一级圆柱斜齿轮减速器设计说明书.docx
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一级圆柱斜齿轮减速器设计说明书
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i2
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、电动机功率选择：
（1）传动装置的总效率：
η总=η22×η1×η23
=0.982×0.97×0.992
=0.92
（其中联轴器效率η1=0.99，轴承效率η2=0.98
齿轮极度8级，效率η3=0.97）
（2）电机所需的工作功率：
P工作=Pw/η总
=3/0.92
=3.26KW
3、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720r/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=720r/min
n
=nI=720r/min
n
=n
/i齿轮=720/2=360r/min
2、计算各轴的功率
P
=P工作=4KW
P
=P
×η1×η2=4×0.99×0.98=3.88KW
η总=0.92
P工作=3.26KW
n电=750r/min
nI=720r/min
n
=720r/min
n
=360r/min
P
=4KW
P
=3.88KW
P
=P
×η2×η3=3.88×0.98×0.97=3.689KW
3、计算各轴扭矩
T
=9.55×106P
/n
=9.55×106×4/720=53056N·mm
T
=9.55×106P
/n
=9.55×106×3.88/720
=51464N·mm
T
=9.55×106P
/n
=9.55×106×3.689/360
=97861N·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
720
4
53056
输
入
轴
720
3.88
51464
输
出
轴
360
3.689
97861
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，所以齿轮采用软齿面
小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS，
根据教材P210表10-8精度等级选8级（GB10095-88）。
齿面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm。
P
=3.689KW
T
=53056N·mm
T
=51464N·mm
T
=97861N·mm
（2）按齿面接触疲劳强度设计
d1t≥（2kT1（u+1）（ZHZE/[σH]）2/φduεą）1/3
确定有关参数如下：
①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
②由教材P205表10-7取φd=1
③小齿轮传递的转矩T1
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×3.88/720
=51464N·mm
④载荷系数k
取kt=1
⑤由课本10-30选取区域系ZH=2.433
⑥由课本10-26查得εą1=0.785εą2=0.855
则εą=εą1+εą2=0.785+0.855=1.64
⑦由课本10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MP½
⑧选取螺旋角。
初选螺旋角β=14度。
⑨许用接触应力[σH]
[σH]=σHlimkHN/SH
由教材P209图10-21查得：
σHlimZ1=570MpaσHlimZ2=520Mpa
由教材P206式10-13计算应力循环次数NL
N1=60njLh=60×720×1×（16×365）
=2.49×109
N2=N1/i=2.49×109/2=1.25×108
由教材P207图10-19查得接触疲劳的寿命系数：
KHN1=0.92KHN2=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=1.0
[σH]1=σHlim1KHN1/SH=570×0.92/1.0Mpa
=524.4Mpa
[σH]2=σHlim2KHN2/SH=520×0.94/1.0Mpa
=488.8Mpa
（3）齿轮参数计算
①试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得
Z1=24
Z2=48
[σH]1=524.4Mpa
[σH]2=488.8Mpa
d1t≥（2kT1（u+1）（ZHZE/[σH]）2/φduεą）1/3
=[2×1×51464×（2+1）（2.433×189.8/524.4）2/1×2×1.64]1/3mm
=41.91mm
②计算圆周速度
V=πd1tn1/60×1000=3.14×41.91×720/60×1000
=1.58m/s
③计算齿宽b与摸数mnt
b=φdd1t=1×41.91=41.91mm
mnt=d1tcosβ/Z1=41.91×cos14/24=1.69mm
h=2.25mnt=2.25×1.69=3.8mm
b/h=41.91/3.8=11.03
④计算纵向重合度εβ
εβ=0.318φdZ1tanβ=0.318×1×24×tan14=1.903
⑤计算载荷系数K
已知使用系数KA=1，根据V=1.58m/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KHβ=1.45；
由图10-13查的KFβ=1.35
由表10-3查的KHα=KFα=1.4。
故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.14×1.1×1.45=2.31
⑥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
⑦计算模数mn。
mn=d1cosβ/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>确定计算参数
1计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.14×1.4×1.35=2.15
2根据纵向重合度εβ=1.903，
从图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.88
3计算当量齿数
ZV1=Z1/cos3ß=24/cos314=26.27
ZV2=Z2/cos3ß=48/cos314=48.49
4由齿形系数
V=1.58m/s
b=41.91mm
mn=1.69mmt
εβ==1.903
d1=55.4mm
mn2.24mm
K=2.15
ZV1=26.27
ZV2=48.49
由表10-5查得YFɑ1=2.65；YFɑ2=2.35
5查取应力校正系数
由表10-5查得YFs1=1.58；YFs2=1.68
6计算弯曲疲劳许用应力
由教材P20810-20c查表得小齿轮的弯曲疲劳极限
=480MPa大齿轮
=360MPa
取弯曲疲劳安全系数S=1.4由式10-12得
=
·
/S=291.43MPa
=226.29Mpa
⑦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
mn≥2.477mm
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=iZ1=2×21=42
（5）几何尺从计算
1计算中心距
a=（Z1+Z2）mn/2cosß=（21+42）×2.5/2cos14=81.18mm
将中心距圆整为82mm
2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。
③计算大小齿轮的分度圆直径
=54.1mm
Z1=21
Z2=42
a=82mm
=14.25
=108.2mm
④计算齿轮宽度
b=φdd1=1×54.1=54.1mm
圆整后取B2=55mmB1=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=53056N·mm
由教材P351表14-1查的KA=2.3，由式（14-1）得计算转矩为：
Tca=KAT=2.3×53.056=122.03N·m
3、型号选择
从GB4323-84中查得TL5型弹性套柱销联轴器的许用转矩为125N·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
①选用45调质，硬度217~255HBS
根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115
d≥115×（4/720）1/3mm=20.37mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=20.37×（1+5%）mm=21.39mm
∴选dmin=25mm
2、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
①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dⅠ-Ⅱ=25mm，为了满足半联轴器的轴向定位要求。
Ⅰ—Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ―Ⅲ段的直径
B1=60mm
B2=55mm
L1=44mm
dmin=25mm
dⅠ-Ⅱ=25mm
dⅡ―Ⅲ=32mm
dⅡ―Ⅲ=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Ⅰ—Ⅱ段的长度应比L1略短一些，现取LⅠ―Ⅱ=42mm。
3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
dⅡ―Ⅲ=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dⅢ―Ⅳ=dⅥ—Ⅶ=35mm;而
④取安装齿轮的轴承Ⅳ—Ⅴ的直径dⅣ—Ⅴ=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LⅣ—Ⅴ=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dⅤ—Ⅵ=48mm。
轴环宽度b≥1.4h,取LⅤ—Ⅵ=8mm
⑤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LⅡ—Ⅲ=40mm。
6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
LⅢ―Ⅳ=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dⅣ—Ⅴ=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
1绘制水平面弯矩图如图：
LⅠ―Ⅱ=42mm
dⅢ―Ⅳ=35mm
dⅥ—Ⅶ=35mm
LⅥ—Ⅶ=18mm
dⅣ—Ⅴ=40mm
LⅣ—Ⅴ=57mm
LⅤ—Ⅵ=8mm
LⅡ—Ⅲ=40mm
LⅢ―Ⅳ=45mm
MC2=84.7N·m
MC=90.1N·m
Mec=127.9N·m
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：
=90.8N·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α=1，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+（α·T）2]1/2
=[90.12+（1×90.8）2]1/2=127.9N·m
（7）校核危险截面C的强度
由式（15-5）
σe=Mec/0.1d33=127.9/0.1×363
=27.41MPa<[σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
输出轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
①选用45调质，硬度217~255HBS
根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115
d≥115×（4/360）1/3mm=25.66mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=20.37×（1+5%）mm=26.94mm
∴选dmin=30mm
dmin=30mm
dⅠ-Ⅱ=30mm
dⅡ―Ⅲ=35mm
LⅠ―Ⅱ=42mm
dⅢ―Ⅳ=40mm
dⅥ—Ⅶ=40mm
LⅥ—Ⅶ=19mm
dⅣ—Ⅴ=55mm
LⅣ—Ⅴ=52mm
LⅤ—Ⅵ=8mm
dⅤ—Ⅵ=53mm
LⅡ—Ⅲ=40mm
2、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。
①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dⅠ-Ⅱ=30mm，为了满足半联轴器的轴向定位要求。
Ⅰ—Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ―Ⅲ段的直径dⅡ―Ⅲ=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Ⅰ—Ⅱ段的长度应比L1略短一些，现取LⅠ―Ⅱ=42mm。
4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
dⅡ―Ⅲ=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dⅢ―Ⅳ=dⅥ—Ⅶ=40mm;而
④取安装齿轮的轴承Ⅳ—Ⅴ的直径dⅣ—Ⅴ=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LⅣ—Ⅴ=52mm。
齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=4mm，则轴环处的直径dⅤ—Ⅵ=63mm。
轴环宽度b≥1.4h,又考虑到齿轮的对中性要求，取LⅤ—Ⅵ=20mm。
⑤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LⅡ—Ⅲ=40mm。
7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
LⅢ―Ⅳ=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。
LⅤ—Ⅵ=20mm
LⅢ―Ⅳ=45mm
d2=108.2mm
Ft=18089N
Fr=658N
LA=LB=7mm
FAX=433N
FAZ=1190.25N
MC1=30.31N·m
MC2=83.31N·m
MC=88.65N·m
Mec=542.9N·m
σe=60Mpa
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dⅣ—Ⅴ=45mm由表6-1查得平键截面b×h=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
①求分度圆直径：
已知d2=108.2mm
②求转矩：
已知T3=978.62N·m
③求圆周力Ft：
根据教材P198（10-3）式得
Ft=2T3/d2=2×978.62×103/108.2=18089N
④求径向力Fr根据教材P198（10-3）式得
Fr=Ft·tanα=18089×0.36379=658N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=7mm
（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=866.01/2=433N
FAZ=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
（5）计算当量弯矩：
根据教材选α=1
Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[88.652+（1×535.62）2]1/2
=542.9N·m
（6）校核危险截面C的强度
由式（15-5）
σe=Mec/（0.1d3）=275.06/（0.1×0.0453）
=58.5Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
=58400h
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32008GB/T276-1994
尺寸：
=40mm×68mm×19mm
它的基本额定载荷Cr=4KN，Cor=3.15KN
3.对轴承进行寿命校核。
根据已知条件，轴承预计寿命
=16×365×10=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
62375h
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×
＝1266.56N
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，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。
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