

1Z Z 2d 31t

td a

H EH

= d =40.36mm1t 21.63.81044.0212.433189.823 1.01.67 4.02

543

mm

v=2.0mm=40.36mm计算圆周速度

b=40.36mmv 60

3.1440.36960n1 601000n

m/s2.0m/s1000计算齿宽b和模量mntbdd1t1.040.36mm40.36mmd cos 40.36cos14m 1t mm1.63mm mmnt z 241

m=1.63t计算齿宽高比h2.25m 2.251.63mm3.67mmnt h=3.67mmb40.36

11.00h 3.67计算垂直重合度

=1.903 0.318zd1

tan0.318124tan141.903 计算负载系数依据工况，查表10-2，得到使用系数K =1.0。依据v=2.0m/s，7级A精度，动载荷系数=1.0810-8Kv查表10-3K K =1.4H F由表10-4KH=1.417从图10-13KF=1.34。因此，负载系数KK K K K 11.081.41.4172.14A V H H由实际载荷系数修正后的分度圆直径由公式10-10a求得K 2.14

K=2.14d d 31 1t Kt

1.6

mm44.47mm8)计算法向模量

d=44.47mm1m d1

cos44.47cos14mm1.80mmn z 241

m =1.80mmnm 3

2KTY 1

Y

Yan3

z2 d 1 a F抗弯强度设计

(1)确定计算参数计算负载系数

K=2.03KKKA V

K KF

11.081.41.342.03由图10-20c可知，小齿轮的弯曲疲乏强度极限为 500MPa；FE1大齿轮弯曲疲乏强度极限 =400MPa。FE210-18，取弯曲疲乏寿命系数K计算全疲乏许用应力取弯曲疲乏安全系数S=1.4

FN1

=0.87，K

2

。

=310.71F1MPaF1

K FN1S

FE1

1.4

MPa310.71MPa F2

K FN2S

0.94400MPa268.57MPa1.4

F2

=268.57依据纵向重合度=1.90310-28Y=0.88。计算等效齿数

MPazz 1

24 =26.272v1 cos3 cos314 zv1

=26.272z z2

97 =106.184v2 cos3 cos314 zv2

=106.184检查齿形系数由表10-5插值法计算Y =2.592,Y =2.175Fa1 Fa2检查应力修正系数10-5YSa1

=1.596,YSa2

=1.7959)计算齿轮的尺寸

Y YFa F

并进展比较。Y YF1Y YF1F1Y YFa2SaF2310.712.1751.7952268.57

0.013310.01454大齿轮价值大。设计计算2KTY cos2 Y Y

m =1.25mm1m 31n

z2d1

a

a nF 22.033.81040.88cos2140.01454mm1.25mm3 1.02421.67由于软齿面闭式齿轮传动的设计，主要失效是齿面疲乏点冲蚀取m =1.5mm，可满足抗弯强度。但为了满足接触n疲乏强度，由接触疲乏强度计算的指数圆直径d1计算所需的齿数。然后

=44.47mm

z=291dz 1

cos 44.47cos1428.77

z=11321 mnz=29z1 2

z1

1.54.0229113(1)计算中心距za 1

zm2 n

291131.5

mm109.76mm

a=109.76mm2cos 2cos14110mm。(2)依据圆角中心距校正螺旋角zarccos

zm2

arccos

291131.5

2a 2110 =14°29”13“几何尺寸的计

由于数值变化不大，所以参数aKZH等不需要修改。计算跳动齿轮和小齿轮的分度圆直径d 算 zm 29d 1 n mm44.932mm1 cos cos1429”13“

d 44.932mm12nd zm2n

1131.5 mm175.073mm

d 175.07322 cos cos1429”13“ mm计算齿轮宽度bd 1.044.93mm44.93mmd 1

b44.93mmB2

=45mm；B=50mm1

B=45mm2B=50mm1低速斜圆柱齿轮传动的设计计算计算工程 计算与说明7材料选择。依据第八版《机械设计》表10-1，小齿轮材质为40cr〔调质280HB45〔调质40HBS。

结果7级精度小齿轮材质为3)选择小齿轮的齿数z

=24大齿轮的齿数1

40cr〔调质〕选择齿轮精度等级

Z Z2

242.8869.12Z

69，

45钢〔调质〕2材料和齿数2

2.8752.88

z 69

z=242.88

0.17%

3~5

%则齿轮比 2 2.875 1可以满足要求。4)选择螺旋角和主螺旋角14。

z 241

z=692142KT

1Z Z 2td 3 1t1t d a

H EH确定公式的每个计算值1)试选K 1.6t

K 1.6t2)计算小齿轮传递的扭矩T9.551061

P29.55106n2

3.63238.8

1.45105Nmm齿面连接接触强度设计

选择齿宽系数

d=1.010-6ZE

1189.8MPa25)从图10-30中选择面积系数Z=2.433。H6)由图10-26可知 0.78， 0.87，则a1 a2 a a1

1.65由图10-21dHlim1600MPa；齿轮接触疲乏强度极限Hlim2=550MPa。通过公式10-13计算应力循环次数。N 60n1 1

jL=60×238.8×1×(2×8×365×5)=4.184×108hN N12

810 2.88 1.453109)由图10-19，取接触疲乏寿命系数K =0.94；K =0.95 .HN1 HN210〕计算消退疲乏的许用应力〔以失效率为1%，安全系数s=1〕

K 0.94600 HN1 Hlim1 MPaK 0.94600H1 H2

Sk HN2 S

110.95550MPa522.5MPa1

543.25H H

H12H2

2

MPa543.25MPa

MPa设计计算11)计算小齿轮分度圆的直径12KT

1Z Z 2d 31t

td a

H E =H21.61.45105 2.881 2.433189.82

d =64.93mm3 1.01.65

2.88

543.25

mm 1t=64.93mm2)计算圆周速度dv 1td60

2 3.1464.93238.8n601000n

m/s0.81m/s1000计算齿宽bmnt

v=0.81mmbdd1t=1.0×64.93mm=64.93mm b=64.93mmd cosm 1tnt z1

64.93cos1424

mm=2.63mm

m=2.63mm计算齿宽高比 th2.25mnt

=2.25×2.63mm=5.92mmb64.93b =11.00

h=5.92mmh 5.92计算垂直重合度 0.318z d1

tan=0.318×1.0×24×tan14°=1.903计算负载系数依据工况，查表10-2，得到使用系数K =1.0。依据v=0.81m/s，7A级精度，动载荷系数Kv=1.04由图10-8求得；查表10-3K K =1.4H F由表10-4KH=1.422从图10-13KF=1.32。因此，负载系数KKKK K =1.0×1.04×1.4×1.422=2.07A V H H由实际载荷系数修正后的分度圆直径由公式10-10a求得

=1.903K=2.07Kdd31 1t Kt

2.071.6

mm=70.75mm8)计算法向模量

d=70.75mm1m d1

cos 70.75cos14 mm=2.86mmn z 2412KTYcos2 Y Y

m =2.86mmnm 3n

1z2d 1

aF按压牙根抗弯强度设计

确定计算参数计算负载系数KKKK K =1.0×1.04×1.4×1.32=1.92A V F F从图10-20c可知，小齿轮的弯曲疲乏强度极限为 500MPa；FE1大齿轮弯曲疲乏强度极限 =400MPa。FE23)由图10-18取弯曲疲乏寿命系数K =0.94,K =0.95。FN1 FN24)计算全疲乏许用应力取弯曲疲乏安全系数S=1.4

K=1.92 =335.71

K FN1

FE1

0.94500

MPa=335.71

F1MPaF1 S 1.4

MPa F2

K FN2S

0.95400MPa=271.43MPa1.4

F2

=271.43依据纵向重合度=1.90310-28Y=0.88计算等效齿数

MPazz 1

24 =26.272v1 cos3 cos314 zv1

=26.272z z2

69 =75.53v2 cos3 cos314

z =75.53v2检查齿形系数按表10-5的插值法Y =2.592,=2.229YFa1 Fa2检查应力修正系数由表10-5插值法计算YSa1

=1.596,YSa2

=1.7619)计算齿轮的尺寸

Y YFa F

并进展比较。Y Y 2.5921.596Fa1F

S11

335.71

=0.01232Y Y 2.2291.761Fa2F

Sa22

271.43

=0.01446大齿轮价值大。(2)设计计算2KTY cos2 Y Ym 3n

1z2d1

a

aF

m =1.91mm3 21.921.451050.88cos2140.01446mm n31.01.65242=1.91mm由于承受软齿面的闭式齿轮传动设计，主要失效是齿面的疲乏点蚀。，取m =2mm，可以满足抗弯强度。但是，为了同时满足接触疲乏n强度，齿数应按接触疲乏强度d=70.75mm然后1

z=341zz1dcos 70.75cos141m2=34.32zn2=98=34，然后z z=2.88×34=97.92，取Z981 2 1 2(1)计算中心距a12cos2 n2cos14mm=136.04mm将中心距离四舍五入为136mm。(2)依据圆角中心距校正螺旋角a=136.04mmarccos 12a2 narccos2136=13°58′11″由于数值变化不大，所以参数 ,K,Z=13°58′11″aH等不需要修改。4.几何计算(3)计算跳动齿轮和小齿轮的分度圆直径d zm3421cos cos1358”11“1 n =70.06mmd170.06mmdzm2 n2cos982=201.94mmd201.94mm2(4)计算齿轮宽度：bd=1×70.06=70.06mmd 12mm；B=75mm1b70.06mmB=70mm2B=75mm1高速低速高速低速z291133498中心距a109.76136.04正常模量mn1.52端面模量mt1.5792.553螺旋角13°29′13″13°58′11″法向压力角法向压力角n2020端压角t20°35′11″20°40′27″b50457570齿根高度系数标准值h*11an附录高度因子h*ath *cosan0.9680.971附加系数标准值c*0.250.25v26.272106.18426.27275.532分度圆直径d44.89181.10970.06201.94附录高度ha1.52根高hf1.8752.5牙齿全高h3.3754.5附录直径da47.93178.0774.06205.94根圆直径df41.18171.3265.06196.94计算工程计算与说明计算工程计算与说明结果1.确定轴最小直径由于传递的功率不大，对重量和机构没有特别要求，所以选用45钢。调质处理，取C=112d C3p2minn11233.63238.8mm27.7mm取dmin=30mmdmin=30mm22、轴的构造设轴的装配方案如下计10 56 75 8 45 22.754 8253

6 ?

10.53?

轴承30307d×D×T=35mm×80mm×22.75mmI II48.25A

IIIIV72 42B

V VI48.25D1〕030307.它的尺寸是d×D×T=35mm×80mm×22.75mm。因此d d 35mm。l l 22.75mm。III VVI IA DVI轴承用抛油环定位。2)取d d 40mm。齿轮肩部定位，肩部高度IIIII IVVh=(0.07-0.1)d =3mm。领宽b≥1.4h=8mm。左端齿轮IIIIIB=75mm，为了使导油板端面牢靠地压住齿轮轴II-III1尺寸应略短于齿轮宽度取l =72mm，也比B=45IIIII 2mm取lVVI

=42mm。

轴端倒角为C1.6衣领两侧圆角23〕齿轮端面与体壁的距离△滚动轴承与壁之间应有距离s=1024)确定圆角和倒角

≥=8mm取为△m

12.5mm，2=

R=2mm剩下的几轮R=2mm1-27，轴端倒角为C1.6，套环两侧圆角为R=2mm，其余为圆角R=2mm齿轮与轴的圆周定位承受平键连接。按d 选择A型平键，其IIIIIb×h=12mm×8mmL=63mm6mm，

A高速级：b×h×H L=12mm×83.按键选择

同时为了保证齿轮与轴的良好对中，齿轮的选择和轴n7如下d6

。

mm×63mmb×h×L=12mm×8mm×32mm，键槽与轴肩的距离为7

低速阶段：b×h×L=12mm×8mm。齿轮和轴协作为

H mm×36mmn7。64、中间轴的校准

为了使中间轴上的轴向力相互抵消，高速级上小齿轮为顺时针方向，大齿方向盘是左撇子。在低速阶段，小齿轮为左旋，大齿轮为右旋。作用在齿轮上的力：高速F 1656.48Nt1与轴Ⅰ相啮合的齿轮分度圆直径d2

175.07mm

F 622.72Nr11周向力F 2T1t1 d2

21.45105175.07

N1656.48N

F 428.15Na1径向力Fr1

F tan 1656.48tan202 t N622.722 cos cos1429”13“周向力Fa1低速

F tan1656.48tan1429”13“N428.15Nt2

F 4139.31与轴Ⅲ相啮合的齿轮分度圆直径d3

70.06mm2周向力F 2T2t2 d3

21.4510570.5

N4139.31N

F 1552.24Nr2径向力F

F

tan4139.31tan20N1552.24Nr2 cos

F 1026.68Na2周向力Fa2

F tan4139.31tan1358”11“N1026.68Nt2所以水平方向：49.75F

(49.7568)FF t1 t2h2 49.756864.75

F 3122Nh1165649.754139(49.7568)N3122N49.756864.75

F F F Fh1 t1

F =1656N+4139N-3112N=2673Nh2将每个力移动到轴的中心，产生额外的弯矩M 、Ma1 a2

M 37465a1d 428175.07

NmmM F 2a1 a12

37465Nmm2

M 35976a23M 3

d 102770.06

Nmm35976Nmm

Nmma2 a22 2(49.7568)F

M M 49.75F

F 499.9Nv1垂直方向：F

r2 a1 A2 r1v2 49.756864.75

F 429.11552(49.7568)374653597662349.75N v249.756864.75429.1NF F

F

=1552N-623N-429.1N=499.9N

M 134076.3h1Nmmv1 r2

r1 v2

M -24870v1那么，B

NmmM 49.75Fh1

49.752695Nmm134076.3Nmm

M 202337.8h2M 49.75Fv1

49.75499.9Nmm24870Nmm

NmmC

M -63762.3v2NmmM Fh2 h1

(49.7568)Ft1

682673(49.7568)Nmm165668202337.8NmmM Fv2 v1

(49.7568)Ma1

F 68r1499.9(49.7568)37465Nmm6236863762.3Nmm

T=145000NmmM ”M M 248703746512595Nmmh2 h2 a1M ”Fv2 V2

64.75429.164.7527784.3Nmm扭矩T1.45105Nmm从弯矩图和扭矩图可以看出，C段是危急段。Fr1AFh1Fv1

Ft1Fa1

B Fr2

Fa2Ft2

DFh2Fv2 McFt149.75Mh1

68 64.75AMh2

Ft2B C

MPa

35.8kFh1Mh

Fh2

60MPa1Fr1

ca

1Fa1 全Fv1 Fv2Mv1 Mv2Mv

B C DFa2Fr2M1M2MT依据弯曲和扭转的联合应力检查轴的强度：检查时，通常只检查轴上承受最大弯矩和扭矩的局部〔危急局部〕由于轴的单向旋转，扭剪应力为脉动循环变应力，取=0.6。M M2

2 (63762.3)2

202337.82C截面总弯矩

h2 v2211955.9MPa轴的计算应力M2

T22

211955.920.6145000

MPaca

0.140335.8MPa45 60MPa. ，所以是安全的。1 ca 1一般平键连接的强度条件为： 2103p kld

p密钥检查

其中是键、轴、齿轮中最薄弱的材料的许用应力，所以p=100~120MPapp由于二档键比一档短，其他参数一样，只需检查二档键即可 p2

75.5a2 2

103 21.45105 a75.5ap2 kld 4(3612)40安全。选用圆锥滚子轴承，选用正规安装，缩短支撑距离。求轴承上的径向力F，Fr1 r2F F2r1 V1

F2 H1

26732499.92N2719N

F 2719Nr1F F2r2 V2

F2

31222

429.12N3151N

F 3151Nr2求轴承上的轴向力F，Fa1 a26、轴承的检查

推导出轴向力F dC7.52104N

Fr，Y=1.9，e=0.31，2Y

F 716Nd1Fd1F

F 2719 2Y 2 3151

N716N

F 829Nd2F r2 829Nd2 2Y 21.9FFa d2

5998291428NF d1

F 1428Na1所以轴承1被压缩，轴承2被松开。然后F”FFa1 a

1428N

F 829Na2F ”Fa2 d2

829N求轴承的当量动载荷FF”a1Fr1Fa2F1428N2719N829N3151N0.525e”0.263er2查表：1轴承x=1，Y=02轴承x=0.4,Y=1.9由于轴承在运动中的稍微冲击fPf XF YF 1.2127190N3263N”pp=1.2Pf XF YF 1.20.431511.9829N3403N1pr1a1P3263N1”2pr2a24)检查轴承寿命只需检查轴承2,103(PP)12L” 283655h29200hhL”h29200h轴承具有根本额定动载荷，由于L h10660npc 2h10660238.87.521041034033h2113492hLL L”h2113492h满足生活要求。hhL L” h h生活要求计算工程计算与说明计算工程计算与说明结果由于高速轴是齿轮轴，所以材质和小齿轮一样，都是40cr。C=112。1.确定轴的最小直径d Cpmin31n3.82112 17.75mm39601d=18.28mm3%，dmin=18.28mmmin依据传动装置的工况，提出了HL型弹性销联轴器。计算扭矩TC

KT1.338Nm49.4Nm

ML4选择联轴器

HL1型联轴器可以满足手册中ML4型联轴器传递扭矩的要求(Tn=140N·m>Tc)。其轴孔直径d=(24～40)mm， d=(24～40)mm能满足电机的轴径要求。半联轴器长度L=114mm，半联轴器和L1

52mm最终打算了减速机高速轴的轴伸直径

L=114mmdmin

24mm

L52mm1轴的组装方案如下50 66 28.75 91 50 28.7584 8 0 2 2 3

8 30306轴的尺寸如左图所示5 04 3I II?

IIIV

V ? VI?

VIId 24mm为满足半联轴器的轴向定位要求，I-IIIII右端需要做一个台肩，所以II-III截面的直径d 28mm；左端使用IIIII3、轴构造设计 轴端挡圈定位，依据轴端直径，取挡圈直径D=32mm。保证轴端挡圈没有压在轴的截面上，I-II段的长度应当比L1短现在就拿l 50mm。III轴承的初步选型。由于轴承同时受到径向力和轴向力的作用，请参考工作要求并依据d 28mm手册，检查0根本间隙组，标记IIIII30306dDT30mm72mm20.75mmd

IIIIVI

dVIVII

30mm。lVIVII

20.75mm轴承端面应与箱壁保持肯定距离。轴承面到外壳壁距3

8mm，齿轮端面到壁的距离Δ2

10mm。为了保护为证明轴承端盖的拆装和轴承加注润滑脂的便利性，取端盖半30mm。所以lIIIII66mm4)用挡油板定位轴承，取出4)用挡油板定位轴承，取出lVIVIIlIIIIV28.75mm。至今轴端倒角为C1.6初步确定了轴的每一段的直径和长度。5)确定圆角和倒角查表1-27，轴端倒角为C1.6，IV、VI截面倒圆角为R=2R=1mmmm。IV和VI局部四舍五入R=2mm其余圆角R=1mm齿轮与联轴器的圆周定位承受平键连接。按dIII4.按键选择b×h=8mm×A型平键b×h=8mm7键长L=40mm，键槽与轴肩的距离为3mm mm×7mm键长L=70mm计算工程计算与说明计算工程计算与说明结果由于传递的功率不大，对重量和机构没有特别要求，所以选用45钢。调质处理，取C=112。取K=1.31.确定轴的最小直径d Cpmin3n3.453112 mm38.8mm3833d min38.8mm联轴器的计算扭矩：TCKT 1.339.8Nm51.74Nm3依据计算出的扭矩小于联轴器的公称扭矩，dmin从=38.8查表中选择GYH6GYH62.选择联轴器d=40mm900Nm。半联轴器孔径d1L=1121=40mm,mm半联轴器长度L=112m，轴孔长度L=841mm。L=84mm1轴的装配方案如下：57.25 67 8 45 54.25 60 82 3031010315 轴的尺寸如左图所示035 68545 5 ? 5 0 4 035 6854?三、轴的构造

I II IIIIV V VI VII VIIId d 40mm为满足半联轴器的轴向定位要求，需要在VIIVIII 1VII-VIIIVI-VIId 46mm；左端定位有轴端挡圈，挡圈取轴端直径D=50mm。IIIII为保证轴端挡圈不压在轴段上，VII-VIII段长度