二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器--课程设计.doc

二级展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器

目　录
一、第一章节 1
（一）、课程设计的设计内容 1
（二）、电动机选择 2
（三）、确定总传动比及分配各级传动比 3
二、第二章节 5
（一）、选择齿轮材料、热处理方式和精度等级 5
（二）、轮齿校核强度计算 5
1、高速级 5
2、低速级 9
三、第三章节
（一）减速器轴及轴承装置、键的设计………………………………
1、１轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计………………………
2、２轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计………………………
3、３轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计………………………
（二）润滑与密封………………………………………………………
(三)箱体结构尺寸……………………………………………………
设计总结…………………………………………………………
参考文献…………………………………………………………

第 30 页 共 32 页

一、 第一章节
（一）、 课程设计的设计内容
1、设计数据及要求
（1）、F=4800N d=500mm v=1.25m/s
机器年产量：小批； 机器工作环境：有粉尘；
机器载荷特性：较平稳； 机器的最短工作年限：8年；其传动转动装置图如下图1-1所示。
图1.1双级斜齿圆柱齿轮减速器

（2） 课程设计的工作条件设计要求：
①误差要求：运输带速度允许误差为带速度的±5%；
②工作情况：连续单向运转，载荷平稳；
③制造情况：小批量生产。
（二）、 电动机的选择
1 选择电动机的类型
按按照设计要求以及工作条件，选用一般Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。
2、工作机所需的有效功率
由文献7中3.1试得
式中：P—工作机所需的有效功率（KW）
T—运输带所需扭矩（N·m）
n—运输带的转动速度
3、 电动机的功率选择
根据文献【2】中查得联轴器（弹性），轴承 ，齿轮 滚筒
传动装置的总共率：
电动机所需的工作功率：
电动机工作功率： 卷筒轴工作的转速： 确定电动机的转速 电动机转速的可选范围： 取1000。

4、选择电动机

选电动机型号为Y132M—4，同步转速1500r/min，满载转速970r/min，额定功率7.5Kw

（三）、 确定总传动比及分配各级传动比
1、传动装置的总传动比

式中：—总传动比
—电动机的满载转速（r/min）
2、 分配传动比
故 ，
3、各轴的转速计算

4、 各轴输入功率计算

5、电机输出转矩：

6、各轴的转矩

轴 名
功率P/Kw
转矩T/N/m
转速n/r/min
传动比 i
效率 η/
%
输入
输出
输入
输出
电 机 轴

6.508

64.07
970
1.0
99
Ⅰ 轴
6.508
6.443
64.07
63.43
970
5.31
98
Ⅱ 轴
6.443
6.125
63.43
323.42
182.67
3.79
97
Ⅲ 轴
6.125
5.942
323.42
1165.22
48.20
Ⅳ 轴
5.942
5.765
1165.22
1130.50
47.77
1.0
96

二、 第二章节

（一）、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级
考虑到齿轮所传递的功率不大，故小齿轮选用45#钢，表面淬火，齿面硬度为40～55HRC，齿轮均为硬齿面。
选用7级精度。

（二） 、轮齿传动校核计算
1、 高速级
(1)、传动主要尺寸
因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和
尺寸。由参考文献[1]P138公式8.13可得：

式中各参数为：
（1.1）、小齿轮传递的转矩：
（1.2）、初选=24, 则
式中： ——大齿轮数；
——高速级齿轮传动比。
（1.3）、由参考文献[1] P144表8.6，选取齿宽系数。
（1.4）、初取螺旋角。由参考文献[1]P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度：

由参考文献[1] P140图8.21取重合度系数=0.72
由式8.2得
由图8.26查得螺旋角系数
（1.5）、初取齿轮载荷系数=1.6。
（1.6）、齿形系数和应力修正系数：

齿轮当量齿数为
，
由参考文献[1] P130图8.19查得齿形系数=2.592，=2.211
由参考文献[1] P130图8.20查得应力修正系数=1.596，=1.774
（1.7）、许用弯曲应力可由参考文献[1] P147公式8.29算得：
由参考文献[1] P146图8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：
和。
由参考文献[1] P147表8.7，取安全系数=1.4。
小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为：式中：——齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；——齿轮工作时间。
由参考文献[1] P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为：
故许用弯曲应力为 =

所以
初算齿轮法面模数

（2）、计算传动尺寸
（2.1）、计算载荷系数
由参考文献[1] P130表8.3查得使用

由参考文献[1] P131图8.7查得动载系数
由参考文献[1] P132图8.11查得齿向载荷分布系数；
由参考文献[1] P133表8.4查得齿间载荷分配系数，则

（2.2）、对进行修正，并圆整为标准模数

由参考文献[1] P124按表8.1，圆整为
（2.3）、计算传动尺寸。
中心距
圆整为156mm
修正螺旋角
小齿轮分度圆直径
大齿轮分度圆直径

圆整b=20mm
取 ，
式中： ——大齿轮齿厚；
——小齿轮齿厚。
(3)、校核齿面接触疲劳强度
由参考文献[1] P135公式8.7 式中各参数：
（3.1）、齿数比。
（3.2）、由参考文献[1] P136表8.5查得弹性系数。
（3.3）、由参考文献[1] P136图8.14查得节点区域系数。
（3.4）、由参考文献[1] P136图8.15查得重合度系数
（3.5）、由参考文献[1]P142图8.24查得螺旋角系数
（3.6）、由参考文献[1] P145公式8.26计算许用接触应力
式中： ——接触疲劳极限，由参考文献[1] P146
图8.28（）分别查得，
；
——寿命系数，由参考文献[1] P147图8.29查得 ，；
——安全系数，由参考文献[1] P147表8.7查得。故
满足齿面接触疲劳强度。
2、低速级
（1）、传动主要尺寸
因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由参考文献[1]P138公式8.13可得：

式中各参数为：
（1.1）、小齿轮传递的转矩：
（1.2）、初选=24, 则式中： ——大齿轮数； ——低速级齿轮传动比。
（1.3）、由参考文献[1] P144表8.6，选取齿宽系数
（1.4）、初取螺旋角。由参考文献[1]P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度：
由参考文献[1] P140图8.21取重合度系数=0.71
由式8.2得
由图8.26查得螺旋角系数
（1.5）、初取齿轮载荷系数=1.6。
（1.6）、齿形系数和应力修正系数：
齿轮当量齿数为
，
由参考文献[1] P130图8.19查得齿形系数=2.592，=2.211
由参考文献[1] P130图8.20查得应力修正系数=1.596，=1.774
（1.7）、许用弯曲应力可由参考文献[1] P147公式8.29算得：
由参考文献[1] P146图8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：
和
由参考文献[1] P147表8.7，取安全系数=1.4。
小齿轮3和大齿轮4的应力循环次数分别为：
式中：——齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；——齿轮工作时间。
由参考文献[1] P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为：
故许用弯曲应力为
=

所以 初算齿轮法面模数

（2）、计算传动尺寸
（2.1）、计算载荷系数
由参考文献[1] P130表8.3查得使用

由参考文献[1] P131图8.7查得动载系数；
由参考文献[1] P132图8.11查得齿向载荷分布系数；
由参考文献[1] P133表8.4查得齿间载荷分配系数，则

（2.2）、对进行修正，并圆整为标准模数

由参考文献[1] P124按表8.1，圆整为
（2.3）、计算传动尺寸。
中心距
圆整为129mm
修正螺旋角
小齿轮分度圆直径
大齿轮分度圆直径

圆整b=55mm
取 ， 式中： ——大齿轮齿厚；——小齿轮齿厚。

（3）、校核齿面接触疲劳强度
由参考文献[1] P135公式8.7 式中各参数：
（3.1）、齿数比。
（3.2）、由参考文献[1] P136表8.5查得弹性系数。
（3.3）、由参考文献[1] P136图8.14查得节点区域系数。
（3.4）、由参考文献[1] P136图8.15查得重合度系数
（3.5）、由参考文献[1]P142图8.24查得螺旋角系数
（3.6）、由参考文献[1] P145公式8.26计算许用接触应力
式中： ——接触疲劳极限，由参考文献[1] P146
图8.28（）分别查得，
；
——寿命系数，由参考文献[1] P147图8.29查得 ，；
——安全系数，由参考文献[1] P147表8.7查得。故

满足齿面接触疲劳强度。

三、第三章节
（一）、减速器轴及轴承装置、键的设计
1、１轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计
（1.１)、输入轴上的功率
转矩
(1.２)、求作用在齿轮上的力

(1.３)、初定轴的最小直径a
选轴的材料为４５钢，调质处理。根据表１５－３，取
（以下轴均取此值），于是由式１５－２初步估算轴的最小直径
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径 与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,则，
查《机械设计手册》，选用HL１型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000N·ｍｍ。半联轴器的孔径，故取半联轴器长度L＝42ｍｍ，半联轴器与轴配合的毂孔长度。
（1.４）、轴的结构设计
　 １）拟定轴上零件的装配方案（见下图）
　 ２）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

（１）、为满足半联轴器的轴向定位要求，１轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取２段的直径 。半联轴器与轴配合的毂孔长度=30mm.，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故的长度应该比略短一点。取

（2） 、初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据，初选型号6205轴承，其尺寸为，基本额定动载荷　基本额定静载荷，　，故,轴段7的长度与轴承宽度相同,故取　
(3)、取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取。为减小应力集中,并考虑右轴承
的拆卸,轴段4的直径应根据６００５的深沟球轴承的定位轴肩直径确定
（4）、轴段5上安装齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大于,可取.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段5的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽,故取。齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段6的直径, 轴肩高度,取,,故取
为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段7的直径应根据６００５的深沟球轴承的定位轴肩直径确定,即，
（5）、取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得
(6)、参考表15－2，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图。

输入轴的结构布置

（1、5）、受力分析、弯距的计算
（１）计算支承反力
　 在水平面上

（２）、在垂直面上

故
总支承反力
GE

（3）、计算弯矩并作弯矩图
　 １）水平面弯矩图

　 ２）、垂直面弯矩图

buqintg
　 ３）、合成弯矩图

（4）、计算转矩并作转矩图
　　　 （ 5）．作受力、弯距和扭矩图：

（6）、选用键校核
键连接：联轴器：选单圆头平键（C型）
齿轮：选普通平键 （A型）
联轴器:由式６－１，
查表６－２，得 ，键校核安全
齿轮:
查表6－2，得 ，键校核安全
（7）、按弯扭合成应力校核轴的强度
由合成弯矩图和转矩图知，C处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故c截面为危险截面。根据式１５－５，并取，轴的计算应力

由表１５－１查得，，故安全
（8）、校核轴承和计算寿命
1）、校核轴承A和计算寿命
径向载荷
轴向载荷
由，在表１３－５取X＝0.56。相对轴向载荷为，在表中介于0.040－0.080之间，对应的e值为0.24－0.27之间，对应Y值为1.8－1.6，于是，用插值法求得，故。
由表１３－６取　则，A轴承的当量动载荷
，校核安全
该轴承寿命

2）、校核轴承B和计算寿命
　　　 径向载荷
　　　 当量动载荷，校核安全
该轴承寿命
2． ２轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计
（2、1）、 中间轴上的功率,转速
转矩
（2、２）、求作用在齿轮上的力
高速大齿轮:

低速小齿轮:

（2.３）、初定轴的最小直径 选轴的材料为４５钢，调质处理。
根据表１５－３，取，于是由式１５－２初步估算轴的最小直径

这是安装轴承处轴的最小直径
（2.4）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）初选型号6208的深沟球轴承　参数如下
　　　基本额定动载荷　基本额定静载荷 故。轴段1和7的长度与轴承宽度相同,故取，，
2 )、轴段3上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段3的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。小齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度,取,,故取
3)、轴段5上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大于,可取。齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。大齿轮左端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度,取,,故取。
取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, ，
4）、参考表15－2，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图。

中间轴的结构布置

（2.5）、轴的受力分析、弯距的计算
1）、计算支承反力;水平面上

在垂直面上：

故
总支承反力：

2)、计算弯矩
在水平面上：

在垂直面上：

故

3)、计算转矩并作转矩图

（2.6）、作受力、弯距和扭距图

（2.7）、选用校核键
　１）低速级小齿轮的键
　　　由表６－１选用圆头平键（A型）

由式６－１，
查表６－２，得 ，键校核安全
2）高速级大齿轮的键
　　 由表６－１选用圆头平键（A型）　
　 ，　
由式６－１，
查表６－２，得 ，键校核安全

（2.8）、按弯扭合成应力校核轴的强度
　 由合成弯矩图和转矩图知，2处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面
根据式１５－５，并取

由表１５－１查得，校核安全。
（2.9）、校核轴承和计算寿命
１）校核轴承A和计算寿命
径向载荷
轴向载荷
　　　,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,,取,故
因为，校核安全。该轴承寿命
２）校核轴承B和计算寿命
　　 径向载荷
　　 当量动载荷，校核安全
该轴承寿命查表13-3得预期计算寿命，故安全。

3.３轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计
（3.1）、 输入功率　转速　
转矩
（3.2）、 第三轴上齿轮受力

（3.3）、初定轴的直径
轴的材料同上。由式１５－２，初步估算轴的最小直径

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径 与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,则，
查《机械设计手册》，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2500N·ｍ。半联轴器的孔径，故取半联轴器长度L＝42ｍｍ，半联轴器与轴配合的毂孔长度。
（3.4）、轴的结构设计
　 １）拟定轴上零件的装配方案（见下图）
　 ２）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
　 （１）、为满足半联轴器的轴向定位要求，１轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取２段的直径 。半联轴器与轴配合的毂孔长度=30mm.，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故的长度应该比略短一点。取

（2 ） 、初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据，初选型号30213圆锥滚子轴
承，其尺寸为 ，基本额定动载荷　基
本额定静载荷，　，故　
,轴段7的长度与轴承宽度相同,故取
(3)、取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取。为减小应力集中,并考虑
轴承 的拆卸,轴段4的直径应根据30213的深沟球轴承的定位轴肩直径确定

（4）、轴段5上安装齿轮,为便于齿轮的安装 应略大于,可取.齿轮左端用套筒
固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段5的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽
相同,已知齿宽,故取。齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段6
的直径, 轴肩高度,取,,故取为减小应
力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段7的直径应根据20213的深沟球轴
承的定位轴肩直径确定,即，
（5）、取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得
(6) 、参考表15－2，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图。

输出轴的结构布置
（1、5）、受力分析、弯距的计算
（１）计算支承反力
　 在水平面上

（２）、在垂直面上

故
总支承反力

（3）、计算弯矩并作弯矩图
　 １）水平面弯矩图

　 ２）、垂直面弯矩图

　 ３）、合成弯矩图

（4）、计算转矩并作转矩图
　　　 （ 5）．作受力、弯距和扭矩图：

（6）、选用键校核
键连接：联轴器：选单圆头平键（C型）
齿轮：选普通平键 （A型）
联轴器:由式６－１，
查表６－２，得 ，键校核安全
齿轮:
查表6－2，得 ，键校核安全
（7）、按弯扭合成应力校核轴的强度
由合成弯矩图和转矩图知，C处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故c截面为危险截面。根据式１５－５，并取，轴的计算应力

由表１５－１查得，，故安全
（8）、校核轴承和计算寿命
1）、校核轴承A和计算寿命
径向载荷
轴向载荷
由，在表１３－５取X＝0.56。相对轴向载荷为，在表中介于0.040－0.080之间，对应的e值为0.24－0.27之间，对应Y值为1.8－1.6，于是，用插值法求得，故。
由表１３－６取　则，A轴承的当量动载荷
，校核安全
该轴承寿命

2）、校核轴承B和计算寿命
　　　 径向载荷
　　　 当量动载荷，校核安全
该轴承寿命

十.润滑与密封
1．润滑方式的选择
因为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度，所以采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。考虑到高速级大齿轮可能浸不到油，所以在大齿轮下安装一小油轮进行润滑。轴承利用大齿轮的转动把油溅到箱壁的油槽里输送到轴承机型润滑。
2．密封方式的选择
由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封。
3．润滑油的选择
因为该减速器属于一般减速器，查机械设计手册可选用工业齿轮油N200（SH0357-92）。

机座壁厚δ
δ=0.025a+5
8mm
机盖壁厚δ1
δ1=0.025a+5
8mm
机座凸缘壁厚
b=1.5δ
12mm
机盖凸缘壁厚
b1=1.5δ1
12mm
机座底凸缘壁厚
b2=2.5δ
20mm
地脚螺钉直径
df =0.036a+12
16.3mm
地脚螺钉数目
a<250,n=6
6
轴承旁联接螺栓直径
d1=0.75 df
12.2mm
机盖与机座联接螺栓直径d2
d2=(0.5～0.6) df
10mm
联接螺栓d2间距
L=150～200
160mm
轴承盖螺钉直径
d3=(0.4～0.5) df
7mm
窥视孔螺钉直径
d4=(0.3～0.4) df
6mm
定位销直径
d=(0.7～0.8) d2
7mm
轴承旁凸台半径
R
10 mm

轴承盖螺钉分布圆直径
D1= D+2.5d3
(D为轴承孔直径)
D11=42.5mm
D12=42.5mm
D13=57.5mm

轴承座凸起部分端面直径

D2= D1+2.5d3
D21=59.5mm
D22=59.5mm
D23=74.5mm
大齿顶圆与箱体内壁距离Δ1
Δ1>1.2δ
10mm
齿轮端面与箱体内壁距离Δ2
Δ2>δ
9 mm
两齿轮端面距离
Δ4=5
5 mm

df,d1,d2至外机壁距离

C1=1.2d+(5～8)
C1f=26mm
C11=21mm
C12=18mm

df,d1,d2至凸台边缘距离

C2
C2f=22mm
C21=17mm
C22=15mm

机壳上部（下部）凸缘宽度

K= C1+ C2
Kf=48mm
K1=38mm
K2=33mm
轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离
e=(1～1.2)d1
13mm
轴承座凸起部分宽度
L1≥C1f+ C2f+(3～5)
52 mm
吊环螺钉直径
dq=0.8df
13mm

十二.设计总结

十三.参考文献
1．《机械设计课程》第八版 濮良贵 纪名刚 主编 高等教育出版社2007年
2．《机械设计课程设计》 周元康 林昌华 张海兵 编著 重庆大学出版社2004年
3．《机械设计师袖珍手册》 毛谦德 李振清 主编 机械工业出版社1994年
4．《实用机械设计手册上》中国农业机械化科学研究院编 中国农业机械出版1985年
5．《机械原理》第七版 孙桓 陈作模 葛文杰 主编 高等教育出版社年2007