一级圆柱斜齿轮减速器设计项目新版说明书.doc

机械设计课程设计计算说明书
一、传动方案确实定…………….………………………………2
二、电动机选择………………………………………..…..….3
三、运动参数及动力参数计…………….………………………3
四、传动零件设计计算……………………………….……....4
五、联轴器选择及校和计算…………………………….…....8
六、轴设计计算………………………...……………………..8
七、滚动轴承选择及校核计算………………………….…...12
八、减速箱附件选择………..………………………………..14
九、润滑及密封……………………………………………...….15
参考文件………..………………………………………………..16

计算过程及计算说明
一、传动方案确实定
第一组：设计用于10吨轻级起重机提升机构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。
（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、电动机选择
1、电动机类型选择：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、价格和减速器传动比，则选n电=750r/min。
4、确定电动机型号
依据以上选择电动机类型，所需额定功率及同时转速，选定电动机型号为Y160M1-8。
其关键性能：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=720 r/min
nII=nI=720 r/min
nIII=nII/i齿轮=720/2=360 r/min
2、 计算各轴功率
PI=P工作=4 KW
PII=PI×η1×η2=4×0.99×0.98=3.88 KW
PIII=PII×η2×η3=3.88×0.98×0.97=3.689KW
3、 计算各轴扭矩
TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×4/720=53056 N·mm
TII=9.55×106PII/nII=9.55×106×3.88/720
=51464 N·mm
TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×3.689/360
=97861 N·mm
对以上运动和动力参数计算总结，
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、传动零件设计计算
1、齿轮传动设计计算
（1）选择齿轮材料级精度等级
考虑减速器传输功率不大，所以齿轮采取软齿面
小齿轮选择40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS，
依据教材P210表10-8精度等级选8级（GB10095-88）。
齿面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm。

( 2 )按齿面接触疲惫强度设计
d1t≥(2kT1(u+1)( ZH ZE/[σH]) 2/φdu εą)1/3
确定相关参数以下：
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 小齿轮传输转矩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由书本10-30选择区域系ZH=2.433
⑥由书本10-26查得εą1 =0.785 εą2 =0.855
则 εą=εą1+εą2 =0.785+0.855=1.64
⑦由书本10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.8MP½
⑧选择螺旋角。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=570Mpa σHlimZ2=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查得接触疲惫寿命系数：
KHN1=0.92 KHN2=0.94
通用齿轮和通常工业齿轮，按通常可靠度要求选择安全系数SH=1.0
[σH]1=σHlim1 KHN1/SH=570×0.92/1.0Mpa
=524.4Mpa
[σH]2=σHlim2 KHN2/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
d1t≥(2kT1(u+1)( ZH ZE/[σH]) 2/φdu εą)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
=1.58 m/s
③计算齿宽b和摸数mnt
b=φdd1t=1×41.91=41.91mm
mnt=d1tcosβ/ 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
④计算纵向重合度εβ
εβ=0.318φd Z1tanβ=0.318×1×24×tan14=1.903
⑤计算载荷系数K
已知使用系数KA=1，依据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KHβ=1.45；
由图10-13查KFβ=1.35
由表10-3查KHα=KFα=1.4。故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.14×1.1×1.45=2.31
⑥按实际载荷系数校正所算分度圆直径，
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m n。
m n=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 依据纵向重合度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
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 计算弯曲疲惫许用应力
由教材P208 10-20c查表得小齿轮弯曲疲惫极限=480MPa 大齿轮=360MPa
取弯曲疲惫安全系数S=1.4 由式10-12得
=·/S=291.43 MPa
=226.29 Mpa
⑦计算大小齿轮并加以比较
=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大于齿根弯曲疲惫强度计算法面模数 ,取mn=2.5 已能够满足强度但为了同时满足接触疲惫强度，需按接触疲惫强度算得分度圆直径d1=55.4mm来计算应有齿数。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
① 计算中心距
a= (Z1 +Z2) mn/2 cosß=(21+42)×2.5/2 cos14=81.18mm
将中心距圆整为82mm
② 按圆整中心距修正螺旋角
=14.25
值改变不大，故参数、、等无须修正。
③计算大小齿轮分度圆直径
=54.1mm
=108.2mm

④计算齿轮宽度
b=φdd1=1×54.1=54.1mm
圆整后取B2 =55mm B1=60mm
五、联轴器选择及校和计算
1、 类型选择
为了隔离振动和冲击，选择弹性套柱联轴器
2、 载荷计算
公称转矩 T=53056 N·mm
由教材P351 表14-1查KA=2.3，由式（14-1）得计算转矩为：
Tca=KA T=2.3×53.056=122.03 N·m
3、 型号选择
从GB 4323-84中查得TL5型弹性套柱销联轴器许用转矩为125 N·m，许用最大转速为4600r/min,
轴径为25、28、30、32mm，故适用。半联轴器长度
L=62mm,半联轴器和轴配合毂孔长度L1=44mm。
六、轴设计计算
输入轴设计计算
1、按扭矩初算轴径
①选择45调质，硬度217~255HBS
依据教材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、轴结构设计
（1）轴上零件定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称部署，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输入轴最小直径显然是安装联轴器处轴直径d1
经过比较选择dⅠ-Ⅱ=25mm，为了满足半联轴器轴向定位要求。Ⅰ—Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ―Ⅲ段直径dⅡ―Ⅲ=32mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=35mm。半联轴器和轴配合毂孔长度L1=44mm，为了确保轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故Ⅰ—Ⅱ段长度应比L1略短部分，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作用，故选择单列圆锥滚子轴承。参考工作要求并依据
dⅡ―Ⅲ=32mm，由轴承产品目录中初步选择0基础游隙组、标准精度级单列圆锥滚子轴承3，
其尺寸为d×D×T=35mm×62mm×18mm,
故dⅢ―Ⅳ= dⅥ—Ⅶ=35mm;而
④ 取安装齿轮轴承Ⅳ—Ⅴ直径dⅣ—Ⅴ=40mm；齿轮左端和左轴承之间采取套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为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。齿轮右端采取轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=4mm，则轴环处直径dⅤ—Ⅵ=48mm。轴环宽度b≥1.4h,取LⅤ—Ⅵ=8mm
⑤ 轴承端盖总宽度为10mm。依据轴承端盖装拆及便于对轴承添加润滑脂要求，取端盖外端面和半联轴器右端面间距离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，已初步确定了轴各段直径和长度。
3、轴上零件周向定位
齿轮、半联轴器和轴周向定位均采取平键连接。
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，同时为了确保齿轮和轴配合有良好对中性，故选择齿轮轮毂和轴配合为H7/n6 ；一样，半联轴器和轴连接，选择平键为8×7×20，半联轴器和轴周向配合定位是有过渡配合来确保，此处选轴直径尺寸公差为m6。
4、轴上零件周向定位
参考表15-2，取轴端倒角为1×45•，
5、求轴上载荷
① 绘制水平面弯矩图图：

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（图d）
MC=(MC12+MC22)1/2=(30.82+84.72)1/2=90.1N·m
（5）绘制扭矩图（图e）
转矩： =90.8 N·m
（6）绘制当量弯矩图（图f）
转矩产生扭剪文治武功力按脉动循环改变，取α=1，截面C处当量弯矩：
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。
输出轴设计计算
1、按扭矩初算轴径
①选择45调质，硬度217~255HBS
依据教材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
2、轴结构设计

图6-2
（1）轴上零件定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称部署，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输出轴最小直径显然是安装联轴器处轴直径d1
经过比较选择dⅠ-Ⅱ=30mm，为了满足半联轴器轴向定位要求。Ⅰ—Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ―Ⅲ段直径dⅡ―Ⅲ=35mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=40mm。半联轴器和轴配合毂孔长度L1=44mm，为了确保轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故Ⅰ—Ⅱ段长度应比L1略短部分，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作用，故选择单列圆锥滚子轴承。参考工作要求并依据
dⅡ―Ⅲ=35mm，由轴承产品目录中初步选择0基础游隙组、标准精度级单列圆锥滚子轴承3，
其尺寸为d×D×T=40mm×68mm×19mm,
故dⅢ―Ⅳ= dⅥ—Ⅶ=40mm;而
④ 取安装齿轮轴承Ⅳ—Ⅴ直径dⅣ—Ⅴ=55mm；齿轮左端和左轴承之间采取套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为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。齿轮右端采取轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=4mm，则轴环处直径dⅤ—Ⅵ=63mm。轴环宽度b≥1.4h,又考虑到齿轮对中性要求，取LⅤ—Ⅵ=20mm。
⑤ 轴承端盖总宽度为10mm。依据轴承端盖装拆及便于对轴承添加润滑脂要求，取端盖外端面和半联轴器右端面间距离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，已初步确定了轴各段直径和长度。
3、轴上零件周向定位
齿轮、半联轴器和轴周向定位均采取平键连接。
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，同时为了确保齿轮和轴配合有良好对中性，故选择齿轮轮毂和轴配合为H7/n6 ；一样，半联轴器和轴连接，选择平键为10×8×36，半联轴器和轴周向配合定位是有过渡配合来确保，此处选轴直径尺寸公差为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：依据教材P198（10-3）式得
Ft=2T3/d2=2×978.62×103/108.2=18089N
④求径向力Fr依据教材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：依据教材选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

七、滚动轴承选择及校核计算
1. 滚动轴承类型应依据所受载荷大小，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，轴转速较高，则选择深沟球轴承；若轴承同时承受较大径向力和。
轴向力，或需要调整传动件轴向位置，则应选择角接触球轴承或圆锥滚子轴承。经过分析比较后，选择深沟球轴承。
2. 滚动轴承型号。(从《机械工程师电子手册》查)
依据各轴安放轴承出直径大小，经过分析和比较，轴承选择以下：
输入轴选择轴承标识为：
标准精度级单列圆锥滚子轴承3，
其尺寸为d×D×T=36mm×62mm×18mm,
它基础额定载荷Cr=13.2KN，Cor=8.30KN
输出轴选择轴承标识为：
滚动轴承 3 GB/T 276-1994
尺寸：=40mm×68mm×19mm
它基础额定载荷Cr=4KN，Cor=3.15KN
3. 对轴承进行寿命校核。
依据已知条件，轴承估计寿命
=16×365×10=58400h
轴承寿命校核可由教材P320式（13-5a）即：
进行。
依据P319页，（对于球轴承，=3；对于滚子轴承=10/3）
则=3。
由教材表13-4结合该轴承工作环境，取=1.00。
因为轴承关键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) 对输入轴轴承进行寿命校核
根据最不利情况考虑，轴承当量动载荷为：
=
=1.0×
=948.58N
则：=
=62375h>=58400h
故所选轴承可满足寿命要求。

(2) 输出轴轴承进行寿命校核
根据最不利情况考虑，轴承当量动载荷为：
==1.0×
＝1266.56N
则：=
=153834h>
故所选轴承可满足寿命要求。
八、减速箱附件选择
1.检验孔和视孔盖
检验孔用于检验传动件啮合情况，润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，故检验孔应开在便于观察传动件啮合区位置，其尺寸大小应便于检验操作。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最低处，或设在箱底。在其周围应有足够空间，方便于放容器，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°，并在其周围形成凹坑，方便于污油聚集和排放。放油螺塞常为六角头细牙螺纹，在六角头和放油孔接触面处，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，应设置在便于检验及油面较稳定之处。常见油标有圆形油标（[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，以免因为运转时，箱内油温升高，内压增大，而引发减速器润滑油渗漏。简易通气器钻有丁字型孔，常设置在箱顶或检验孔上，用于较清洁环境。较完善通气器含有过滤网及通气曲路，可降低灰尘进入。
5．起吊装置
起吊装置用于拆卸及搬运减速器。它常由箱盖上吊孔和箱座凸缘下面吊耳组成[2]表11-3。
6．定位销
为确保箱体轴承孔加工精度和装配精度，应在箱体联接凸缘上相距较远处安置两个圆柱销，并尽可能不放在对称位置，以使箱座和箱盖能正确定位。选择销 GB/T 119—86 A8×30。
九、润滑及密封
一）、传动件润滑
减速器传动件和轴承全部需要良好润滑，其目标是为了降低摩檫、磨损，提升效率，防锈，冷却和散热。减速器润滑对减速器结构设计有直接影响，如油面高度和需油量确实定，关系到箱体高度设计；轴承润滑方法影响轴承轴向位置和阶梯轴轴向尺寸。所以，在设计减速器结构前，应先确定减速器润滑相关位置。
高速级齿轮在啮合处线速度：
V=1.58m/s (前面已经计算出)
则采取浸油润滑，箱体内应有足够润滑油，以确保润滑及散热需要。
二）、滚动轴承润滑
对齿轮减速器，当浸油齿轮圆周速度 v〈2m/s 时，滚动轴承宜采取脂润滑；当齿轮圆周速度时，滚动轴承多采取油润滑。由上有v=1.58m/s则采取脂润滑。

三）、密封
在润滑后，为预防油外漏，故减速器需密封。则轴出来需加密封圈，在据机械设计手册表7-14选择对应密封圈。

η总=0.92

P工作=3.26KW

n电=750r/min

nI=720 r/min
nII=720 r/min
nIII=360 r/min

PI=4 KW
PII=3.88 KW
PIII=3.689KW

TI=53056 N·mm
TII=51464 N·mm

TIII=97861 N·mm

Z1=24
Z2=48

[σH]1=524.4Mpa

[σH]2=488.8Mpa

V=1.58 m/s

b=41.91mm
mn=1.69mm t

εβ==1.903

d1=55.4mm

m n2.24mm

K=2.15

ZV1=26.27
ZV2=48.49

Z1=21
Z2=42

a=82mm

=14.25

B1=60mm
B2 =55mm

L1=44mm

dmin=25mm

dⅠ-Ⅱ=25mm
dⅡ―Ⅲ=32mm

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

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

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

=58400h

62375h

参考文件
[1] 濮良贵、纪名刚．机械设计（第八版）．北京：高等教育出版社，．
[2] 龚溎义、罗圣国．机械设计课程设计指导书（第二版）．北京：高等教育出版社，1990．
[3] 吴宗泽、罗圣国．机械设计课程设计手册（第二版）．北京：高等教育出版社，1999．