二級斜齒輪減速器課程設計（電機功率4kW，轉速960）
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計 算 及 說 明 結 果
第一章 電動機的選擇及功率的計算
1.1電動機的選擇
1.1.1選擇電動機的類型
按工作要求選用JO2系列三相異步電動機，臥式封閉結構。電源的電壓為380V。
1.1.2選擇電動機功率
根據(jù)已知條件，工作機所需要的有效功率為：
其中 F: 運輸帶工作拉力
V: 運輸帶工作速度
電動機所需要的功率為:
式中為傳動系統(tǒng)的總功率:
由[1]表2-5確定各部分效率為:
軸承傳動效率，圓柱齒輪傳動效率(設齒輪精度為8級) ,工作機傳動效率,聯(lián)軸器效率,代入上式得：
電動機所需要的功率為:
因載荷平穩(wěn),電動機額定功率略大于即可.選電動機功率為4kw，JO2系列電動機.
1.1.3確定電動機轉速
卷筒軸工作轉速：
選取電動機型號為，其主要參數(shù)見表1：
同步轉速（） 額定功率（） 滿載轉速（）
1000 4．0 960 1．8 1．8
第二章 傳動比的分配及參數(shù)的計算
2.1總傳動比
2.2分配傳動裝置各級傳動比
圓柱齒輪減速器高速級的傳動比:
因為
所以 高速級傳動比：
低速級傳動比:
2.3傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算
傳動系統(tǒng)各軸的轉速,功率和轉矩計算如下:
2.3.1 Ⅰ軸（高速軸／電動機軸）
2.3.2 Ⅱ軸(中間軸)
2.3.3 Ⅲ軸(低速軸)
將上述計算結果列表2-1中,以供查詢
表2-1 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)
參數(shù) Ⅰ軸(高速軸) Ⅱ軸（中間軸） Ⅲ軸（低速軸）
轉速 n
r/min 960 256 102.4
功率 P
(kw) 3.53 3.36 3.19
轉矩 T
(N.m) 35.12 125.34 297.5
傳動比i 3.75 2.5
第三章 齒輪傳動的計算
3.1斜齒輪傳動
3.1.1選精度等級,材料及齒數(shù).
運輸機一般工作機器速度不高,故選用8級精度
(1).選擇材料及熱處理方法
選中碳鋼: 45鋼
熱處理方法:小齒輪調(diào)制處理(280HBS)、
大齒輪調(diào)制處理(240HBS)
硬度差HBS=280-240=40HBS
(2).選小齒輪齒數(shù)
大齒輪齒數(shù)
(3).選取螺旋角
初選螺旋角=
3.1.2按齒面接觸強度設計
根據(jù)[4]按式(10-21)試算
即
(1).確定公式內(nèi)的各計算值.
試選
由[4]圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) =2.45
由[4]圖10-26查得
則有
查[4]表10-7選取齒寬系數(shù)
查[4]表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)
由[4]圖10-21 按齒面硬度查得
小齒輪的接觸疲勞強度極限
大齒輪的接觸疲勞強度極限
由[5]式10-13 計算應力循環(huán)次數(shù)
由[4]圖10-19 查得
接觸疲勞系數(shù) ,
對接觸疲勞強度計算,點蝕破壞后不會立即導致不能繼續(xù)工作的后果,故可取 .
按(10-12)計算接觸疲勞許用應力:
許用接觸應力:
(2)．計算
①試計算小齒輪分度圓直徑
=40.81mm
②計算圓周速度
③計算齒寬b及模數(shù)
④計算縱向重合度
⑤計算載荷系數(shù)k.
由[4]表10-2查得使用系數(shù)
又根據(jù) v=2.07,8級精度，由[4]圖10-8查得系數(shù)=1.2
由表10-4查得
由圖10-13查得
由[4]表10-3查得
故載荷系數(shù)
⑥按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑.
由[5]式(10-10a)得
⑦計算模數(shù)
3.1.3按齒根彎曲強度設計
由[4]式(10-17)
(1).確定計算參數(shù)
①計算載荷系數(shù)
根據(jù)縱向重合度 從[4]圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)
②計算當量齒數(shù)
③查取齒型系數(shù)和應力校正系數(shù)
由[4]表10-5查得 , , ,
④計算大小齒輪的并加以比較.
1).由圖10-20c查得
小齒輪的彎曲疲勞強度極限.
大齒輪的彎曲疲勞強度極限.
2).由[4]圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
，
3).計算彎曲疲勞許用應力,取彎曲疲勞安全系數(shù) 由[4]式10-12得:
故
比較得大齒輪值大.
(2).設計計算
對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù),而=2.5mm,已經(jīng)可以滿足彎曲強
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圓直徑來計算應有的齒數(shù).于是由
取 則
3.1.4幾何尺寸計算
(1).計算中心距
將中心距圓整為120mm.
(2).按圓整后的中心距修正螺旋角
因值改變不多,故參數(shù)、、等不必修正.
(3).計算大小齒輪的分度圓直徑
(4).計算齒輪寬度
圓整后得
3.2斜齒輪傳動
3.2.1選精度等級,材料及齒數(shù).
運輸機一般工作機器速度不高,故選用8級精度
(1).選擇材料及熱處理方法
選中碳鋼:45鋼
熱處理方法:小齒輪調(diào)制處理(280HBS)
大齒輪調(diào)制處理(240HBS)
硬度差HBS=280-240=40HBS
(2).選小齒輪齒數(shù)
大齒輪齒數(shù)
(3).選取螺旋角
初選螺旋角=
3.2.2按齒面接觸強度設計
按[4]式(10-21)試算,即
(1).確定公式內(nèi)的各計算值.
試選
由[4]圖10-30 選取區(qū)域系數(shù)
由[4]圖10-26查得
則有
查[4]表10-7選取齒寬系數(shù)
查[4]表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)
由[4]圖 10-21d 按齒面硬度查得
小齒輪的接觸疲勞強度極限
大齒輪的接觸疲勞強度極限
由[5]式 10-13計算應力循環(huán)次數(shù)
由[4]圖 10-19 查得接觸疲勞系數(shù)
,
對接觸疲勞強度計算,點蝕破壞后不會立即導致不能繼續(xù)工作的后果,故可取 .
按(10-12)計算接觸疲勞許用應力:
許用接觸應力:
(2)．計算
①試計算小齒輪分度圓直徑.
②計算圓周速度.
③計算齒寬b及模數(shù)
④計算縱向重合度
⑤計算載荷系數(shù)k.
由[4]表10-2查得使用系數(shù)
根據(jù) v=0.82,8級精度由[4]圖10-8查得系數(shù)=1.12由表10-4查得
由表10-13查得
由[4]表10-3查得
故載荷系數(shù)
⑥按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑.
由[5]式(10-10a)得
⑦計算模數(shù)
3.2.3按齒根彎曲強度設計
由[4]式(10-17)
(1).確定計算參數(shù)
①計算載荷系數(shù)
根據(jù)縱向重合度從圖[4]10-28查得螺旋角影響系數(shù)
②計算當量齒數(shù)
③查取齒型系數(shù)和應力校正系數(shù)
由[4]表10-5查得 , , ,
④計算大小齒輪的并加以比較.
1).由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限.大齒輪的彎曲疲勞強度極限.
2).[4]由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
3).計算彎曲疲勞許用應力,取彎曲疲勞安全系數(shù) 由[4]式10-12得:
故
比較得大齒輪的數(shù)值大.
(2).設計計算
對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù),而=3.0mm,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圓直徑來計算應有的齒數(shù).于是由
取 則有
3.2.4幾何尺寸計算
(1).計算中心距
將中心距圓整為140mm.
(2).按圓整后的中心距修正螺旋角.
因值改變不多,故參數(shù)、、等不必修正.
(3).計算大小齒輪的分度圓直徑
(4).計算齒輪寬度
圓整后得
第四章 軸的設計及校核
選取軸的材料為45鋼,調(diào)制處理.
4.1Ⅰ軸的結構設計
4.1.1初步確定軸的最小直徑
按[4]式15-2初步估算軸的最小直徑.
根據(jù)表15-3 取，于是得:
輸出軸的最小直徑顯然是安裝連軸器的,為使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應,需同時選取聯(lián)軸器型號.
聯(lián)軸器的轉矩,查表14-1,取=1.3
則有
按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件,查標準選用HL2型彈性套柱銷聯(lián)軸器,其最大轉矩為250000 。聯(lián)軸器的孔徑.故取,聯(lián)軸器長度L=50mm.聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度.
4.1.2擬定軸上零件的裝配方案.
Ⅰ軸上裝配有彈性套柱銷聯(lián)軸器,滾動軸承、封油圈、圓柱斜齒輪、鍵、軸承端蓋.
4.1.3根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度.
（1）為了滿足彈性聯(lián)軸器的軸向定位要求，取第一段右端需制出一軸肩。故取二段的直徑，左端用軸承端蓋定位，，聯(lián)軸器與軸配合的輪轂孔長度，為了保證軸承端蓋只壓在聯(lián)軸器上，而不壓在軸的端面上，故二段的長度應比略短一些，現(xiàn)取。
（2）初步選擇滾動軸承
因軸承同時受徑向和軸向力的作用，故選單列圓錐滾子軸承，參照工作要求根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承7205型，其尺寸為
故取第三段直徑，而，故。因圓柱斜齒輪，因此選，選，，。確定軸上圓角和倒角尺寸： 倒角 ，圓角。
4.2Ⅱ軸的結構設計及校核
已知：Ⅱ軸的功率，
4.2.1求作用在齒輪上的力
已知：斜齒大齒輪分度圓直徑
斜齒小齒輪分度圓直徑
大斜齒輪上的作用力有：
小斜齒輪上的作用力有：
4.2.2初步確定軸的最小直徑
選取軸的材料為45鋼，調(diào)質處理。
初步估算軸的最小直徑
查表（15—3） 取=120
4.2.3軸的結構設計及校核
（1）擬定軸上零件裝配方案
（2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度
①為了滿足軸向定位的要求，左端軸承用軸承端蓋和擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。
②初步選擇滾動軸承
因軸承同時受徑向和軸向力的作用，故選單列圓錐滾子軸承，參照工作要求根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承7207型，其尺寸為：
故取，而，
③取安裝齒輪處的軸段第二四段的直徑，齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位。已知斜齒輪的輪轂寬度，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，小斜齒輪右端和大斜齒輪左端均采用軸肩定位，軸肩高度，取。則軸環(huán)處的直徑，取軸環(huán)的長度
④Ⅱ軸的總長度
（3）、軸上零件的周向定位
齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接，按查手冊，查得平鍵截面（GB/T 1095～1979）。同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為，同樣，聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的。
（4）、確定軸上圓角和倒角尺寸
參考[4]II表（15—2），取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑為2mm.
（5）、求軸上的載荷
1）首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖，在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值，對于7207型圓錐滾子軸承查得，因此，作為簡支梁的軸的支承跨距：
2）作水平彎矩圖
①求支反力
，
② 求彎矩
③畫彎矩圖（b）
3）作垂直平面的彎矩圖
①求支反力
，
②求彎矩
③畫彎矩圖（c）
4）①合成彎矩
②畫彎矩圖（d）
5）作扭矩圖（e）
6）按彎扭組合成的應力校核軸的強度
對稱循環(huán)變應力時
根據(jù)[4]式（15—4）
按[4]表（15—1）查得
由表（15—1）查得
4.3Ⅲ軸的結構設計
4.3.1初步確定軸的最小直徑
查[4]表（15—3） =110
4.3.2擬定軸上零件裝配方案
軸上裝配有:斜齒輪,單列圓錐滾子軸承,套筒,聯(lián)軸器,軸承端蓋,螺栓.
4.3.3根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度
（1）為了滿足要求,軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器，為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需要同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉矩 查表（14—1），考慮轉矩變化很小，故取 則
按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩條件，查標準（GB/T4323—1984）選用HL3型彈性套柱銷聯(lián)軸器。其最大轉矩為,聯(lián)軸器的孔徑，故選，聯(lián)軸器長度L=70mm，聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為使軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故第二段長度應比略短一些，現(xiàn)選。第二段安裝軸承,右端采用軸肩定位,左端采用端蓋定位,選。根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中選用0基本游隙組，標準精度等級的單列圓錐滾子軸承7209型，其尺寸為，故取。
（2）取安裝齒輪的軸段Ⅱ段的直徑，齒輪的左端采用軸肩定位，，齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位已知斜齒齒輪的輪轂，，為了保證Ⅱ軸與Ⅲ軸兩斜齒輪的正確嚙合，則：
則有
聯(lián)軸器的左端采用軸肩定位，軸肩高度，取，則
4.3.4軸向零件的周向定位
齒輪聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵聯(lián)接，根據(jù)，鍵，，為了 保證齒輪與軸有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸配合為過渡配合，選鍵，。
第五章 傳動零件及軸承的潤滑、密封的選擇
5.1齒輪潤滑的選擇
齒輪的圓周速度，可選用浸油潤滑，浸油潤滑是將傳動件一部分浸入油中，傳動件回轉時，粘在其上的潤滑油被帶到嚙合區(qū)進行潤滑。同時，油池中的油被甩到箱壁上可以散熱，箱體內(nèi)應有足夠的潤滑油以保證潤滑及散熱需要。
潤滑油選全損耗系統(tǒng)用油（GB443—1989）代號：L—AN22，在
40℃時，運動粘度為。凝點（傾點）不低于-5℃，閃點（開口）不低于150℃。主要用途用于小型機床齒輪箱，傳動裝置軸承，中小型電機風動工具等。
5.2滾動軸承的潤滑
對齒輪減速器，當浸油齒輪的圓周速度時，滾動軸承宜采用脂潤滑。當齒輪的圓周速度時，滾動軸承多采用油潤滑。滾動軸承選鈣鈉基潤滑脂（ZBE36001—1988）ZGN—2。滴點不低于135℃.主要用途用于工作溫度在80℃～100℃，有水分或較潮濕環(huán)境中工作的機械潤滑。多用于鐵路、機車、列車等滾動軸承（溫度較高者）潤滑，不適合低溫工作。
5.3減速器的密封
減速器需要密封的部位一般有伸出處、軸承室內(nèi)側、箱體接合面和軸承蓋、檢查孔和排油孔接合面等處。
5.3.1軸伸出處的密封
為了防止?jié)櫥吐┏龊屯饨珉s質、灰塵等侵入軸承室的密封效果。氈圈式密封簡單、價廉，但對軸頸接觸面的摩擦較嚴重。主要用于脂潤滑及密封處軸頸圓周速度較低（一般不超過）的油潤滑。
5.3.2箱體結合面的密封
為了保證箱座、箱蓋聯(lián)接處的密封聯(lián)接，凸緣應有足夠的寬度，結合面要經(jīng)過精刨或刮研。聯(lián)接螺栓間距不應過大以保證壓緊力。為了保證軸承孔的精度，剖分面間不得加墊片，只允許右剖面間涂以密封膠。為提高密封性，左箱座凸緣上銑出回油溝,使?jié)B入凸緣聯(lián)接縫隙面上的油重新流回箱體內(nèi)。
鑄造箱體材料一般多用鑄鐵HT150或HT200，鑄造箱體較易獲得合理和復雜的結構形狀，剛度好易進行切削加工。
5.4減速器箱體結構尺寸
機座壁厚 取
機蓋壁厚 取
機座凸緣厚度
機蓋凸緣厚度
機底凸緣厚度
地腳螺栓直徑 取
地腳螺栓數(shù)目
軸承旁連接螺栓直徑
取
蓋與座連接螺栓直徑
取
聯(lián)接螺栓的間距
軸承端蓋螺釘直徑
取
窺視孔蓋螺栓直徑
取
定位銷直徑
至外機壁距離
至凸緣邊緣距離
軸承外徑：
軸承旁連接螺栓距離：
軸承旁凸臺半徑
箱外壁至軸承座端面距離：
機蓋,機座筋厚：
大齒輪頂圓與箱內(nèi)壁間距離：
參考文獻
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[11]孔凌嘉.機械基礎綜合課程設計.北京理工大學出版社
=
=2.45
=1.2
=2.5mm
117mm
=
=1.12
=3.0mm
聯(lián)軸器的孔徑
選單列圓錐
滾子軸承
選單列圓錐滾子軸承
符合要求
選單列圓錐
滾子軸承
...
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