一级圆柱斜齿轮减速器设计说明书

1、机械设计课程设计计算说明书一、传动方案的拟定.2二、电动机的选择.3三、运动参数及动力参数计.3四、传动零件的设计计算.4五、联轴器的选择及校和计算.8六、轴的设计计算.8七、滚动轴承的选择及校核计算.12八、减速箱的附件选择.14九、润滑及密封.15参考文献.16计算过程及计算说明一、传动方案的拟定第一组：设计用于10吨轻级起重机提升机构的一级圆柱斜齿轮减速器（1） 工作条件：二班制工作，有轻微振动，使用期限10年。（2） 原始数据：减速器输出转速（r/min） 350 减速器输出功率（KW） 3传动比i 2 图1-1二、电动机的选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选

2、择：（1）传动装置的总效率：总=22×1×23 =0.982×0.97×0.992=0.92（其中联轴器效率1=0.99，轴承效率2=0.98齿轮极度8级，效率3=0.97）（2）电机所需的工作功率：P工作= Pw/总=3/0.92=3.26KW3、确定电动机转速： n=i×n=2×350=700r/min综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和减速器的传动比，则选n电=750r/min。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160M1-8。其主要性能：额定功率：4KW，满载转速72

3、0r/min，额定转矩2.0。质量120kg。三、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速nI=n电机=720 r/minnII=nI=720 r/minnIII=nII/i齿轮=720/2=360 r/min2、 计算各轴的功率PI=P工作=4 KWPII=PI×1×2=4×0.99×0.98=3.88 KWPIII=PII×2×3=3.88×0.98×0.97=3.689KW3、 计算各轴扭矩TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×4/720=53056 N·m

4、mTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×3.88/720=51464 N·mmTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×3.689/360=97861 N·mm对以上的运动和动力参数的计算总结，加以汇总，列出表格（表1）。表1轴名转 速r/min功 率P/KW扭 矩N·mm电机轴720453056输入轴7203.8851464输出轴3603.68997861四、传动零件的设计计算1、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料级精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用

5、软齿面小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240260HBS，根据教材P210表10-8精度等级选8级（GB10095-88）。齿面粗糙度Ra1.63.2m。( 2 )按齿面接触疲劳强度设计d1t(2kT1(u+1)( ZH ZE/H) 2/du )1/3确定有关参数如下： 传动比i齿=2取小齿轮齿数Z1=24。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=2×24=48齿数比u=i=2 由教材P205表10-7取d=1 小齿轮传递的转矩T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×3.88/720 =51464N·mm 载荷系数k取kt=1由

6、课本10-30选取区域系ZH=2.433由课本10-26查得1 =0.785 2 =0.855则 =1+2 =0.785+0.855=1.64由课本10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MP½选取螺旋角。初选螺旋角=14度。许用接触应力H H=HlimkHN/SH由教材P209图10-21查得：HlimZ1=570Mpa HlimZ2=520Mpa由教材P206式10-13计算应力循环次数NLN1=60njLh=60×720×1×(16×365)=2.49×109N2=N1/i=2.49×109/2=1.25

7、5;108由教材P207图10-19查得接触疲劳的寿命系数：KHN1=0.92 KHN2=0.94通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1 KHN1/SH=570×0.92/1.0Mpa=524.4MpaH2=Hlim2 KHN2/SH=520×0.94/1.0Mpa=488.8Mpa（3）齿轮参数计算试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得d1t(2kT1(u+1)( ZH ZE/H) 2/du )1/3=2×1×51464×(2+1)（2.433×189.8/524.4）2/1×2

8、×1.641/3mm=41.91mm计算圆周速度V=d1tn1/60×1000=3.14×41.91×720/60×1000=1.58 m/s计算齿宽b与摸数mnt b=dd1t=1×41.91=41.91mm mnt=d1tcos/ Z1=41.91×cos14/24=1.69mm h=2.25 mnt=2.25×1.69=3.8mm b/h=41.91/3.8=11.03计算纵向重合度 =0.318d Z1tan=0.318×1×24×tan14=1.903计算载荷系数K 已知使用

9、系数KA=1，根据V=1.58 m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数KV=1.14；由表10-4查得KH=1.45；由图10-13查的KF=1.35由表10-3查的KH=KF=1.4。故载荷系数 K=KAKVKHKH=1×1.14×1.1×1.45=2.31按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10-10a）得d1=d1t（K/Kt）1/3=41.91×（2.31/1）1/3=55.4mm计算模数m n。m n=d1cos/Z1=55.4×cos14/24=2.24mm（4）按齿面弯曲强度设计 由教材P216式10-11<1

10、>确定计算参数 计算载荷系数 K=KAKVKFKF=1×1.14×1.4×1.35=2.15 根据纵向重合度=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.88 计算当量齿数ZV1= Z1/cos3ß=24/cos314=26.27ZV2= Z2/cos3ß=48/cos314=48.49 由齿形系数由表10-5查得YF1=2.65；YF2=2.35 查取应力校正系数由表10-5查得YFs1=1.58；YFs2=1.68 计算弯曲疲劳许用应力 由教材P208 10-20c查表得小齿轮的弯曲疲劳极限=480MPa 大齿轮=360MPa

11、 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 由式10-12得 =·/S=291.43 MPa=226.29 Mpa计算大小齿轮的并加以比较 =0.01437 =0.01743大齿轮数值大<2>设计计算mn2.477mm对比计算结果 由齿轮接触mn大于齿根弯曲疲劳强度的计算的法面模数 ,取mn=2.5 已可以满足强度但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=55.4mm来计算应有的齿数。于是由Z1= d1cosß/ mn=55.4×cos14/2.5=21.7取Z1=21，则Z2=i Z1=2×21=42（5）几何尺从计算 计算中心距

12、a= (Z1 +Z2) mn/2 cosß=(21+42)×2.5/2 cos14=81.18mm 将中心距圆整为82mm 按圆整的中心距修正螺旋角 =14.25值改变不大，故参数、等不必修正。计算大小齿轮的分度圆直径 =54.1mm =108.2mm计算齿轮宽度 b=dd1=1×54.1=54.1mm圆整后取B2 =55mm B1=60mm五、联轴器的选择及校和计算1、 类型选择为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱联轴器2、 载荷计算公称转矩 T=53056 N·mm由教材P351 表14-1查的KA=2.3，由式（14-1）得计算转矩为：Tca=KA T

13、=2.3×53.056=122.03 N·m3、 型号选择从GB 4323-84中查得TL5型弹性套柱销联轴器的许用转矩为125 N·m，许用最大转速为4600r/min,轴径为25、28、30、32mm，故合用。半联轴器长度L=62mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=44mm。六、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45调质，硬度217255HBS根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115d115×(4/720)1/3mm=20.37mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=20.37×(1+5%)mm=21.

14、39mm选dmin=25mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，周向用平键连接。两轴承分别以轴肩和套筒定位。（2）确定轴各段直径和长度输入轴的最小直径显然是安装联轴器处的轴的直径d1通过比较选择d-=25mm，为了满足半联轴器的轴向定位要求。轴段右端需制出一轴肩，故取段的直径d=32mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=35mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=44mm，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，故段的长度应比L1略短一些，现取L=42mm。 初步选

15、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d=32mm，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32007，其尺寸为d×D×T=35mm×62mm×18mm,故d= d=35mm;而 取安装齿轮的轴承的直径d=40mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为60mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段略短于轮毂宽度，故取L=57mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=4mm，则轴环处的直径d=48mm。轴环宽度b1.4h,取L=8mm

16、 轴承端盖的总宽度为10mm。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L=30mm，故取L=40mm。 齿轮距箱体内壁之距a=16mm,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，前面已选出滚动轴承，宽度T=18mm L=T+s+a+(60-57)=18+8+16+3=45mm 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d=40mm由表6-1查得平键截面b×h=12×8,键槽用键槽铣刀加工，长为36mm，同时为了保证齿轮与轴配

17、合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为H7/n6 ；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为8×7×20，半联轴器与轴的周向配合定位是有过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4、轴上零件的周向定位 参考表15-2，取轴端倒角为1×45，5、求轴上的载荷 绘制水平面弯矩图如图： 图6-1截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1210.7×70=84.7N·m（4）绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(30.82+84.72)1/2=90.1N·m（5）绘制扭矩图（如图e）转矩： =90.8 N&#

18、183;m（6）绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=1，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(·T)21/2=90.12+(1×90.8)21/2=127.9N·m（7）校核危险截面C的强度由式（15-5）e=Mec/0.1d33=127.9/0.1×363=27.41MPa< -1b=60MPa该轴强度足够。输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45调质，硬度217255HBS根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115d115×(4/360)1/3mm=25.66mm考虑有键槽，将直径

19、增大5%，则d=20.37×(1+5%)mm=26.94mm选dmin=30mm2、轴的结构设计 图6-2 （1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，周向用平键连接。两轴承分别以轴肩和套筒定位。输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的轴的直径d1通过比较选择d-=30mm，为了满足半联轴器的轴向定位要求。轴段右端需制出一轴肩，故取段的直径d=35mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=40mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=44mm，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，故段的

20、长度应比L1略短一些，现取L=42mm。 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d=35mm，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32008，其尺寸为d×D×T=40mm×68mm×19mm,故d= d=40mm;而 取安装齿轮的轴承的直径d=55mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为55mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段略短于轮毂宽度，故取L=52mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=4mm，则轴环处的直

21、径d=63mm。轴环宽度b1.4h,又考虑到齿轮的对中性要求，取L=20mm。 轴承端盖的总宽度为10mm。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L=30mm，故取L=40mm。 齿轮距箱体内壁之距a=16mm,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，前面已选出滚动轴承，宽度T=18mm L=T+s+a+(55-52)=18+8+16+3=45mm 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d=45mm由表6-1查得平键截面b×h

22、=16×10,键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，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配合为H7/n6 ；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为10×8×36，半联轴器与轴的周向配合定位是有过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（3）按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=108.2mm求转矩：已知T3=978.62N·m求圆周力Ft：根据教材P198（10-3）式得Ft=2T3/d2=2×978.62×103/108.2=18089N求径向力Fr根据教材P198（10-3）式得Fr=Ft·ta

23、n=18089×0.36379=658N两轴承对称LA=LB=7mm（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=866.01/2=433NFAZ=FBZ=Ft/2=2380.5/2=1190.25N（2）由两边对称，截面C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=433×0.07=30.31N·m（3）截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1190.25×0.07=83.31N·m（4）计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2 =（30.312+83.312）1/2 =88.65N·m（

24、5）计算当量弯矩：根据教材选=1Mec=MC2+(T)21/2=88.652+(1×535.62)21/2 =542.9N·m（6）校核危险截面C的强度由式（15-5）e=Mec/（0.1d3）=275.06/(0.1×0.0453)=58.5Mpa<-1b=60Mpa此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算1. 滚动轴承的类型应根据所受载荷的大小，性质，方向，转速及工作要求进行选择。若只承受径向载荷而轴向载荷较小，轴的转速较高，则选用深沟球轴承；若轴承同时承受较大的径向力和。轴向力，或者需要调整传动件的轴向位置，则应选择角接触球轴承或圆锥滚子轴承。经过分析

25、比较后，选用深沟球轴承。2. 滚动轴承的型号。(从机械工程师电子手册查) 根据各轴的安放轴承出的直径大小，经过分析和比较，轴承的选择如下：输入轴选用的轴承标记为：标准精度级的单列圆锥滚子轴承32007，其尺寸为d×D×T=36mm×62mm×18mm,它的基本额定载荷Cr=13.2KN，Cor=8.30KN 输出轴选用轴承的标记为：滚动轴承 32008 GB/T 276-1994尺寸：=40mm×68mm×19mm 它的基本额定载荷Cr=4KN，Cor=3.15KN3. 对轴承进行寿命校核。 根据已知条件，轴承预计寿命=16×

26、;365×10=58400h轴承的寿命校核可由教材P320式（13-5a）即： 进行。根据P319页，（对于球轴承，=3；对于滚子轴承=10/3）则=3。 由教材表13-4结合该轴承的工作环境，取=1.00。由于轴承主要承受径向载荷作用则(由教材P321式13-9a)由教材P321表13-6，取=1.0；(1) 对输入轴的轴承进行寿命校核按照最不利的情况考虑，轴承的当量动载荷为：=1.0× =948.58N 则：= =62375h>=58400h故所选轴承可满足寿命要求。(2) 输出轴的轴承进行寿命校核按照最不利的情况考虑，轴承的当量动载荷为：=1.0×12

27、66.56N 则：= =153834h>故所选轴承可满足寿命要求。八、减速箱的附件选择1.检查孔和视孔盖 检查孔用于检查传动件的啮合情况，润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，故检查孔应开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖可用铸铁、钢板或有机玻璃制成，它和箱体之间应加密封垫，还可在孔口处加过滤装置，以过滤注入油中的杂质，如减速器部件装配图1。2放油螺塞放油孔应设在箱座底面的最低处，或设在箱底。在其附近应有足够的空间，以便于放容器，油孔下也可制出唇边，以利于引油流到容器内。箱体底面常向放油孔方向倾斜1°1.5°，并在其附近形成凹坑

28、，以便于污油的汇集和排放。放油螺塞常为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处，应加封油圈密封。也可用锥型螺纹或油螺塞直接密封。选择M16×1.5的外六角螺塞（2表7-11）。 3 油标油标用来指示油面高度，应设置在便于检查及油面较稳定之处。常用油标有圆形油标（2表7-7），长形油标（2表7-8）和管状油标（2表7-9）、和杆式油标（2表7-10）等。由2表7-10得M14的杆式油标。4通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以免由于运转时，箱内油温升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。简易的通气器钻有丁字型孔，常设置在箱顶或检查孔上，用于较清洁的环境。较完善的通气器具有过滤网

29、及通气曲路，可减少灰尘进入。5起吊装置起吊装置用于拆卸及搬运减速器。它常由箱盖上的吊孔和箱座凸缘下面的吊耳构成2表11-3。6定位销为保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度，应在箱体联接凸缘上相距较远处安置两个圆柱销，并尽量不放在对称位置，以使箱座与箱盖能正确定位。选择销 GB/T 11986 A8×30。九、润滑及密封一）、传动件的润滑 减速器传动件和轴承都需要良好的润滑，其目的是为了减少摩檫、磨损，提高效率，防锈，冷却和散热。减速器润滑对减速器的结构设计有直接影响，如油面高度和需油量的确定，关系到箱体高度的设计；轴承的润滑方式影响轴承轴向位置和阶梯轴的轴向尺寸。因此，在设计减速器结构前，应先确定减速器润滑的有关位置。高速级齿轮在啮合处的线速度：V=1.