二级减速器课程设计---二级圆柱斜齿减速器.doc
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洛阳理工学院
课程设计说明书
机械设计
（机械设计基础）
设计题目二级圆柱斜齿减速器
前言
减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置，在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器，减速器由于结构紧凑，效率较高，传递运动准确可靠，使用维护简单，并可成批生产，故在现代机械中应用很广。
汽轮机的减速器都采用斜齿轮，斜齿一般具有渐开形，新的减速器齿轮采用螺线形斜齿轮。
汽轮机减速器齿轮是将斜齿轮成组的组装在一起成为人字形齿轮组，用来平衡斜齿轮工作时的轴向推力，从而保证齿轮啮合良好。
在有些小型汽轮机的减速器上，靠发电机侧的大齿轮轴承，除有支承作用外，在轴承两侧还浇铸有乌金，并开有倾斜油槽，与装在大齿轮轴上的两个推力盘组成推力轴承，来承受轴向推力。
大齿轮工作时的轴向推力，可能来自发电机，也可能是斜齿轮工作时残余的轴向不平衡推力。
机械设计课程设计任务书
题目设计用于带式运输机上两级斜齿轮减速器
学生姓名_______
指导教师__张旦闻____
1、电动机2、小皮带轮3、减速箱4、联轴器5、皮带轮
6、大带轮7、高速齿轮8、低速齿轮9运输带
设计参数:
运输带工作拉力:
F=1200N
运输带工作速度:
V=1.5m/s
卷筒直径:
D=200mm
工作条件:
连续单向运转，载荷有轻微振动，室外工作，有粉尘；运输带速度允许误差土5％；两班制工作，3年大修，使用期10年。
（卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑）。
加工条件:
生产20台，中等规模机械厂，可加工7—8级齿轮。
设计工作量:
1．减速器装配图1张（A0或A1）；
2．零件图1—3张；
3．设计说明书1份。
目录
第1章工作机器特征的分析 1
第2章传动方案的设计 1
第3章选择电动机 1
3.1求电机至工作机之间的传动装置的总效率 2
3.2计算电机所需功率 2
3.3确定电动机的转速 3
3.4电动机的外形和安装尺寸 3
第4章确定传动机中传动比和分配传动比 4
4.1计算传动装置总传动比 4
4.2计算传动装置的分传动比 4
第5章带轮设计 5
第6章计算传动装置的运动及动力参数 8
第7章齿轮传动设计 9
7.1.高速级齿轮传动设计 9
7.2.低速级齿轮传动设计 15
第8章轴的设计 21
8.1中间轴的设计 22
8.2高速轴的设计 32
8.3低速轴的设计 42
第9章减速器箱体主要结构尺寸 52
第10章心得体会 53
第11章参考文献 54
56
第一章工作机器特征的分析
由设计任务书可知：
该减速箱用于卷筒输送带，工作速度不高（V=1.5m/s）,输送带工作拉力不大（F=1200N）,因而传递的功率也不会太大。
由于工作运输机工作平稳,转向不变,使用寿命不长（10年）,故减速箱应尽量设计成闭式,箱体内用油液润滑,轴承用脂润滑.要尽可能使减速箱外形及体内零部件尺寸小,结构简单紧凑,造价低廉,生产周期短,效率高。
第2章传动方案的设计
根据设计任务书中已给定的传动方案及传动简图，分析其有优缺点如下：
优点：
（1）电动机与减速器是通过皮带进行传动的，在同样的张紧力下，V带较平带传动能产生更大的摩擦力，而且V带允许的中心中距较平带大，传动平稳，结构简单，使用维护方便，价格低廉。
故在第一级（高速级）采用V带传动较为合理，这样还可以减轻电动机因过载产生的热量，以免烧坏电机，当严重超载或有卡死现象时，皮带打滑，可以起保护电机的作用。
（2）斜齿圆柱齿轮较直齿圆柱齿轮传动平稳，承载能力大、噪音小，能减轻振动和冲击，若设计时旋向选择合理，可减轻轴的负荷，延长使用寿命，故此减速器的两对齿轮均采用斜齿圆柱齿轮传动。
（3）高速级齿轮布置在远离扭矩输入端，这样可以减小轴在扭矩作用下产生的扭转变形，以及弯曲变形引起的载荷沿齿宽分布不均匀的现象。
缺点：
（1）皮带传动稳定性不够好，不能保证精确的传动比，外廓尺寸较大。
（2）齿轮相对轴和轴承不能对称分布，因而对轴的要求更高，给制造带来一定麻烦。
综上所述，这种传动方案的优点多，缺点少，且不是危险性的缺点，故这种传动方案是可行的。
第3章选择电动机
3.1求电机至工作机之间的传动装置的总效率
传动系统简图如图3.1：
图3.1传动系统简图
总效率：
（V带）=0.96，（滚动轴承）=0.99，（齿轮）=0.97，（联轴器）=0.99，,（平摩擦传动）=0.90。
（数据摘自参考文献［3］）
即：
－V带传动效率：
0.96
－滚动轴承（润滑最佳时一对）传动效率：
0.99
－齿轮传动效率：
0.97
－弹性联轴器传动效率：
0.99
－平面带与卷筒摩擦传动效率：
0.90
3.2计算电机所需功率
已知运输带工作拉力F=1200N、运输带的速度V=1.5m/s，求运输带的功率
已知平面带与卷筒摩擦传动效率：
0.90求出工作机的功率
电动机的功率：
3.3确定电动机的转速
已知运输带工作拉力F=1200N，平面带与卷筒摩擦传动效率=0.90
可以求得卷筒圆周力F1，卷筒的转速n
二级减速器的传动比i=8-40，所以电动机的转速范围为:
nd =in=（8~40）143.32=（1146.56~5732.8）r/min
根据电动机功率和电动机转速查（机械设计简明手册）符合条件的电动机有：
表3-1
型号
功率/KW
转速（r/min）
Y100L2-4
3
1420
3.4电动机的外形和安装尺寸
中心高度H
长宽高
L×（
安装尺寸
A×B
轴伸尺寸
D×E
平键尺寸
F×G
100
380×282.5×245
160×140
28×60
8×24
图3.2Y100L2—4型电动机外形图
第4章确定传动机中传动比和分配传动比
4.1计算传动装置总传动比
式为电动机满载时转速（r/min），n为卷筒转速（r/min）
4.2计算传动装置的分传动比
已知中传动比，求两级减速器传动比：
因为为斜齿轮传动比则取
V带传动比=1.2
由得：
=3.067
为高速级传动比，为低速级传动比
第5章带轮设计
计算项目
计算说明
计算结果
5.1设计带轮的功率，选取V带类型
查表7-7得工作情况系数,根据
依据、，从图7-9中选用A型普通V带。
A型普通V带
5.2确定带轮基准直径
由表7-8查得主动轮的最小基准直径，根据带轮的基准直径系列，取。
根据式，计算从动轮基准直径：
根据基准直径系列，取。
dd1=100mm
dd2=118mm
5.3验算带的速度
根据得
速度在5-25m/s内，适合
v1=7.432m/s
5.4确定普通V带的基准长度和传动中心距
根据得
初步确定中心距。
根据计算带的初选长度：
根据表7-3选取带的基准长度
根据式计算带的实际中心距为
根据、，中心距可调整范围为：
a0=300mm
L0=942.7mm
Ld=1000mm
a=328.65mm
5.5验算主动轮上的包角
根据
主动轮上包角大于1200，包角适合。
=176.860
5.6计算V带的根数Z
由A型普通V带，、，查表7-4得；由，查表7-6得;由，查表7-5得;由，查表7-3得.则根据有：
取Z=4根。
Z=4
5.7计算初拉力F0
根据式，查表7-2得q=0.010kg/m，有：
F0=114N
5.8计算作用在轴上的压力FQ
根据得：
FQ=911.7N
5.9带轮结构设计与技术设计
注：
以上表格及数据均摘自参考文献［1］。
图5.1带轮的结构示意图
第6章计算传动装置的运动及动力参数
对电动机：
对于Ⅰ轴：
对于II轴：
对于III轴：
对工作机：
表6-1带式运输机传动装置各主轴主要参数计算结果
参数
轴名
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
工作机轴
转速/（r/min）
1420
1183
385.7
143
143
功率P/kW
3
2.85
1.74
2.63
2
转矩T/（N·m）
20
23
68
175.6
133
传动比i
1.2
3.067
2.69
1
效率
0.96
0.97
0.97
0.99
第7章齿轮传动设计
7.1.高速级齿轮传动设计
已知传递功率，小齿轮转速，，由电动机驱动，双班制工作，使用寿命10年。
计算结果及步骤如下：
计算项目
计算和说明
计算结果
（1）选择材料及热处理
查参考文献［3］中表8-7，小齿轮选用45钢，调质，HBS1=217~255，取HBS1=240，大齿轮选用45钢，正火，HBS2=162~217，取HBS2=190。
由表8-8知，HBS1－
HBS1=240
HBS2=190
精度等级
齿数
实际传动比
齿数比误差
初选螺旋角
HBS2=40，合适。
选8级精度（GB10095—88）。
选小齿轮齿数，大齿轮齿数，圆整取
实际传动比为：
齿数比误差为：
在允许误差范围内（工程上允许±5%的变化范围）。
初选螺旋角
（2）按齿面接触疲劳强度设计
①确定计算参数
小齿轮传递转矩
齿轮材料弹性系数
齿宽系数
齿数比u
节点区域系数
端面重合度
螺旋角系数
轴向重合度
重合度系数
初选载荷系数
接触应力循环次数
接触疲劳强度寿命系数
最小安全系数SHmin
接触疲劳极限Hlim
许用接触应力[]H
试计算小齿轮分度圆直径
计算圆周速度v
使用系数KA
动载系数KV
齿间载荷分配系数
齿向载荷分配系数
确定载荷系数
修正小齿轮分度圆直径
②确定齿轮参数及主要尺寸
法面模数
中心距
确定螺旋角
分度圆直径、
确定齿宽、
（3）校核弯曲疲劳强度
斜齿轮当量齿数
齿形系数YFa1、YFa2
应力修正系数YSa1、YSa2
重合度系数
螺旋角系数
弯曲疲劳强度极限，
弯曲应力循环次数NF
弯曲疲劳强度寿命系数YN
弯曲疲劳强度安全系数SFmin
计算许用弯曲应力
校核齿面弯曲疲劳强度
（4）计算齿轮传动的其他几何尺寸
端面模数
端面压力角
基圆直径
齿顶圆直径
齿根圆直径
齿顶高
齿根高
全齿高
端面齿厚
端面齿距
端面基圆齿距
查参考文献5中式8—18知设计公式：
由式得：
查参考文献［3］中表8-13得：
查参考文献［3］中表8-14，取
u=3.067
由参考文献［5］中图8-19得：
=
由参考文献［5］中式（8-2）得：
由参考文献［5］中图8-8得：
ZN1=1，ZN2=1
由参考文献［3］中表8-10SHmin=1
由参考文献［3］中表8-9得接触接触疲劳极限
Hlim1=350+HBS1=（350+240）MPa=590MPa
Hlim2=200+HBS2=（200+190）MPa=390MPa
由参考文献［5］中式8-3得：
由于[]H2<[]H1，所以应取较小值[]H2代入计算
=
m/s
查参考文献［5］中表8-5得：
KA=1
根据vz1/100=2.489×30/100=0.7467m/s，查参考文献5中
图8—10得：
KV=1.07
由参考文献［5］中图8-11得：
由参考文献［5］中图8-13得：
由参考文献［5］中式8-10得：
根据参考文献［3］中表8-1，取标准值
圆整为
=15.60890
圆整后取=50mm，=55mm
由参考文献［5］中式8-19知校核公式为：
由，，，可得
查参考文献［5］中表8-7，YFa1=2.48，YFa2=2.18
查参考文献［5］中表8-7，YSa1=1.64，YSa2=1.79
查参考文献［5］中图8-20得：
由参考文献［3］中表8-9得：
=320+0.45HBS1=（320+0.45×240）MPa=416MPa
=184+0.74HBS2=（184+0.74×190）MPa=324.60MPa
由参考文献［5］中式（8-2）得：
/u=3.4×109/3.067=1.11×108
由参考文献［5］中图8-9得：
YN1=1，YN2=1
由参考文献［3］中表8-10，SFmin=1
＜
＜
由得：
da1=
da2=
mm
T1=23Nm
ZE=189.8
u=3.067
ZH=2.45
ZN1=1
ZN2=1
SHmin=1
dt1=40.19mm
v=2.489m/s
KV=1.07
K=1.498
d1=42.135mm
d1=46.72mm
d2=143.28mm
=55mm
=50mm
YFa1=2.48
YFa2=2.18
YSa1=1.64
YSa2=1.79
YN1=1
YN2=1
=
416MPa
=
324.6MPa
db1=43.7mm
db2=134mm
da1=49.72mm
da2=146.27mm
df1=41.33mm
df2=137.87mm
ha=1.5mm
hf1=2.7mm
h=4.2mm
st=2.45mm
pt=4.89mm
ptb=4.577mm
7.2.低速级齿轮传动设计
已知传递功率，小齿轮转速r/min，，由电动机驱动，双班制工作，使用寿命10年。
计算结果及步骤如下：
计算项目
计算和说明
计算结果
（1）选择材料及热处理
精度等级
齿数
实际传动比
齿数比误差
初选螺旋角
查参考文献［3］中表8-7，小齿轮选用45钢，调质，HBS3=217~255，取HBS3=240，大齿轮选用45钢，正火，HBS4=162~217，取HBS4=190。
由表8—8知，HBS3－HBS4=40，合适。
选8级精度（GB10095—88）。
选小齿轮齿数，大齿轮齿数，圆整取
实际传动比为：
齿数比误差为：
在允许误差范围内（工程上允许±5%的变化范围）。
初选螺旋角
HBS3=240
HBS4=190
（2）按齿面接触疲劳强度设计
①确定计算参数
小齿轮传递转矩
齿轮材料弹性系数
齿宽系数
齿数比u
节点区域系数
端面重合度
螺旋角系数
轴向重合度
重合度系数
初选载荷系数
接触应力循环次数
接触疲劳强度寿命系数
最小安全系数SHmin
接触疲劳极限Hlim
许用接触应力[]H
试计算小齿轮分度圆直径
计算圆周速度v
使用系数KA
动载系数KV
齿间载荷分配系数
齿向载荷分配系数
确定载荷系数
修正小齿轮分度圆直径
②确定齿轮参数及主要尺寸
法面模数
中心距
确定螺旋角
分度圆直径、
确定齿宽、
（3）校核弯曲疲劳强度
斜齿轮当量齿数
齿形系数YFa3、YFa4
应力修正系数YSa3、YSa4
重合度系数
螺旋角系数
弯曲疲劳强度极限，
弯曲应力循环次数NF
弯曲疲劳强度寿命系数YN
弯曲疲劳强度安全系数SFmin
计算许用弯曲应力
校核齿面弯曲疲劳强度
（4）计算齿轮传动的其他几何尺寸
端面模数
端面压力角
基圆直径
齿顶圆直径
齿根圆直径
齿顶高
齿根高
全齿高
端面齿厚
端面齿距
端面基圆齿距
查参考文献［5］中式8-18知设计公式：
由式得：
查参考文献［3］中表8-13得：
查参考文献［3］中表8-14，取
u=2.7
由参考文献5中图8-19得：
=
由参考文献［5］中式（8-2）得：
由参考文献［5］中图8-8得：
ZN3=1，ZN4=1
由参考文献［3］中表8-10SHmin=1
由参考文献［3］中表8-9得接触接触疲劳极限
Hlim3=350+HBS3=（350+240）MPa=590MPa
Hlim4=200+HBS4=（200+190）MPa=390MPa
由参考文献［5］中式8-3得：
由于[]H4<[]H3，所以应取较小值[]H4代入计算
=
m/s
查参考文献［5］中表8-5得：
KA=1
根据vz3/100=2.7×30/100=0.81m/s，查参考文献［5］中
图8-10得：
KV=1.08
由参考文献［5］中图8-11得：
6
由参考文献［5］中图8-13得：
由参考文献［5］中式8-10得：
根据参考文献［3］中表8-1，取标准值
圆整为
=15.1560
圆整后取=60mm、=65mm
由参考文献［5］中式8-19知校核公式为：
由，，，可得
查参考文献［5］中表8-7，YFa3=2.51，YFa4=2.21
查参考文献［5］中表8-7，YSa3=1.62，YSa4=1.775
查参考文献［5］中图8-20得：
由参考文献［3］中表8-9得：
=416MPa
=184+0.74HBS4=（184+0.74×190）MPa=324.60MPa
由参考文献［5］中式（8-2）得：
/u=1.11×109/2.69=4.13×108
由参考文献［5］中图8-9得：
YN3=1，YN4=1
由参考文献［3］中表8-10，SFmin=1
＜
＜
由得：
da3=
da4=
mm
u=2.7
ZN3=1
ZN4=1
SHmin=1
KA=1
KV=1.08
=65mm
=60mm
YFa3=2.51
YFa4=2.21
YSa3=1.62
YSa4=1.775
YN3=1
YN4=1
SFmin=1
=324.6MPa
db3=58.166mm
db4=157mm
da3=66.16mm
da4=1717.84mm
df3=54.96mm
df4=160.64mm
ha=2mm
hf=3.6mm
h=5.6mm
st=3.25mm
pt=6.51mm
ptb=6.09mm
第8章轴的设计
各级齿轮传动参数如表8-1所列:
表8-1
1
2
3
4
齿数z
法向模数mn/mm
端面模数mt/mm
齿宽b/mm
螺旋角
齿向
分度圆直径d/mm
转速n/（rmin-1）
30
1.5
1.56
55
15.60890
右旋
46.72
1183
92
1.5
1.56
50
15.60890
左旋
143.28
385.7
30
2
2.07
65
15.1560
左旋
62.16
385.7
81
2
2.07
60
15.1560
右旋
167.84
143
8.1中间轴的设计
计算项目
计算和说明
计算结果
1、选择轴的材料，确定许用应力
选择轴的材料为45钢，正火处理，由参考书［5］表15-2查得其强度值：
，，，；
许用应力由表15-6查得：
，，
=200MPa
=95MPa
=55MPa
2、计算轴的载荷
圆周力
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