斜齿轮减速器说明书

1、已知Y系列三相异步电动机驱动，输出功率，满载转速，从动轮转速，双班制工作，传动水平布置。1. 确定输出功率带式传送机载荷变动小，故查表得工况系数2. 选取V带型号根据，参考图3.16及表3.3选带型及小带轮直径，选A型V带3. 计算传动比i ：4. 确定带轮直径、 （1） 选小带轮直径参考图3.16及表3.3选取（2） 验证带速v，在（525m/s）之间，满足条件（3） 确定从动轮基准直径（4） 计算实际传动比i当忽略滑动时：与理论传动比相同，合格5. 定中心距a和基准带长Ld（1） 初定中心距即取（2） 计算带的计算基准长度查表3.2取标准值（3） 计算实际中心距a（4） 确定中心距调整范围

2、6. 验算包角经计算，小带轮包角取值合理7. 确定V带根数z（1）确定额定功率由及查表3.6，并用线性插值法求得（2） 确定个修正系数功率增量：查表3.7得包角系数：查表3.8得长度系数：查表3.9得（3） 确定V带根数z根 取z=4根8. 确定单根V带初拉力查表3.1得单位长度质量9. 计算压轴力10. 带轮结构设计（1） 小带轮，采用实心式结构（2） 大带轮，采用孔板式结构，假设与之配合的轴头直径为40mm，参考图3.10（c）及表3.4进行其他几何尺寸计算（略）计算书中表格来源于于惠力，向敬忠，张春宜主编的机械设计。选第一级传动的直齿，锥齿轮的设计1.选轴夹角为90度的直齿圆锥齿轮，为8

3、级精度，由表10-1选择小齿轮材料为40（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差40HBS,在2550HBS范围内：合格。2.选小齿轮的齿数 大齿轮齿数 由设计计算公式 1) 试选载荷系数 2) 计算小齿轮传递的转矩 3）最常用的值，齿宽系数 4)由表10-6查得材料的弹性影响系数 5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的齿面的接触疲劳强度极限为 6）由式10-13计算应力循环次数 7）由图10-19取接触疲劳寿命系数 8)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 ，安全系数 ，由式（10-12）得 1） 试验算小齿轮分

4、度圆直径，代入中较小的值。2） 计算齿宽b 计算圆周速度V3） 计算齿宽与齿高之比模数 齿高 4） 计算载荷系数根据，7级精度，由图10-8查得动载荷系数，直齿锥齿轮使用系数由表10-2查得5） 齿间载荷分配系数可按下试计算 6） 由表10-9中查得取轴承系数故载荷系数 7） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 8） 计算模数 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲强度极限 2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 3)计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 由式（10-12）得 4）计算载荷系数k 5)查取

5、齿形系数 由表10-5查得： 6）查取应力校正系数 由表10-5查取 7)计算大，小齿轮的,并加以比较大齿轮的数值大9） 设计计算 =2.62mm对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强大计算的模数，由于齿轮模数m大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅于齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.62并就圆整为标准值按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。1） 计算分度圆直径3) 计算中心距 2）

6、计算齿轮齿宽取 已知2轴输入功率，转矩，转速，传动比1. 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数（1）.类型选择：按课程设计的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动（2）.精度选择：运输机为一般工作机器转速不高故选用8级精度。（3）.材料选择：由表10-1选择小齿轮材料为（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差40HBS，在2550HBS范围内，合格（4）初选齿数选小齿轮的齿数 ；大齿轮齿数 （5）.选取螺旋角，初选螺旋角2.按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-21）进行计算，即 （1）确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数 2) 计算小齿轮传递的

7、转矩 3） 由表10-7选取齿宽系数 4） 计算端面重合度则5)由表(10-6)查得材料的弹性影响系数 6)由图(10-21d)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的齿面的接触疲劳强度极限为 7）由式(10-13)计算应力循环次数 8)由图(10-19)取接触疲劳寿命系数 9)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1% ，安全系数 ，由式（10-12）得 接触许用应力（2）.计算 1） 试验算小齿轮分度圆直径，由计算公式得2）计算圆周速度3）计算齿宽 4）计算齿宽与齿高之比模数 齿高 齿宽与齿高之比 5） 计算纵向重合度 6）计算载荷系数根据，8级精度，由图10-8查得动载荷系数；直齿锥

8、齿轮使用系数由表10-2查得；查表10-4，查得；由图10-13查得；由表10-3查得故载荷系数 7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 8）计算模数 3. 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式（10-17）为 （1） 确定计算参数1） 计算载荷系数K2） 根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数3） 计算当量齿数 4）查取齿形系数 由表10-5查得5） 查取应力校正系数 由表10-5查得6）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的弯曲强度极限 7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 ；8)计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 由式（10

9、-12）得 9)计算大，小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大 （2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的法面模数与由齿根弯曲疲劳强大计算的模数相差不大，取标准值，取分度圆直径，取，则4.几何尺寸计算（1）计算中心距 ， 将中心距圆整为170mm 。（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数等不必修正。（3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 （4） 计算齿轮宽度 则取，1.输出轴上的功率、转速、和转矩、2.求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为斜齿轮中大齿轮上所受的圆周力为：； 齿轮径向力：； 齿轮轴向力：。圆周力、径向力及轴向力的方向如图所示。3.初步确定轴的最小直径

10、先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（图）。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的型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准或手册，选用型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。4. 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案选用如图所示的装配方案。（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制

11、出一轴肩，故取段的直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴上的端面，故段的长度应比略短一些，现取。.+2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30312，其尺寸为，故，而。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向固定。由手册上查得30312型轴承的定位轴肩高度，因此，取。3） 取安装齿轮处的轴段IV-V的直径；齿轮的左端于左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为68mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿

12、轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。4） 轴承端盖的总宽度为（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离（参看图），故取。5） 取齿轮距箱体内壁之距离，锥齿轮与斜齿圆柱齿轮之间的距离（参看图）。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一定距离s，取（参看图），已知滚动轴承宽度为，大椎齿轮轮毂长,则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3） 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由表6-1查得平键截面，键槽用

13、键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图。5. 求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图）作出轴的计算简图（图）。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于30312型圆锥滚子轴承，由手册中查得。因此，作为简支梁的轴的支承跨距200mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。求各支反力，弯矩，总弯矩：水平面上：得：垂直面上：弯矩： 从轴的结构简图以及扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=3210.3N，FNH2=1545.7NFNV1=397.9