二级斜齿圆柱齿轮减速器 设计说明书齿轮 样板

初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。 传动装置的总效率a

a1322345＝

1为V带的效率,1为第一对轴承的效率，

3为第二对轴承的效率，4为第三对轴承的效率，

5为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.

因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。

2.电动机的选择

电动机所需工作功率为： P＝P/η＝

执行机构的曲柄转速为n＝

100060vD=

经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝8～40，

则总传动比合理范围为i＝16～160，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（16～160）× ＝

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，

选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0 额定电流8.8A，满载转速nm1440 r/min，同步转速1500r/min。

1

结 果

方电动机额定电动机转速 电动参考传动装置的传动比 案 型号 功率 rmin 机重价格 Ped 量 元 kw 同满N 总传V带减速器 步载动比 传动 转转速 速 1 Y112M-4 1500 144470 230 16.15 2.3 7.02 4 0

中心外型尺寸 底脚安装尺地脚螺栓轴伸尺装键部位尺高 L×（AC/2+AD）×HD 寸A×B 孔直径K 寸D×寸F×GD E 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41

2

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1） 总传动比

由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为ia＝n/n＝1440/ （2） 分配传动装置传动比

ia＝i0×i

式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。

为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0＝ ，则减速器传动比为

i＝ia/i0＝

根据各原则，查图得高速级传动比为i1＝ ，则i2＝i/i1＝

4.计算传动装置的运动和动力参数

（1） 各轴转速 n＝nm/i0＝ nⅡ＝nⅠ/i　1＝ nⅢ＝ nⅡ/ i2＝

nⅣ=nⅢ=

（2） 各轴输入功率

PⅠ＝pd×1＝ PⅡ＝pⅠ×η2×3＝ PⅢ＝PⅡ×η2×3＝

PⅣ＝PⅢ×η2×η4= 则各轴的输出功率：

PⅠ＝PⅠ×0.98= PⅡ＝PⅡ×0.98= P

Ⅲ＝PⅢ×0.98= PⅣ＝PⅣ×0.98= （3） 各轴输入转矩 T1=Td×i0×1 N·m 电动机轴的输出转矩TPdd=9550

n = m

3

所以: TⅠ＝Td×i0×1 =

TⅡ＝TⅠ×i1×1×2=

TⅢ＝TⅡ×i2×2×3=

TⅣ=TⅢ×3×4=

输出转矩：TⅠ＝TⅠ×0.98= TⅡ＝TⅡ×0.98= TⅢ＝TⅢ×0.98= TⅣ＝TⅣ×0.98= 运动和动力参数结果如下表 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min 输入 输出 输入 输出 电动机轴 1轴 2轴 3轴 4轴 5.设计Ｖ带和带轮

⑴ 确定计算功率

查课本表8-7得：KA1.2

PcakAP1.244.8,式中

为工作情况系数， p为传递的

额定功率,既电机的额定功率. ⑵ 选择带型号

根据Pca4.8， ,选用带型为A型带． ⑶ 选取带轮基准直径dd1,dd2

4

得小带轮基准直径dd190mm，则大带轮基准直径

dd2i0dd12.390207mm,式中ξ为带传动的滑动率，通常取（1%～2%），查课本P153表8-7后取dd2224mm。

⑷ 验算带速v Vdd1nm9014006010006010007.17m/s35m/s

在5～25m/s范围内，Ｖ带充分发挥。

⑸ 确定中心距a和带的基准长度

由于

,所以初步选取中心距a：a01.5(dd1dd2)1.5(90224)471，

初

定

中

心

距

a0471mm ，所以带长, L=2a(dd2dd1)2d02(dd1dd2)4a1444.76mm.查表8-2选取基

0准长度Ld1400mm 得实际中心距

LaadLd0　247144.76/2448.62mm

取a450mm

⑹ 验算小带轮包角1

dd2dd11180a180162.94，包角合适。

⑺ 确定v带根数z

因dd190mm，带速v6.79m/s，传动比i02.3, 查得

p010.7.p00.17.

查得KL=0.99

查课本P154表8-8,并由内插值法得K=0.955 由公式得

Zpca(pp4.84.20

00)kkl(1.070.17)0.960.96故选Z=5根带。

5

⑻ 计算预紧力F0

查课本P145表8-4可得q0.1kg/m,故: 单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为

F0500Pca2.54.85002.5(1)qv2(1)0.17.172158.80Nzvk57.170.96

⑼ 计算作用在轴上的压轴力Fp 利用P155公式8-24可得:

Fp2zF10sin225158.80sin162.9421570.43N

6.齿轮的设计

（一）高速级齿轮传动的设计计算

１．齿轮材料，热处理及精度

考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮

（1） 齿轮材料及热处理

① 材料：高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数Z1=24

高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z2=i×Z1=3.5×24=84 取Z2=84. ② 齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

２．初步设计齿轮传动的主要尺寸

按齿面接触强度设计

3du11t2KtT1du(ZHZE2[) H]确定各参数的值:

6

①试选Kt=1.5

选取区域系数 ZH=2.433 10.78 20.82

则0.780.821.6

②由课本P202公式10-13计算应力值环数

N1=60n1jLh =60×626.09×1×（2×8×300×8） =1.4425×109h

NZ22= =4.45×108h #(3.25为齿数比32,即3.25=Z) 1③查课本P203 10-19图得：K1=0.93 K2=0.96 ④齿轮的疲劳强度极限

取失效概率为1%,安全系数S=1,应用P202公式10-12得: [KHN1Hlim1H]1=S=0.93×550=511.5 MPa

[Hlim2H]2=

KHN2S=0.96×450=432 MPa 许用接触应力

[H]([H]1[H]2)/2(511.5432)/2471.75MPa

⑤查得：ZE =189.8MPa 由得: d=1

T=95.5×105×P1/n1=

3.设计计算

①小齿轮的分度圆直径d1t

3d2KtT1u11tu(ZHZE2d[) H]=

②计算圆周速度

d1tn13.1449.53626.09601000　6010001.62m/s ③计算齿宽b和模数mnt

计算齿宽b b=dd1t=

7

计算摸数mn 初选螺旋角=14

md1tcosnt=

Z49.53cos14242.00mm 1④计算齿宽与高之比bh 齿高h=2.25mnt=

bh =

⑤计算纵向重合度

=0.318d1tan0.318124tan14=1.903

⑥计算载荷系数K 使用系数KA=1

根据v1.62m/s,7级精度, 查 得 动载系数KV=1.04,

查课本由P194表10-4得KH的计算公式: KH= 1.42

查课本由P195表10-13得: KF=1.35 查课本由P193表10-3 得: KH=KF=1.2 故载荷系数:

K＝K K KH KH =

⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径

3d1=dK/Kt1t=

⑧计算模数mn

md1cos51.73n=

Zcos14242.09mm 14. 齿根弯曲疲劳强度设计

由弯曲强度的设计公式

32KT1Ycos2YmFYSn≥

2(dZ1a[)F]

⑴ 确定公式内各计算数值 ① 小齿轮传递的转矩

＝

8

确定齿数z

② 计算当量齿数

z＝z/cos＝24/ cos314＝26.27 z＝z/cos

＝84/ cos314＝91.95

③ 初选齿宽系数

按对称布置，由表查得＝1

④ 初选螺旋角 初定螺旋角 ＝14

，

又因为

⑤ 载荷系数K

K＝K K K

K

=

⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本由P197表10-5得: 齿形系数Y

＝ Y

＝

应力校正系数Y＝ Y

＝

⑨ 计算大小齿轮的

YFFS[F]

查课本由P197表10-18得弯曲疲劳寿命系数: KFN1=0.86 KFN2=0.93

取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 [KFN1FF1F]1=S0.865001.4307.14 [KFN2FF20F]2=

S.933801.4252.43 YF1FS1[2.5921.596F]1307.140.01347

YF2FS22.2111.774[F]2252.430.01554

大齿轮的数值大.选用.

⑵ 设计计算

9

① 计算模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=51.12mm来计算应有的齿数.于是由:

z51.73cos141=m=

n那么z2= ② 几何尺寸计算

计算中心距 a=(z1z2)mn2cos=

将中心距圆整为

按圆整后的中心距修正螺旋角

=arccos

(12)mn(252arccos81)22109.2514.01

因值改变不多,故参数,k,Zh等不必修正.

计算大.小齿轮的分度圆直径 dz1mn2521=coscos14.01 dz2mn812=

cos2cos14.01 计算齿轮宽度

B=d1151.53mm51.53mm 圆整的 B250 B155

（二） 低速级齿轮传动的设计计算

⑴ 材料：低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数Z1=30

速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z2=

⑵ 齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

10

⑶ 按齿面接触强度设计 1. 确定公式内的各计算数值 ①试选Kt=1.6

② 选取区域系数ZH=2.45

③试选12o,查课本由P214图10-26查得

1=0.83 2=0.88 =0.83+0.88=1.71 应力循环次数

N1=60×n2×j×Ln=

NN14.451082=i2.331.91×108 由课本P203图10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.94 KHN2= 0.97 查课本由P207图10-21d

按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa,

大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1550MPa

取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力

[KHN1Hlim10.94600H]1=

S=

1564MPa [KHN2Hlim2H]2=S=0.98×550/1=517MPa

[](Hlim1Hlim2)H2540.5MPa

查课本由P198表10-6查材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa

选取齿宽系数d1

T=95.5×105×P2/n2=

34du1ZHZE21t2KtT1321.614.33103.332.45189.82du([)(5)H]11.712.33540.

2. 计算圆周速度 d1tn265.601000　71193.246010000.665m/s

3. 计算齿宽

b=dd1t=

11

4. 计算齿宽与齿高之比bh 模数 mtcos65.71cos12nt=

d1Z302.142mm 1 齿高 h=2.25×mnt=

bh = 5. 计算纵向重合度

0.318dz1tan0.31830tan122.028

6. 计算载荷系数K

K2H=1.12+0.18(1+0.6d)2d+0.23×103×b =

使用系数KA=1

同高速齿轮的设计,查表选取各数值

Kv=1.04 KF=1.35 KH=KF=1.2

故载荷系数

K＝KAKvKHKH=

7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径

3dKKt1=d1t=

计算模数md1cosz72.91cos12n2.3772mm 1303. 按齿根弯曲强度设计

3m≥

2KT1Ycos2YFYS2dZ1[ F]㈠确定公式内各计算数值 （1） 计算小齿轮传递的转矩＝

（2） 确定齿数z

因为是硬齿面，故取z＝30，z＝ （3） 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得＝1

（4） 初选螺旋角 初定螺旋角＝12 （5） 载荷系数K

12

K＝K K K K=1×1.04×1.2×1.35＝1.6848

（6） 当量齿数 z＝z/cos

＝30/ cos312＝32.056 z＝z/cos

＝78/ cos312＝83.345

由课本P197表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y

YF12.491,YF22.232 YS11.63,6YS21.75 1（7） 螺旋角系数Y 轴向重合度 ＝

＝2.028

Y＝0.797

（8） 计算大小齿轮的

YFFS[F]

查课本由P204图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限 FE1500MPa FE2380MPa 查课本由P202图10-18得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.90 KFN2=0.93 S=1.4 [FN1FE1F]1=

KS0.905001.4321.43MPa [KFN2FF2F]2=

S0.933801.4252.43MPa 计算大小齿轮的

YFaFSa[],并加以比较 FYFa1FSa12..4911.636[0.01268 F]1321.43YFa2FSa22[].2321.7510.01548

F2252.43大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. ① 计算模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整

13

为标准模数,取mn= 但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1= mm来计算应有的齿数.

z72.91cos121=m=27.77 取z1=30

nz2=

② 初算主要尺寸 计算中心距 a=

(z1z2)mn2cos=

将中心距圆整为 mm 修正螺旋角

=arccos

(12)mn(3070)2arccos2210313.86

因值改变不多,故参数,k,Zh等不必修正

分度圆直径 dz1mn3021=

coscos12=61.34mm dz2mn7022=

coscos12=143.12 mm 计算齿轮宽度

bdd1172.9172.91mm 圆整后取

14