减速器设计计算说明书

机械设计计算说明书
一、目录： 二、设计任务书： 三、前言：
四、电动机的选择，传动系统的运动学和动力学计算：
1、电动机的选择——依据电动机计算功率确定其类型、额定功率及额定转速。

)(838.2)
98.098.0)(99.099.097.096.0(100043
.05500 )
()(10001000/3
2320kW Fv
Fv P P P w
w
m =⨯⨯⨯⨯⨯=
⋅=
=>平带滑动轴承联轴器轴承齿带平带
滑动轴承＝
ηηηηηηηηηη
∴取kW P m 0.3=
∵选同步转速1500r/min 电机，查P 指295表8-169得：
2、分配全系统的传动比。

① 电机满载转速： min /1430r n m = ② 工作轴转速：
min)/(250.1845014.343
.0100060100060r D v n w =⨯⨯⨯=⨯⨯=π
③ 总传动比：
36.78250
.181430===
w m n n i 总 ④ 又∵低高i i 45.1=，3=带i ，低高带总i i i i ⋅⋅=
∴24.445.1==
带
总低i i i ，15.624.445.145.1=⨯==低高i i
3、运动参数计算——减速器各轴所传递的功率、扭矩、转速。

67.47631430===
带Ⅰi n n m ，51.776.15476.67===高ⅠⅡi n n ，28.184.24
77.51
===低ⅡⅢi n n
96.0O ==带Ⅰηη，)(72.296.083.2kW P P O O =⨯==ⅠⅠη
0.96030.9799.0=⨯=⋅=轴承齿ⅠⅡηηη，)(61.29603.072.2kW P P =⨯==ⅠⅡⅠⅡη 0.96030.9799.0=⨯=⋅=轴承齿ⅡⅢηηη，)(51.29603.061.2kW P P =⨯==ⅡⅢⅡ
Ⅲη )(90.1814302.8395509550
m N n P T m O O ⋅=⨯==，)(50.54476.672.7295509550m N n P T ⋅=⨯==ⅠⅠ
Ⅰ， )(58.32177.512.6195509550
m N n P T ⋅=⨯==ⅡⅡ
Ⅱ，)(30.131118.28
2.5195509550m N n P T ⋅=⨯==ⅢⅢⅢ
五、传动零件的设计计算：
1、三角皮带设计计算
（1）确定计算功率：（通过查P 书151表8-6得KA=1.2）
)
(40.383.22.10kW P K P A ca =⨯=⋅=
（2）选取普通V 带带型：A 型。

（通过查P 书152图8-8）
（3）确定带轮基准直径：（通过查P 书145表8-3和 P 书153表8-7）
主动轮基准直径：mm d d 901=
从动轮基准直径：mm d mm id d d d d 280270903212=⇒=⨯==
验算带速：s m s m n d v /25)/(74.61000
601430
9014.31000
101
1<=⨯⨯⨯=
⨯=π（根据P 书146式8-13）
∴合格。

（4）确定普通V 带的基准长度：（已知mm a 7000=）
)(1994 )7004/()90280()28090()2/14.3(7002 4/)()(2220
202121mm a d d d d a L d d d d d
=⨯-++⨯+⨯=-+++='π
由P 书142表8-2，选带的基准长度mm L d 2000=
实际中心距)(7032/)19942000(7002/)(0mm L L a a d
d =-+='-+= ∴77.203
.196.0)17.007.1(40.3)(00=⨯⨯+=∆+=
L a ca K K P P P z （根据P 书154式8-22）
∴取3=z
（5）计算预紧力：（根据P 书155式8-23）
41.13974.610.0)196
.05
.2(74.6340.3500)15.2(500
220=⨯+-⨯⨯⨯=+-=qv K zv P F a ca （P 书155式8-23）
（6）验算主动轮上的包角：（根据P 书144式8-6）
︒>︒=︒⨯--
︒=1205.1645.571802
11a
d d d d α，∴合格。

（7）计算作用在轴上的压轴力：（根据P 书155式8-24）
82.82825.164sin 20=︒
=zF F p
（8）计算带轮宽度：（根据P 书157表8-10）
)(5010215)13(2)1(mm f e z B =⨯+⨯-=+-=
2、各级齿轮设计计算 （1）材料选择：
小齿轮为45钢，调质处理；大齿轮为45钢，常化处理。

精度等级8级。

（2）高速级齿轮组：
初选201=z ，︒=15β左右。

∴1232015.612=⨯==iz z ①由表10-6知8.189=E Z 。

6.1=t K ，图10-30选取区域系数40.2=H Z
由图10-26，76.01=αε，92.02=αε，∴68.192.076.021=+=+=ααεεε
许用接触应力：9
111076.2)3001610(167.4766060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==n jL n N
81221050.415.6/60⨯===N jL n N n
由图10-19
965.01=HN K ，94.02=HN K ，由图10-21知，MPa H 6501lim =σ，MPa H 5802lim =σ
598][1
1lim 1=⋅=
s
K H HN H σσ，8.556][2
2lim 2=⋅=
s
K H HN H σσ
4.5772
][][2
1=⋅=
H H H σσσ
∴由公式mm Z Z u u T K d H E
H d t ct 00.38]
[1232
1=⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛⋅+⋅≥σεφα ②圆周速度：
s m n d v ct /95.01000
601
=⨯=
π
③齿宽b 及模数nt m
mm d b ct d 34.54==φ,43.1=d ϕ
④mm z d m ct nt 84.1cos 1
==
β
，mm m h nt 11.2425.2==，∵13.13/=h b , 44.23184.01==βεβtg dz
⑤载荷系数K ：
∵1=A K ，s m v /92.0=，8级精度，
由图10-8得1.1=V K ，986.1=βH K ，由图10-13得80.1=βF K ，表10-3得4.1==ααF H K K ∵06.3==βαH H V A K K K K K
⑥按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径
mm K K d d t ct 17.347/31==
⑦模数28.2cos 1
1==
z d m nt β
若按齿根弯曲强度设计
①载荷系数77.2==βαF F V A K K K K K
②纵向重合度44.2=βε，由图16-28得螺纹角影响系数875.0=βY
③当量齿数：2119.2cos 311==
βz Z V ，48.136cos 3
2
2==β
z Z V ④查齿形系数，表10-5得：72.21=αF Y ，14.22=αF Y ⑤应力校正系数，表10-5得：57.11=αS Y ，83.12=αS Y
⑥由大小齿轮的
1
][11F S F Y Y σαα得9.01=FN K ，92.02=FN K
取4.1=s
29.244][1
11==
s
K FE FN F σσ，6.211][2
22==
s
K FE FN F σσ
⑦大小齿轮的
]
[F S F Y Y σα
α并比较
01748.0][1
11=F S F Y Y σαα，
01851.0][2
22=F S F Y Y σαα，∵大齿轮较大，查图 10-28得
22.1][cos 23
2
121=⋅=F S F d n Y Y z Y KT m σεφβα
αα
β 圆整得mm m n 0.2=，满足弯曲强度，为了同时满足接触强度，计算分度圆直径，
93.451=d 来计算78.22cos 11==
n
m d z β
∵221=z ，1362=z 计算几何尺寸： ①计算中心距：57.163cos 2)(21=+=
β
n
m z z a ，圆整后取165mm 。

②按圆整后中心距修正螺旋角：6423152)(arccos
21'''︒=+=a
m z z n
β
⒔计算大小齿轮的分度圆直径
mm m z d n 67.45cos 11==
β，mm m
z d n 33.282cos 22==β
④齿宽mm d b d 30.651==φ，圆整后mm B 701=，mm B 652=
（3）低速级齿轮组：
初选201=z ，︒=15β左右。

∴80.8412==iz z
①由表10-6知8.189=E Z 。

6.1=t K ，图10-30选取区域系数40.2=H Z
由图10-26，76.01=αε，84.02=αε，∴60.121=+=ααεεε
许用接触应力：8
111023.260⨯==n jL n N
71221026.524.4/60⨯===N jL n N n
由图10-19
96.01=HN K ，99.02=HN K ，由图10-21知，MPa H 6501lim =σ，MPa H 5802lim =σ
MPa s
K H HN H 624][1
1lim 1=⋅=
σσ，2.574][2
2lim 2=⋅=
s
K H HN H σσ
1.5992
][][2
1=⋅=
H H H σσσ，43.1=d ϕ
∴由公式mm Z Z u u T K d H E
H d t ct 2.76][1232
1=⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛⋅+⋅≥σεφα ②圆周速度：
s m n d v ct /31.01000
601
=⨯=
π
③齿宽：mm d b ct d 01.80==φ
④模数：mm z d m ct nt 68.3cos 1
==
β
，mm m h nt 28.825.2==，∵66.9/=h b , 79.1318.01==βφεβtg z d
⑤载荷系数K ：
∵1=A K ，s m v /31.0=，8级精度，
由图10-8得03.1=V K ，50.1=βH K ，由图10-13得42.1=βF K ，表10-3得4.1==ααF H K K ∵163.2==βαH H V A K K K K K
⑥按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径
mm K K d d t ct 26.84/31==
⑦模数07.4cos 1
1==
z d m nt β
若按齿根弯曲强度设计
①载荷系数05.2==βαF F V A K K K K K
②纵向重合度79.1=βε，由图16-28得螺纹角影响系数875.0=βY
③当量齿数：19.22cos 311==
βz Z V ，22.94cos 3
2
2==β
z Z V ④查齿形系数，表10-5得：72.21=αF Y ，20.22=αF Y ⑤应力校正系数，表10-5得：57.11=αS Y ，78.12=αS Y
⑥由大小齿轮的
1
][11F S F Y Y σαα得9.01=FN K ，92.02=FN K
取4.1=s
43.252][1
11==
s
K FE FN F σσ，5.218][2
22==s
K FE FN F σσ
⑦计算大小齿轮的
]
[F S F Y Y σα
α并比较
0169.0][1
11=F S F Y Y σαα，
0179.0][2
22=F S F Y Y σαα，∵大齿轮较大，查图 10-28得
2.3][cos 23
2
121=⋅=F
S F d n Y Y z Y KT m σεφβα
ααβ 圆整得mm m n 0.4=，满足弯曲强度，为了同时满足接触强度，计算分度圆直径，
26.841=d 来计算35.20cos 11==
n
m d z β
∵201=z ，852=z 计算几何尺寸： ①计算中心距：75.218cos 2)(21=+=
β
n
m z z a ，圆整后取220mm 。

②按圆整后中心距修正螺旋角：8482162)(arccos 21'''︒=+=a
m z z n
β
③计算大小齿轮的分度圆直径
mm m z d n 43.83cos 11==
β，mm m
z d n 57.354cos 22==β
④齿宽mm d b d 60.871==φ，圆整后mm B 901=，mm B 852=
六、轴的设计计算及校核：
1、高速轴的设计计算及校核
（1）按扭转强度估算最小直径：（查[1]表15-3）
mm d mm n P A d 2547.213
0=⇒=≥ⅠⅠ
Ⅰ
Ⅰ
（2）轴的弯扭合成应力校核：
已知N F p 8.828=，N d
T
F t 7.23862=，︒=20r d ，642315'''︒=β ∴N F F n t r 7.901cos /tan ==βα，N F F t a 664tan ==β，N d F M a 4.151622/=='
N F M F F p
r NV 6.114260
1625.1111621=+--=
N F M F F p
r NV 7.106960
162)5.11160162(602-=+++--=
弯矩计算：
mm N F M NV V ⋅=⨯=685566011，mm N M M M V V ⋅='-=6.5339212
∴mm N F M p ⋅=⨯=''2.927115.111 水平面：
N F F t
NH 6.1741222
1621==
，N F F F NH t NH 1.64512=-= mm N F M M NH H H ⋅===104496160121
mm N M M M H V ⋅=+=1249772
1211 mm N M M M H V ⋅=+=1173472
22
22
弯扭强度较核：
MPa MPa W T M 6056.132
2
1<=+=
）
（ασ
∴安全。

2、中间轴的设计计算及校核
（1）按扭转强度估算最小直径：（查[1]表15-3）
mm d mm n P A d 4016.383
0=⇒=≥ⅡⅡ
Ⅱ
Ⅱ （2）轴的弯扭合成应力校核：
︒=20r d ，642315'''︒=β N d T F t 0.22782111==
，N d T
F t 9.770822
22= ∴N F F n t r 67.863cos /tan 11==βα，N F F n t r 04.2926cos /tan 22==βα
N F F t a 72.633tan 11==β，N F F t a 58.2280tan 22==β
N F NV 7.57921=，N F F F t t NV 16.41965
.745.89625.74)5.745.89(2
12=++++=
N F M M F F r r NH 37265
.745.896262)5.8962(1
2121=++---+=
2/111d F M a ⨯=，2/222d F M a ⨯=
∴N F M M F F r r NH 6.11545
.745.8962)5.745.89(5.741
1221=+++-++=
弯扭强度较核：
MPa MPa W T M 603.522
2
1<=+=
）
（ασ
∴安全。

（3）轴的疲劳强度精确校核：
综合考虑弯矩、扭矩、尺寸突变等因素的影响，得出小齿轮的侧面为危险截面。

①抗弯截面系数：2.110591.03
==d W ②抗扭截面系数：4.221182.03
==d W T ③弯矩：mm N M ⋅=548571 ④扭矩：mm N T ⋅=321580
⑤弯曲应力：MPa W M b 63.49/==σ ⑥扭转切应力：MPa W T T T 54.14/==τ ⑦轴的材料为45#钢，调质处理
查[1]表15-1知MPa B 640=σ，MPa 2751=-σ，MPa T 155=τ 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数为σα，τα 由[1]表3-2得033.0/=d r ，125.1/=d D
由[1]表3-1得52.2=σα，84.1=τα，77.0=σq ，84.0=τq 故有效应力集中系数为：
17.2)1(1=-+=σσσαq k ，71.1)1(1=-+=ττταq k
由[1]附图3-2，3-3查得：76.0=σε，85.0=τε 由[1]附图3-4查得质量系数：92.0==τσββ 轴颈表面强化处理即1=Q β，求得综合系数
90.211
=-+
=
σ
σ
σ
σβεk K ， 10.211
=-+
=
τ
τ
τ
τβεk K
取碳钢特性质数1.0=σψ，05.0=τψ 计算安全系数：
91.11=+=
-m K S σψσσσασσ，14.61
=+=-m
K S σψστταττ
5.194.22
2
>>=+=
τ
στσS S S S S ca
∴安全。

3、低速轴的设计计算及校核
（1）按扭转强度估算最小直径：（查[1]表15-3）
mm d mm n P A d 6336.593
0=⇒=≥ⅡⅢ
Ⅲ
Ⅲ （2）轴的弯扭合成应力校核：
mm N d F M a ⋅=⨯=3879352/
N d
T
F t 6.73962==
N F F t a 2.2188tan ==β N F F n t r 5.2807cos /tan ==βα
︒=20n α，848216'''︒=β
N F M F r NH 8.7715.755.1525.751=+-=
，N F M F r
NH 3.35795
.755.1525.1522=+-=
mm N M H ⋅=5.1176991，mm N M H ⋅=6.2702362
垂直面：
N F F t NV 3.24495.755.1525.751=+=
， N F F t
NV 3.49475
.755.1525.1522=+=
mm N F M M NV V V ⋅===3735205.74221
mm N M M M V H ⋅=+=39162522211，mm N M M M V H ⋅=+=7.4610252
2222
弯扭强度较核：
MPa MPa W T M 6022.1922
1<=+=
）
（ασ
∴安全。

七、轴承的选择和计算：
1、确定轴承的润滑方式：
高速级大齿轮速度s m s m n d v t /2/95.01000
601
<=⨯=
π
低速级大齿轮速度s m s m n d v t /2/31.01000
602
<=⨯=π
∴采用脂润滑。

2、高速轴轴承的选择和计算：
高速轴选择7306C ，由[2]表8-144可得mm D 72=，mm B 19=，mm d a 39=，mm C 16=，
mm r 5.1=
N F F F NV NH r 96.20822
2
111=+=，N F F F NV NH r 2.12492
2
222=+= N F a 664=
轴向力kN C 4.200=，kN C 27=
由4.0=e 得N eF F r d 2.83311==，N eF F r d 7.49922==
∵127.1163d ae d F N F F >=+
∴N F F F d ae a 7.116321=+=，N F F d a 7.49922==
N C F a 059.0/01=，N C F a 024.0/02=
由[1]表13-5查得N e 43.01=，N e 40.02=
N F e F r d 7.895111==，N F e F r d 7.499222==
∵227.1163d ae d F N F F >=+
∴N F F F d ae a 7.116321=+=，N F F d a 7.49922== 求当量动载荷：
156.0/11e F F r a >=，240.0/22e F F r a ==
查[1]表13-5得44.01=X ，30.11=Y ，12=X ，02=Y 查[1]表13-6得5.1=p f
∴N F Y F X f P a r p 3644)(11111=+⋅=，N F Y F X f P a r p 8.1873)(22222=+⋅= 根据[1]公式13-4得
年96.786.1422260103
6==⎪⎭
⎫ ⎝⎛=h P C n L h
符合要求。

3、中间轴轴承的选择和计算：
中间轴选择7308C ，由[2]表8-144可得mm D 90=，mm B 23=，mm d a 49=，mm C 20=，
mm r 2=
N F F F NV NH r 56.68872
2
111=+=，N F F F NV NH r 11.43522
2
222=+= N F a 86.1646=
轴向力kN C 4.330=，kN C 4.41=
由4.0=e 得N eF F r d 02.275511==，N eF F r d 84.174022== ∵1270.3387d ae d F F F >=+
∴N F F F d ae a 70.338721=+=，N F F d a 84.174022==
N C F a 101.0/01=，N C F a 052.0/02=
由[1]表13-5查得N e 46.01=，N e 43.02=
N F e F r d 27.3518111==，N F e F r d 47.1871222==
∵1227.3518d ae d F N F F >=+
∴N F F F d ae a 27.351821=+=，N F F d a 41.187122== 求当量动载荷：
151.0/11e F F r a >=，243.0/22e F F r a ==
查[1]表13-5得44.01=X ，20.11=Y ，12=X ，02=Y 查[1]表13-6得5.1=p f
∴N F Y F X f P a r p 65.10878)(11111=+⋅=，N F Y F X f P a r p 16.6528)(22222=+⋅= 根据[1]公式13-4得
h P C n L h 23.1185160103
6=⎪⎭
⎫ ⎝⎛=
符合要求。

4、低速轴轴承的选择和计算：
低速轴选择7215C ，由[2]表8-144可得mm D 130=，mm B 25=，mm d a 84=，mm C 22=，
mm r 5.1=
N F F F NV NH r 25682
2
111=+=，N F F F NV NH r 61062
2
222=+= N F a 2.2188=
轴向力kN C 6.590=，kN C 5.65=
由4.0=e 得N eF F r d 2.102711==，N eF F r d 4.244222== ∵226.4630d ae d F N F F >=+
∴N F F F d ae a 6.463021=+=，N F F d a 4.244222==
N C F a 078.0/01=，N C F a 041.0/02=
由[1]表13-5查得N e 45.01=，N e 42.02=
N F e F r d 6.1155111==，N F e F r d 5.2564222==
∵127.4752d ae d F N F F >=+
∴N F F F d ae a 7.475221=+=，N F F d a 5.256422== 求当量动载荷：
185.1/11e F F r a >=，242.0/22e F F r a ==
查[1]表13-5得44.01=X ，25.11=Y ，12=X ，02=Y 查[1]表13-6得5.1=p f
∴N F Y F X f P a r p 10606)(11111=+⋅=，N F Y F X f P a r p 9159)(22222=+⋅= 根据[1]公式13-4得
年45.29.2151160103
6==⎪⎭
⎫ ⎝⎛=h P C n L h
符合要求。

八、键连接的选择：
（1）高速轴与带轮之间的键连接选择：8×7mm ，键长45mm 。

（2）中间轴与高速级大齿轮之间的键连接选择：14×9m ，键长56mm 。

（3）中间轴与低速级小齿轮之间的键连接选择：14×9m ，键长80mm 。

（4）低速轴与低速级大齿轮之间的键连接选择：22×14m ，键长70mm 。

（5）低速轴与联轴器之间的键连接选择：18×11mm ，键长125mm 。

九、联轴器的选择和校核：
联轴器的选择见[2]表8-，8-164。

m N T K T A ca ⋅=⨯==19661311.305.1
所以选YL13YLD13型。

十、箱体的设计：
十一、设计小结：
通过这三周二级斜齿轮变速箱的机械设计，我不仅学会了如何将所学到的知识运用到实际设计当中，也学会了和同一小组的同学们的协作。

通过使用AutoCAD和Word，也在电脑学习和应用中积累了许多知识和经验，为以后信息时代的学习、工作、生活打下了坚实的基础。

在此，我要非常感谢我们的指导教师继忠老师，如果没有他的支持和帮助，或许就没有今天的作品。

还有和我一组的同学们，以及所有帮助过我的老师和同学们，在此献上我由衷的感谢。

在今后的日子里，我要继往开来，在现在的基础上百尺竿头更进一步，在以后的工作生活中取得更大的成就！
十二、参考资料：
[1]《机械设计（第七版）》，高等教育，濮良贵、纪名刚主编
[2]《机械设计课程设计》，大学，秀宁、施高义编。