减速器设计计算及说明

1、.一、 总体方案设计设计计算及说明主要结果二、 运动参数设计设计计算及说明主要结果（一）电动机的选择1、工作机主轴转速nW=65r/min2、工作机的工作功率PW=4kW3、传动装置总效率s齿式联轴器（1个） 联=0.998级精度锥齿轮传动（1个） 联=0.978级精度圆柱斜齿轮（1个） 齿=0.97滚子轴承（3对） 承=0.98总效率：s=联柱齿锥齿承3=0.99×0.97×0.97×0.983=0.904、电动机额定功率PePe'=PWs=40.90kW=4.4kW所选电动机的额定功率PePe'，取Pe=5.5kW，选择电动机型号为：Y132S

2、-4三相异步电动机，其额定转速ne=1440r/min。（二）传动比分配传动装置的总传动比：is=nenW=144065=22.154一般高速级圆锥齿轮的传动比约取i锥=0.25is=0.25×22.1545.5设计计算及说明主要结果高速级传动比i1=5.5低速级传动比i2=4则：i=i1i2=5.5×4=22输出转速：n=nEi=144022=65.45转速误差：n-nwnw=65.45-6565=0.6%<5%故传动比合适。（三）运动及动力参数运算1、计算各轴的转速njn1=ne=1440r/minn2=nei1=9605.5r/min=261.82r/minn3

3、=n2i2=261.824r/min=65.45r/min2、计算各轴的功率PjP1=Pe联=5.5×0.99kW=5.445kWP2=P1承锥齿=5.445×0.99×0.97kW=5.229kWP3=P2承柱齿=5.229×0.99×0.97kW=5.021kW3、计算各轴的输入转矩TjT1=9550×P1n1=9550×5.4451440Nm=36.11Nm设计计算及说明主要结果T2=9550×P2n2=9550×5.229261.82Nm=190.73NmT3=9550×P3n3=955

4、0×5.02165.45Nm=732.57Nm运动和动力参数表轴号输入功率P（Kw）输入扭矩T（Nm）输入转速n（r/min）15.44536.11144025.229190.73261.8235.021732.5765.45三、主要零件的计算设计计算及说明主要结果（一）高速级齿轮（锥齿轮）设计计算1、选择材料和热处理方法，确定许用应力参考机械设计教程得知，直齿锥齿轮加工难于磨，较少采用硬齿面齿轮传动，为提高承载能力，降低加工成本，对于一些载荷较大、结构尺寸有限制而缺少硬齿面加工条件的场合，可采用中硬度齿面，若两齿轮齿数比较大（u>5）时，亦可采用硬齿面小齿轮和软齿面大齿轮的组

5、合。本齿轮传动为高速级，载荷较大，设计传动比i1=5.5,则参考表6-1初选材料。小齿轮：17CrNiMo6，渗碳淬火，5462HRC；大齿轮：37SiMn2MoV，表面淬火，5055HRC。根据小齿轮齿面硬度58HRC和大齿轮齿面硬度54HRC，按图6-6MQ线查得齿面接触疲劳极限应力为：Hlim1=1500MPa，Hlim2=1180MPa；按图6-7MQ线查得轮齿弯曲疲劳极限应力为：FE1=850MPa，FE2=720MPa。按图6-8a查得接触寿命系数ZN1=0.91，ZN2=0.96；按图6-8b查得接触寿命系数YN1=0.87，YN2=0.89；其中N1=60n1th=60

6、5;1×1440×5×250×8=8.7×108N2=60n2th=60×1×261.82×5×250×8=1.57×108再查表6-3，取最小安全系数：SHmin=1.2，SFmin=1.5于是H1=Hlim1SHZN1=15001.2×0.91MPa=1137.5MPaH2=Hlim2SHZN2=11801.2×0.96MPa=944.0MPaF1=FE1SFYN1=8501.5×0.87MPa=493MPa设计计算及说明主要结果F2=FE2SFYN2

7、=7201.5×0.89MPa=427.2MPa2、分析失效、确定设计准则由于要设计的齿轮传动是闭式齿轮传动，且为硬齿面齿轮，最大可能的失效是齿根疲劳折断；也可能发生齿面疲劳。因此，本齿轮传动可按轮齿的弯曲疲劳承载能力进行设计，确定主要参数，再验算齿面接触疲劳承载能力。3、按轮齿的弯曲疲劳承载能力计算齿轮主要参数根据式m34KT1R(1-0.5R)2z121+u2 YFF确定计算载荷：小齿轮转矩T1=9.55×103P1n1=9.55×103×5.4451440Nm=36.11NmKT1=KAKKKVT1查表6-7，考虑本齿轮传动是斜齿圆柱齿轮传动，电动

8、机驱动，载荷平稳，轴承相对齿轮不对称布置，取载荷系数K=1.6，则KT1=KAKKKVT1=1.6×36.11Nm=57.78Nm由于锥齿轮加工精度较低，尤其大直径齿轮精度更难于保证，R=bR=0.3，初选z1=20，z2=i1z1=5.5×20=110， 1=arctan1i=arctan15.5=10.3°, 1=arctani=arctan5.5=79.7°zv1=z1cos1=20cos10.3°=20.32zv2=z2cos2=110cos79.7°=615.20查图6-16，得两轮复合齿形系数为YF1=4.38，YF2=4

9、.06,由于设计计算及说明主要结果YF1F1=4.38493=8.88×10-3<YF2F2=4.06427.2=9.50×10-3将YF2F2代入计算，于是m34KT1R(1-0.5R)2z121+u2 YFF=34×57.78×1030.3(1-0.5×0.3)2×202×1+5.524.06427.2mm=1.65mm查表 6-10取标准模数m=2mm，则d1=mz1=40mm4、选择齿轮精度等级齿轮圆周速度v=d1n160×1000=×40×144060×1000ms=3

10、.0m/s查表6-9，并考虑该齿轮传动的用途，选择8级精度。5、精确计算计算载荷KT1=KAKKKVT1K=KAKKKVFt=2T1d1=2×36.1140=1.8kN查表6-4，KA=1；查图6-9，Kv=1.18。齿轮传动啮合宽度b=RR=R×d12sin1=0.2×402×sin10.3=22.37mm23mm查表6-6得设计计算及说明主要结果KAFtb=1×1.8×10323N/mm=78.26N/mm<100N/mm经表面硬化的直齿轮，K=1.2查表6-5，d=1.0，减速器轴的刚度较大，K=1.17K=KAKKKV=

11、1×1.2×1.17×1.18=1.66KT1=KAKKKVT1=1.66×36.11Nm=59.94NmKFt1=1.66×1.8kN=2.99kN6、验算轮齿接触疲劳承载能力H=ZHZE4KT1bR(1-0.5bR)2d13uH区域系数查图6-13，标准齿轮ZH=2.5，弹性系数查表6-8得ZE=189.8MPa，因大齿轮的许用齿面接触疲劳应力值较小，故将H2=944MPa代入，于是H=ZHZE4KT1bR(1-0.5bR)2d13u=2.5×189.8×4×59.94×1030.3(1-0.5

12、15;0.3)2×403×uMPa=841.15MPaH2=944MPa轮齿弯曲疲劳承载能力足够。8、斜齿圆柱齿轮传动几何尺寸计算主要结果设计计算及说明主要结果（二）低速级齿轮（斜齿圆柱齿轮）设计计算1、选择材料和热处理方法，确定许用应力参考表6-1、6-2初选材料。小齿轮：37SiMn2MoV，调质，263294HBW；大齿轮：45钢，正火，162217HBW。根据小齿轮齿面硬度270HBW和大齿轮齿面硬度210HBW，按图6-6MQ线查得齿面接触疲劳极限应力为：Hlim3=740MPa，Hlim4=400MPa；按图6-7MQ线查得轮齿弯曲疲劳极限应力为：FE3=300

13、×2=600MPa，FE4=320×2=640MPa。按图6-8a查得接触寿命系数ZN3=1.06，ZN4=1.14；按图6-8b查得接触寿命系数YN3=0.87，YN4=0.93；其中N3=60n1th=60×1×261.82×10×250×8=3.14×108N4=60n2th=60×1×65.46×10×250×8=7.86×107再查表6-3，取最小安全系数：SHmin=1.0，SFmin=1.25于是H3=Hlim3SHZN3=7401.0

14、15;1.06MPa=784MPaH4=Hlim4SHZN4=4001.0×1.14MPa=456MPaF3=FE3SFYN3=6001.25×0.87MPa=417MPaF4=FE4SFYN4=6401.25×0.93MPa=476.16MPa2、分析失效、确定设计准则由于要设计的齿轮传动是闭式传动，且大齿轮是软齿面齿轮，最大可能的失效是齿面疲劳；但模数过小，也可能发生轮齿疲劳折断。因此，本齿轮传动可按齿面接触疲劳承载能力进行设计，确定主要参数，再验算轮齿的弯曲疲劳承载能力。3、按齿面接触疲劳承载能力计算齿轮主要参数根据式d332KT3du-+1u(ZHZEZH

15、)2因属减速传动，u=i2=4。确定计算载荷：小齿轮转矩T3=9.55×103P2n2=9.55×103×5.229261.82Nm=190.73NmKT3=KAKKKVT3查表6-7，考虑本齿轮传动是斜齿圆柱齿轮传动，电动机驱动，载荷平稳，轴承相对齿轮不对称布置，取载荷系数K=1.2，则KT3=KAKKKVT3=1.2×190.73Nm=228.88Nm初选=15°，则Z=cos15°=0.98。区域系数查图6-13, ZH=2.43；弹性系数查表6-8 ZE=189.8MPa；齿宽系数d=bd1=1。因小齿轮的许用齿面接触疲劳应力

16、值较小，故将H4=456MPa代入，得：d332×228.88×10314+14(2.43×189.8×0.98456)2=82.53mma=1+ud32=1+4×82.532=206.325mm取a=210mm,按经验式mn=0.0070.02a，取mn=0.01a=0.015×210mm=3.15mm，取标准模数mn=3mm。z3=2acosmn(1+u)=2×210×cos15°3×(1+4)=27.04取z3=27，z4=108。设计计算及说明主要结果=arccosmn2az3+z4=a

17、rccos32×210×27+108=15.36°=15°21'32''4、选择齿轮精度等级d3=mnz3cos=3×27cos15°21'32''=84.00mm齿轮圆周速度v=d3n360×1000=×84.00×261.8260×1000m/s=1.15m/s查表6-9，并考虑该齿轮传动的用途，选择8级精度。5、精确计算计算载荷KT3=KAKKKVT3K=KAKKKV查表6-4，KA=1；查图6-9，Kv=1.08。齿轮传动啮合宽度b=dd3

18、=1×84.00mm=84mmFt=2T3d3=2×190.7384kN=4.54kN查表6-6得：KAFtb=1×4.54×10384N/mm=54.05N/mm<100N/mmK=1.2查表6-5，d=1.0，减速器轴刚度较大，K=1.17K=KAKKKV=1×1.2×1.17×1.08=1.52KT3=KAKKKVT3=1.52×190.73Nm=289.91NmKFt3=1.52×4.54kN=6.90kN6、验算轮齿接触疲劳承载能力设计计算及说明主要结果H=ZHZEZKFtbd3(u-+1

19、u)=2.43×189.8×0.98×6.90×10384×84×(4+14)MPa=499.72MPaH=749MPa7、验算轮齿弯曲疲劳承载能力由z3=27，z4=108，得zv3=z3cos3=27cos315°21'32''=30.11zv4=z4cos3=108cos315°21'32''=120.45查图6-16，得两轮复合齿形系数为YF3=4.11，YF4=3.95，查图6-20，得Y=0.90于是F3=KFtbmnYF3Y=6.90×1038

20、4×3×4.11×0.90MPa=101.28MPaF4=KFtbmnYF4Y=6.90×10384×3×3.95×0.90MPa=97.34MPa轮齿弯曲疲劳承载能力足够。8、斜齿轮圆柱齿轮传动几何尺寸计算主要结果四、减速器的润滑、密封及装油量的计算设计计算及说明主要结果（一）轴承的润滑方式高速级线速度：v1=v2=d1n160×1000=×40×144060×1000ms=3.0m/s低速级线速度：v3=v4=d3n360×1000=×84.00×26

21、1.8260×1000m/s=1.15m/s根据轴径的速度，轴承可以用润滑油或润滑脂润滑。在闭式减速器中，齿轮圆周速度v<2m/s时，宜用润滑脂润滑；当齿轮圆周速度v>2m/s时，轴承可选用油润滑润滑，通过在箱体上开油沟以达到润滑的目的。1、流体润滑油（稀油）润滑当齿轮的圆周速度v<12m/s时，可直接利用减速器油池内的润滑油来润滑轴承。此时，常用的润滑方式有：（1）飞溅润滑：当齿轮圆周速度v>1.52m/s时，靠齿轮的旋转把油池中的润滑剂飞溅起来，射至箱壁形成油雾直接进入轴承空间或由溅到箱体的油沿输油槽流至轴承。（2）刮板润滑：当齿轮圆周速度很低（v<12m/s）时，飞溅效果差，为保证轴承的用油量，可采用刮板润滑。它是利用固定在箱体内壁上的刮油板将油从旋转的轮缘上刮下来，然后沿油槽至轴承。2、润滑脂润滑一般当d×n<2×105时（d为滚动轴承内径，mm；n为轴承转速，r/min）或浸油齿轮的圆周速度v<1.52m/s，都可采用润滑脂润滑轴承。故高速级轴承宜采用油润滑，低速级轴承宜采用脂润滑。综合考虑，本方案轴承全部采用脂润滑。