二级圆柱斜齿轮减速器.docx

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目 录
设计任务书……………………………………………………………………………… 2
第一部分……………………………………………………………………………… 3
传动方案………………………………………………………………………………… 3
原动机选择……………………………………………………………………………… 3
传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配…………………………………… 4
运动和动力参数计算…………………………………………………………………… 5
第二部分……………………………………………………………………………… 6
减速器外传动零件的设计……………………………………………………………… 6
选择联轴器……………………………………………………………………………… 6
减速器内传动零件的设计……………………………………………………………… 7
高速级减速齿轮设计…………………………………………………………………… 7
低速级减速齿轮设计…………………………………………………………………… 11
轴的设计及校核………………………………………………………………………… 16
中间轴轴承的校核……………………………………………………………………… 21
中间轴键的校核………………………………………………………………………… 21
第三部分……………………………………………………………………………… 22
参考资料………………………………………………………………………………… 22

第一部分 传动装置总体设计

一、 传动方案（已给定）
1） 减速器为两级展开式圆柱斜齿轮减速器。
2） 方案简图如下：

计 算 与 说 明
结果
二、原动机选择（Y系列三相交流异步电动机）
1）选择电机类型：
电机类型很多，因本课程设计对电机无特别要求，所以一般选用Y系列三相异步电动机 （[3]. P.273.）

2）选择电机容量：
(1)工作机所需的工作功率Pw：
对卷扬机
给定： 起吊重量Q=4500（N），起吊速度v=0.9(m/s)
Pw = Qv/1000=4.05kw
(2)电动机所需的功率Pd:
Pd = Pw/ηa
ηa ── 传动装置的总效率。
ηa =η1·η2·η3·……
ηi ── 每个传动副（齿轮、蜗杆、链
及带），每对轴承，每个联轴
器及卷筒的效率。
可查：1. P.7.表1. 及 P.12.
ηa =η卷·η凸缘联轴器·η4轴承·η2齿轮·η弹性联轴器
=0.96×1×（0.993×0.98）×0.982×0.99
=0.8679（其中η卷＝0.96, η凸缘联轴器=1,η滚动轴承＝0.99,
η滑动轴承＝0.99, η齿轮=0.98, η弹性联轴器＝0.99）
Pd = Pw/ηa＝4.05/0.8679=4.6664=4.7kw
(3)电机的额定功率Ped:
应略大于Pd，即应：
Ped ≥ Pd =4.7kw

3）确定电机转速nm（nm ── 电机的满载转速）：
同类型、同容量的电机有几种同步转速（3000，1500，1000，750 r/min）
同步转速↓ → 电机尺寸、重量、价格↑，选择时应综合考虑。
(1)传动装置总传动比的合理范围ia′：
ia′= i1′·i2′·i3′·……
ii′── 各级传动副传动比的合理范围 [1]. P.7. 表1.
二级圆柱 i′= 8～40
ia′= i′= 8～40
(2)工作机转速n：
在本课程设计中，可按下式确定：
n = 60×1000V/πD=45.23r/min
V ── 带速或起吊速度，m/s
D ── 卷筒或滚筒直径，mm
(3)电机转速的可选范围nd：
nd = ia′·n=（8～40）×45.23r/min
=（362～1809）r/min
(4)确定电机转速nm
a．在nd中，选定电机的同步转速：
考虑到经济性，选择：nm=1500r/min
b．按nd、Ped [3]. P.291. 选定电机型号。
选择机座号：132S1
c．记下电机的外形尺寸，轴伸尺寸，键接尺寸，满载转速。
中心高
H
外形尺寸
L×（AC/2+AD）×HD
地脚安装尺寸
A×B
地脚螺栓孔直径
K
132
475×347.5×315
216×140
12
轴伸尺寸
D×E
装键部位尺寸
F×GD
38×80
10×41

三、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配
1）传动装置的总传动比ia：
由电机满载转速nm及工作转速n确定：
ia = nm/n = i1·i2 …… in
ii ── 各级传动装置的传动比。
对于此减速器：ia = nm/n=32.0584
2）传动比的分配 [1]. P.15～19.
记：i减,i1,i2 ── 减速器的总传动比，高速级及低速级的传动比。
对展开式两级圆柱齿轮减速器：
宜：i1 =
i2 = i减/i1
取1.3~1.4的中间值1.35,得：i1=6.58,i2=4.87

四．运动和动力参数计算：
1.各轴的转速：
Ⅰ轴 nⅠ= nm/i0＝1450/1=1450r/min
Ⅱ轴 nⅡ= nⅠ/i1＝1450/6.58=220.36r/min
Ⅲ轴 nⅢ= nⅡ/i2＝220.36/4.87=45.25r/min
卷筒轴 n卷= nⅢ/i3＝45.25/1=45.25r/min
2．各轴的输入功率：
Ⅰ轴 PⅠ= Pdηo1=4.7×0.99=4.65kw
Ⅱ轴 PⅡ= PⅠη12=4.65×0.99×0.98=4.51kw
Ⅲ轴 PⅢ= PⅡη23=4.51×0.99×0.98=4.38kw
卷筒轴 P卷=PⅢη34=4.38×0.99=4.34kw
各轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率
3．各轴的输入转矩：
Td =9550×Pd/nm =30.96 N·m
Ⅰ轴 TⅠ= Tdioηo=30.96×1×0.99＝30.65N·m
Ⅱ轴 TⅡ= TⅠi1η12=30.65×6.58×0.99×0.98＝195.67N·m
Ⅲ轴 TⅢ= TⅡi2η23=195.67×4.87×0.99×0.98＝924.52N·m
卷筒轴 T卷= TⅢioη34=924.52×1×0.99＝915.27N·m
各轴的输出转矩分别为输入转矩乘以轴承效率
轴名
功率(kW)
转矩(N·m)
转速n
(r/min)
传动比i
效率η
输入
输出
输入
输出
电机轴

4.7

30.96
1450
1
0.99
Ⅰ轴
4.65
4.60
30.65
30.34
1450
6.58
0.97
Ⅱ轴
4.51
4.46
195.67
193.71
220.36
4.81
0.97
Ⅲ轴
4.38
4.34
924.51
915.27
45.25
1
0.99
卷筒轴
4.34
4.25
915.27
896.96
45.25

第二部分 传动零件的设计计算
一．减速器外传动零件的设计
选择联轴器
1．类型选择：
1）高速轴（电机轴与Ⅰ轴的）联轴器：
弹性套柱销联轴器 [3] P.146.
2）低速轴（Ⅲ轴与卷筒轴的）联轴器：
凸缘联轴器 [3] P.142.
2．尺寸选择：
1）估算Ⅰ、Ⅲ轴的轴径dⅠ，dⅢ：
① 轴材料： 一般用45号钢
② 估算公式： d≥Ao [4] P.370.
得： dⅠ≥17.22mm
dⅢ≥53.61mm
对于d≤100mm的轴有一键槽时轴径增大5％～7％
有两键槽时轴径增大10％～15％
则： dⅠ≥18.08~18.43mm
dⅢ≥58.97~61.65mm

2）按以下条件选择联轴器 Tca ≤[T联]
n ≤[n联] [4] 第十四章
Tca = KA×T（KA 根据工作条件取1.5见4.P351）
对于轴Ⅰ：[T联] ≥45.98N·m [n联] ≥1450r/min
对于轴Ⅲ：[T联] ≥1386.8 N·m [n联] ≥45.25r/min
3）把dⅠ，dⅢ圆整到与联轴器孔径一致，轴径应在联轴器孔径范围内。
3．定型号： 同时记下联轴器的孔径长度等。
对于高速轴和电机：
弹性套柱销联轴器TL6
主动端J型轴孔直径38mm 长度60mm
从动端J型轴孔直径32mm 长度82mm
对于低速轴和卷筒轴：
凸缘联轴器YL12
主动端J型轴孔直径60mm 长度107mm
从动端根据卷筒轴直径及长度具体确定

二．减速器内传动零件的设计：
一、高速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）
1）材料、热处理、精度：
材 料：因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢
热处理：大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。
精 度：软齿面闭式传动，齿轮精度用8级
2）设计过程：
(1)设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。
初选小齿轮齿数Z1＝20
大齿轮齿数Z2＝Z1×i1＝20×6.58=131.6 取Z2＝132
螺旋角β＝14゜
(2)按齿面接触疲劳强度设计，由式（4.P218 式10－21）

确定各参数的值:
1)初选动载系数：
试选=1.6
2)区域系数Z：
查4.P217图10-30 选取区域系数 Z=2.433
3)端面重和度εα：
由4.P215图10-26得：εα1=0.75 εα2=0.93
则εα=εα1+εα2=0.75+0.93=1.68
4)许用接触应力
①由图4.P209图10－21d及图10－21c按齿面硬度查得：
（按4.P191表10－1：小齿轮齿面硬度取240HBS
大齿轮齿面硬度取200HBS）
小齿轮接触疲劳强度极限：σHlim1＝590MPa(取MQ值)
大齿轮接触疲劳强度极限：σHlim2＝500MPa(取ME和ML的中间偏上值)
②由4.P206公式10-13计算应力值环数
N=60nj =60×1450×1×（2×8×365×8）=4.0646×10
N=N1/i1=4.0646×10/6.58=6.1773×10 (i1=)
③查课本4.P207图10-19得：K=0.93 K=0.95
（取网格内的中间值）
④齿轮的疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用4.P205公式10-12得:
[]==0.93×590=548.7MPa
[]==0.95×500=475MPa
则许用接触应力：
[]=([]+[])/2=(548.7+475)/2=511.85MPa
5)弹性影响系数：
查课本由4.P201表10-6得： =189.8MP
6)齿宽系数：
由4.P205表10-7得: =1
7)传递的转矩T1
T1=30.34 N·m＝30340 N·mm(传递的转矩即是轴Ⅰ的输出转矩)
代入数据得：
小齿轮的分度圆直径d
＝37.84mm
从而得：
①计算圆周速度
2.873m/s
②计算齿宽b和模数
计算齿宽b
b==37.84mm
计算模数m
初选螺旋角=14
=1.836mm
③计算齿宽与高之比
齿高h=2.25 =2.25×1.836=4.131
= =9.16
④计算纵向重合度
=0.318=1.5857
⑤计算载荷系数K
查4.P193表10－2使用系数=1.25(工作时有轻微振动)
根据,8级精度, 查4.P194图10-8得
动载系数K=1.15
查4.P196表10-4得接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数
K= 1.450
查4.P198图10-13得: K=1.35
查4.P195表10-3 得: K==1.2
故载荷系数:
K＝K K K K =1.25×1.15×1.2×1.45=2.5
⑥按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d=d=37.84×=43.91
⑦计算模数
=

(3) 齿根弯曲疲劳强度设计
由4.P201公式10－5弯曲强度的设计公式
≥
确定各参数的值:
1) 确定载荷系数K：
K＝K K K K=1.25×1.15×1.2×1.35=2.33
2) 螺旋角影响系数Y
根据纵向重合度，从4.P217图10-28查得：
螺旋角影响系数Y=0.88
3)  计算当量齿数
z＝z/cos＝20/ cos14＝21.89 
z＝z/cos＝132/ cos14＝144.50
4) 查取齿形系数Y和应力校正系数Y:
由4.P200表10-5用插值法得：
齿形系数:Y＝2.7244 Y＝2.1444
 应力校正系数:Y＝1.5689  Y＝1.8256
5) 计算并比较大小齿轮的
①由4.P208图10-20c查得：
小齿轮弯曲疲劳强度极限
（取MQ线值）
由4.P207图10-20b查得：
大齿轮弯曲疲劳强度极限
（取ME和ML中间偏上值）
②由4.P206图10-18查得：
弯曲疲劳寿命系数K=0.90 K=0.93
(取网格中间值)
其中应力循环次数：
N=60nj =60×1450×1×（2×8×365×8）=4.0646×10
N=N1/i1=4.0646×10/6.58=6.1773×10 (i1=)
③计算弯曲疲劳许用应力：
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
[]=
[]=

小齿轮的数值大，故选用
代入数据得：
≥＝1.39mm

对比计算结果，齿面疲劳强度的法面模数mn大于由齿根弯曲强度计算的法面模数，可以在满足弯曲疲劳强度的前提下，按由接触疲劳强度的所确定的分度圆来计算齿数
(4) 几何尺寸计算
计算中心距 a≥==166.42
将中心距圆整为a＝170
取法面模数为2
由a=(其中，＝6.58)
得：＝＝22
其中＝＝165
＝165－22＝143
按圆整后的中心距修正螺旋角
=arccos°
因值改变不多,故参数,,等不必修正.
计算大.小齿轮的分度圆直径
d==45.33
d==294.67
计算齿轮宽度
B=
圆整得：
i1=143/22=6.5
传动比误差为：(6.5-6.58)/6.58=-1.216%
修正传动比：i2 = i减/i1＝32.0584/6.5=4.93
轴名
功率(kW)
转矩(N·m)
转速n
(r/min)
传动比i
效率η
输入
输出
输入
输出
电机轴

4.7

30.96
1450
1
0.99
Ⅰ轴
4.65
4.60
30.65
30.34
1450
6.50
0.97
Ⅱ轴
4.51
4.46
193.23
191.30
223.08
4.93
0.97
Ⅲ轴
4.38
4.34
924.24
915.00
45.25
1
0.99
卷筒轴
4.34
4.25
915.00
896.70
45.25

二、低速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）
1）材料、热处理、精度：
材 料：因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢
热处理：大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。
精 度：软齿面闭式传动，齿轮精度用8级
2）设计过程：
（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。
初选小齿轮齿数Z1＝20
大齿轮齿数Z2＝Z1×i1＝20×4.93=98.6 取Z2＝99
螺旋角β＝14゜
（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（4.P218 式10－21）

确定各参数的值:
1)初选动载系数：
试选=2
2)区域系数Z：
查4.P217图10-30 选取区域系数 Z=2.433
3)端面重和度εα：
please contact Q 3053703061 give you more perfect drawings
由4.P106表6－2，工作有轻微冲击，查得：
[σp ]=100～120MPa
σp1,σp2<[σp],故键满足要求

第三部分 附录

工作功率
Pw=4.05kw

总效率：
ηa=0.8679

电动机所需的功率：
Pd=4.7kw

工作机转速
n=45.23r/min

同步转速
nm=1500r/min

总传动比ia
ia =32.0584

高速级及低速级的传动比：
i1=6.58,i2=4.87

各轴的转速：
nⅠ=1450r/min
nⅡ=220.36r/min
nⅢ=45.25r/min
n卷=45.25r/min
各轴的输入功率：
PⅠ=4.65kw

PⅡ=4.51kw

PⅢ=4.38kw

P卷=4.34kw

各轴的输入转矩：
TⅠ＝30.65N·m

TⅡ195.67N·m

TⅢ＝924.52N·m

T卷＝915.27N·m

高速轴和电机：
弹性套柱销联轴器TL6

低速轴和卷筒轴：
凸缘联轴器YL12

a＝170

法面模数为2
＝22
＝143
=°

i1 = 6.5

参考资料：
[1] ── 机械设计课程设计指导书（第二版） 龚桂义主编
高等教育出版社 1990年4月第2版。
[2] ── 机械设计课程设计图册（第三版） 龚桂义主编
高等教育出版社 1989年5 月第3版。
[3] ── 机械零件手册（第五版） 周开勤主编
高等教育出版社 2001年7月
[4] ── 机械设计（第八版） 濮良贵主编 2006年5月。
高等教育出版社 2006年5 月第8版