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：齿轮传动；2、4：联轴器；3：减速器图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=3.26KW3、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/minnII=nI=720r/minnIII=nII/i齿轮=720/2=360r/min2、计算各轴的功率PI=P工作=4KWPII=PI×η1×η2=4×0.99×0.98=3.88KWη总=0.92P工作=3.26KWn电=750r/minnI=720r/minnII=720r/minnIII=360r/minPI=4KWPII=3.88KWPIII=PII×η2×η3=3.88×0.98×0.97=3.689KW3、计算各轴扭矩TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×4/720=53056N·mmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×3.88/720=51464N·mmTIII=9.55×106PIII/nIII=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。PIII=3.689KWTI=53056N·mmTII=51464N·mmTIII=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=2②由教材P205表10-7取φd=1③小齿轮传递的转矩T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×3.88/720=51464N·mm④载荷系数k取kt=1⑤由课本10-30选取区域系ZH=2.433⑥由课本10-26查得εą1=0.785εą2=0.855则εą=εą1+εą2=0.785+0.855=1.64⑦由课本10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MP½⑧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NLN1=60njLh=60×720×1×(16×365)=2.49×109N2=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=24Z2=48[σH]1=524.4Mpa[σH]2=488.8Mpad1t≥(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=41.91mm②计算圆周速度V=πd1tn1/60×1000=3.14×41.91×720/60×1000=1.58m/s③计算齿宽b与摸数mntb=φdd1t=1×41.91=41.91mmmnt=d1tcosβ/Z1=41.91×cos14/24=1.69mmh=2.25mnt=2.25×1.69=3.8mmb/h=41.91/3.8=11.03④计算纵向重合度εβεβ=0.318φdZ1tanβ=0.318×1×24×tan14=1.903⑤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=2.31⑥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=55.4mm⑦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10-11132211(2cos/[])nBFaSaFmKTYYYdz1确定计算参数①计算载荷系数K=KAKVKFαKFβ=1×1.14×1.4×1.35=2.15②根据纵向重合度εβ=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.88③计算当量齿数ZV1=Z1/cos3ß=24/cos314=26.27ZV2=Z2/cos3ß=48/cos314=48.49④由齿形系数由表10-5查得YFɑ1=2.65；YFɑ2=2.35V=1.58m/sb=41.91mmmn=1.69mmtεβ==1.903d1=55.4mmmn2.24mmK=2.15ZV1=26.27ZV2=48.49⑤查取应力校正系数由表10-5查得YFs1=1.58；YFs2=1.68⑥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1FE=480MPa大齿轮2FE=360MPa取弯曲疲劳安全系数S=1.4由式10-12得1[]F=1FNK·1FE/S=291.43MPa2[]F=226.29Mpa⑦计算大小齿轮的/[]FaSaFYY并加以比较111/[]FaSaFYY=0.01437222/[]FaSaFYY=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82mm②按圆整的中心距修正螺旋角12arccos((()/2))nzzma=14.25值改变不大，故参数、K、HZ等不必修正。③计算大小齿轮的分度圆直径11/cosndzm=54.1mm22/cosndzm=108.2mmZ1=21Z2=42a=82mm=14.25④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·m3、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=115d≥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=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，B1=60mmB2=55mmL1=44mmdmin=25mmdⅠ-Ⅱ=25mmdⅡ―Ⅲ=32mm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h0.07d,故取h=4mm，则轴环处的直径dⅤ—Ⅵ=48mm。轴环宽度b≥1.4h,取LⅤ—Ⅵ=8mm⑤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=18mmLⅢ―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