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一级圆锥齿轮减速器传动方案

设计题目 ：一级圆锥齿轮减速器传动方案
运动简图 ：

（1）
原始数据
运输带牵引力F=2200N
运输带线速度v=1.8m/s
驱动滚筒直径D=280mm
（2）工作条件及要求
①使用5年，双班制工作，单向工作
②载荷有轻微冲击
③运送煤,盐,沙等松散物品
④运输带线速度允许误差为±5%
⑤有中等规模机械厂小批量生产

目 录

机械设计基础课程设计任务书 2
第1章 引言 4
第2章 电机的选择 6
第3章带传动的设计 9
第4章、齿轮传动的设计计算 12
第5章 、齿轮上作用力的计算 16
第6章、轴的设计计算 17
第7章、密封与润滑 24
第8章 课程设计总结 25
参考资料 26

第1章 引言
1、本课题的背景及意义
计算机辅助设计及辅助制造（CAD/CAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术。本次设计是蜗轮蜗杆减速器，通过本课题的设计，将进一步深入地对这一技术进行深入地了解和学习。
2、 国内外减速机产品发展状况
国内的减速器多以齿轮传动，蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外材料品质和工艺水平上还有许多弱点。由于在传动的理论上，工艺水平和材料品质方面没有突破，因此没能从根本上解决传递功率大，传动比大，体积小，重量轻，机械效率高等这些基本要求。
国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮转动为主，体积和重量问题也未能解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。

33

电动机的选择
1、选择电动机的类型：
按工作要求和条件选用鼠笼型三相异步电动机，封闭式结构，
电压380V，Y型。
2、选择电动机容量 ：
电动机所需的功率为：
（其中：为电动机功率，为负载功率，为总效率。）
而KW, 所以KW
传动效率分别为： η1、η2、η3、η4、η5分别是V带传动、滚动轴承、锥齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。查《机械设计课程设计指导书》表II.5,取η1=0.96，η2=0.98，η3=0.97（齿轮为8级精度），η4=0.99（齿式联轴器），η5=0.96，则
ηa=η1×η2×η3×η4×η5 0.96×0.98^3×0.97×0.99×0.96=0.86
传动装置的总效率应为组成传动装置的各部分运动副效率之乘积,即：

3、确定电动机转速
卷筒轴工作转速为
=
按《机械设计课程设计指导书》表2.1推荐的传动比合理范围，取V带传动比，一级锥齿轮减速器的传递比。则总传动比合理范围为。故电动机转速的可选范围为。
符合这一范围的同步转速有750,1000。
ηd=(4~12)×121r/min=491.12~1452r/min

根据这个查表可以选择的电动机有以下几种：

方案

电动机型号
额定功率 P
KW
电动机转速
r/min
电动机重量
Kg
同步转速
满载转速
1
Y160M2– 8
5.5
750
720
119
2
Y132M2 – 6
5.5
1000
960
84
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、市场常用性可见第2个方案比较合适因此选定电动机型号为Y132M 2–6。
电动机主要外形和安装尺寸列于下表：

电动机型号Y132M-6

中心高H
外形尺寸
脚底安装尺寸
地脚螺栓孔直径K
轴伸尺寸

安装部位尺寸
132

12

其安装尺寸如表:

（二）计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比
由选定的的电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得传动装置的总传动比为:
=
电动机型号为Y132SM2-6满载转速 = 960r/m ,且工作机主动轴转速n = 121r/min,则由上面公式可得：

2、分配传动比

总传动比为各级传动比的乘积，即

设为锥齿轮的传动比，传动比范围 = 2~3,所以取=2.5
则由公式 可得
= 7.94

得 = 3.18为V带带轮传动比。
3、 计算传动装置的运动和动力参数
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
(2)、各轴输入功率

Ⅰ轴

Ⅱ轴

Ⅲ轴
(3) 、各轴输入转矩
电机轴输出转矩
所以各轴输出转矩为：
Ⅰ轴 TI=Td×η1×i=52.22×0.96×3.18=1121.6N·m

Ⅱ轴 TII= TI×i1×η2^2×η3=52.22×2.7×0.98^2×0.97=378.4N·m

Ⅲ轴

轴名称
转速
功率（kw）
转矩（）
I轴
384
4.89
121.6
II轴
120.9
4.79
378.4
III轴
120.9
4.56
360.2
第3章带传动的设计
1、确定计算功率
由教材P156表8-8取工作情况系数kA=1.1
计算功率Pca=KA×Pd=1.1×5.25=5.78KW

2、 选择V带带型
n小齿轮=n电动=n满载=960r/min
根据Pca、n小齿轮，由教材图8-11选用A型V带
3、确定带轮基准直径，并验算带速
①初选小带轮基准直径
由教材教材表8-7和表8-9，取小带轮基准直径为：dd1=150mm，
则取大带轮直径dd2==375 mm
查表取标准值dd2=355
②验算带速v。

带速V：V=
在5~25m/s范围内，带速合适
4、确定中心距a，并选择V带的基准长度Ld
①根据教材P152式（8-20），初定中心距。
0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)得：
0.7(150+355)≤a0≤2(150+355)
所以有：353.5mm≤a0≤1010mm，取a0=700

②由教材P158式（8-22）计算带所需的基准长度
Ld0=2×a0+[π×（dd1+dd2）]/2+[（dd2-dd1）^2]/（4×a0)得：
Ld0=2×700+[π×(150+355)]/2+[(355-150)^2]/（4×700）
=2208mm
根据教材P146表（8-2）取Ld=2200mm
③根据教材P158式（8-23）得实际中心距a：
a≈a0+（Ld-Ld0）/2=700+（2200-2208）/2
a=696mm
按式（8-24），中心距变化范围为：
amin=a-0.015Ld=663mm
amax=a+0.03×Ld=762mm

5、验算小带轮包角
根据教材P152式（8-20）
α1=180°- (dd1-dd2)×57.3°/a
=180°-（315-112）×57.3°/529.34
=163°>120°

6、确定带的根数
①、计算单根V带的额定功率
由dd1=150mm和n小齿轮=960r/min
根据教材P152表（8-4）由插值法求得得：
P0=1.39-(1.39-1.15)/(1200-950)×(1200-960)=1.16kw
根据，i=2.5和A型带,根据教材P153表（8-5）由插值法得：△P0=（0.15-0.11)/(1200-950)×(960-950)+0.11=0.11kw
根据教材P155表（8-6）由插值法求得得：
Ka=0.93+（0.95-0.93)/(160-155)×(158.03-155)=0.94
根据教材P146表（8-2）查得：KL=1
P=(P0+△P0)×Ka×KL=(1.16+0.11)×0.94×1=1.26kw
②、计算V带根数
Z=Pca/P=5.77/1.26=4.43
取Z=4根
7、计算单根V带的初拉力
由教材P149表8-3查得q=0.105kg/m，由教材P158式（8-27）单根V带的初拉力：
F0=500Pca（2.5-Ka）/（Z×v ×Ka）+q×v^2
F0=500×(2.5-0.94)×5.96/（4×5.63×0.94）+0.105×7.54^2
F0=128N

8、计算压轴力Fp
由教材P159式（8-28）得：
Fp=2ZF0sin（α1/2）=2×4×210.77×sin（158.03°/2）
Fp=1012N
9、带轮其他参数计算
求带轮宽度
由带轮宽d=（Z-1）e+2f，查表8-11得e=15,f=9;
则d=(4-1)*15+2*9
=63mm
主要设计结论如表5.1所示

带型
根数
带基准长度(mm)
小带轮基准直径(mm)
大带轮基准直径(mm)
中心距(mm)
初拉力(N)
带轮宽(mm)
A
4
2200
150
355
696
128
63
第4章、齿轮传动的设计计算
1、选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数
(1)考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。压力角取为20°。
（2）小齿轮选用40cr调质，齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45钢调制，齿面硬度240HBS；
（3）根据教材P205表10-6选7级精度。
（4）选小齿轮齿数为Z1=25, 大齿轮齿数为
Z2=i齿轮×Z1=2.5×25=62.5，去63

2、按齿面接触疲劳强度设计
（1）根据教材P203式（10-29）试算小齿轮分度圆直径，即
1宏基
1）确定有关参数如下：
①试选K=1.3
②计算小齿轮传递的转矩。
T1=9.55×10^6×PI/nI=1.21.6N·m
③ 选取齿宽系数=0.3
④ 由图10-20查得区域系数
由表10-5查得材料的弹性影响系数=189.8Mpa
计算接触疲劳许用应力[σH]
由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别是
，
由式（10-15）计算应力循环次数：
N1=60njLh
=60×384×1×(2×8×300×5)=5.52×10^8
i齿轮=Z2/Z1=63/25=2.5
N2=N1/i齿轮=5.52×10^8/2.5=2.2×10^8
由教材P207图10-19查得接触疲劳的寿命系数：
KHN1=0.93 KHN2=0.95
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S=1.0
[σH]1=σHlim1 KHN1/SH=600×0.93/1.0Mpa=630Mpa
[σH]2=σHlim2 KHN2/SH=550×0.95/1.0Mpa=525Mpa
取[]中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即 []=525Mpa
2）试算小齿轮分度圆直径
=98.66mm
（2）调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷系数前的数据准备
①圆周速度v
mm

Vm=π×83.87×384/(60×1000）=1.68m/s
②当量齿轮的齿宽系数
=0.3×98.66×/2=56.35mm
=56.35/83.87=0.67
2）计算实际载荷系数
①根据Vm=1.68m/s,锥齿轮为7级精度,由图10-8查得动载荷系数KV=1.15
②由教材P193表10-2查得: 使用系数KA=1
③由教材P195表10-3查得: 齿间啮合系数KHa=1
④ 由教材P226b表10-9用插值法查得7级精度、小齿轮悬臂时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.35
故载荷系数KH=KA×KV×KHa×KHβ=1×1.05×1×1.35=1.45
按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径
根据式（10-12）
模数：m=d1/Z1=101.19/24=4.22mm
3.按齿根弯曲疲劳强度设计
1)确定公式中各个参数值
①试选K=1.3
②计算
由分锥角和可得当量齿数由分锥角=17.31和
=90—17.31=72.66°，可得当量齿数

③由图10-17查得齿形系数，
由图10-18查得应力修正系数
由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为：
σFLim1=620Mpa σFLim2 =440Mpa
由图10-22取弯曲疲劳寿命系数,
按一般可靠度选取安全系数SF=1.7,由式（10-14）得

因为大齿轮大于小齿轮
2）试算模数

Mt=1.946
调整齿轮模数
1） 计算实际载荷系数前的数据准备
①计算齿轮的圆周速度V
=

Vm=πdm1n1/60×1000=π×41.42×384/(60×1000)
=0.83m/s
②齿宽b:
b==0.3×48.96
2)计算实际载荷系数
①根据v=0.77m/s,7级精度由图10-8查的动载荷系数=1.02
②直齿锥齿轮精度低，取齿间分配系数=1
用插值法1.24 ， =1.17
则载荷系数：
K==1×1.02×1×1.14=1.37
3）由式10—13按实际载荷系数算得齿轮模数：
m=mt×（KF/KFt）^(1/3)=2.04×(1.16/1.3)^(1/3)=1.846mm
按照齿根弯曲强度计算模数，就近选择标准模数m=2mm按接触疲劳算得分度圆直径d1=105.25mm,算出小齿轮齿数Z1=d1/m=105.25/2=52.6,取53。
取Z1=51，则大齿轮数Z2=i齿轮×Z1=2.5×53=132.5取133.为了使两齿轮互质，取Z2=133。
4. 几何尺寸计算
（1） 计算分度圆直径

=
(2) 计算分锥角

（3） 计算齿轮宽度

取=
7）、数据整理

名称
符号
公式
直齿圆锥小齿轮
直齿圆锥大齿轮
齿数
z

53
133
模数
m
m
2
传动比
i
i
2.51
分度圆锥度

，

分度圆直径

106
266
齿顶高

2
2
齿根高

2.4
2.4
齿全高
h

4.4
4.4
齿顶圆直径

，
109.71(大端)
267.5（大端）
齿根圆直径

，

101.5

264.20
齿距
p

6.28
6.28
齿厚
s

3.14
3.14
齿槽宽
e

3.14
3.14
顶隙
c

0.4
0.4
锥距
R

143.17
143.17
当量齿数

57
359

齿宽
b

43
43

第六章、轴的设计计算
一、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
② 根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A=115
③ d≥115 (3.70/331.03)1/3mm=25.7mm
④ 考虑有键槽，将直径增大5%，则：d=25.7×(1+5%)mm=27
⑤ ∴选d=28mm
2、轴的结构设计
⑥ （1）轴上零件的定位，固定和装配
⑦ 单级减速器中可将输入轴的圆锥齿轮做成悬臂结构，安排在箱体一侧，两轴承安排在齿轮的右侧，齿轮左面由套筒定位，右面用挡圈固定，周向用平键连接。两轴承分别以套杯和套筒定位。
⑧ （2）确定轴各段直径和长度
⑨ I段：d1=28mm 长度取L1=50mm
⑩ ∵h=2c c=1.5mm
⑪ II段：d2=d1+2h=28+2×2×1.5=34mm
⑫ ∴d2=34mm
⑬ 轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面和带轮右端面的距离l=30mm,故
⑭ III段：参照工作要求并根据d2=34mm，有轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30208其内径为40mm，宽度为18mm。故mm。L3=18mm。Ⅴ段轴承右端有套筒定位，为使套筒端面可靠地压紧轴承，此轴段应略短于轴承宽度，故取16mm
⑮ Ⅵ段：取安装锥齿轮处的轴段Ⅵ的直径为34mm取锥齿轮的宽度为56mm，取套筒的长度为20mm，则l6=56+20+(18-16)=78mm
⑯ Ⅳ段：取d4=28mm
在Ⅳ轴段加一套筒对轴承进行定位。套筒的外径为d=50mm
至此，已初步确定了轴的各段直径和距离。
（3）按弯矩复合强度计算
①求小齿轮分度圆直径：已知d1=120mm
②求转矩：已知T1=114000N·mm

③求圆周力：Ft
根据教材P198（10-3）式得：
Ft=2T1/dm1=114000/[d1(1-0.5ΦR)]=1904N
④求径向力Fr1和轴向力Fa1
根据教材P225（10-22）式得：
Fr=Ft·tanαcosδ1=646.8N
Fa=Ft·tanαsinδ1=248.8N
轴承支反力
：

A型带

V=7.54m/s
a0=700mm
Ld0=2208
Ld=2200mm

a=696mm

Pr=1.26kw
Z=4
F0=128N
Fp=1012N

e=15
f=9
d=63mm

KHN1=0.93
KHN2=0.95
[σH]1=630
[σH]2=525

Vm=1.68m/s
KH=1.45

YFa1=2.75
YSa1=1.58
YFa2=2.16
YSa2=1.82

σFLim1=500Mpa
σFLim2 =380Mpa

SF=1.7

σF1=250Mpa

σF2=197Mpa

Mt=1.946

Vm=0.83m/s
b=27.91mm
KF=1.37

m=2
Z1=53
Z2=133

d1=106mm
d2=266mm

b=42.81mm

d1=28mm
d2=34mm
d3=18mm
d4=34mm

二、输出轴的设计计算
⑰ 按扭矩初算轴径
⑱ 选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
⑲ 根据教材P370页式（15-2），表（15-3）取A=115
⑳ d≥A(P3/n3)1/3=115(3.43/127.32)1/3=34.64mm
21 输出轴的最小值直径显然是安装联轴器处的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
22 联轴器的计算转矩 有P351表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3。则
23 根据机械设计手册选择LT7型弹性套注销联轴器，故取半联轴器长度，，则半联轴器与轴配合的毂孔长度
24 轴的结构设计
25 （1）确定轴的各段直径和长度
26 为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ι轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ轴段直径左端用轴段挡圈定位。按轴段直径取挡圈直径D=49mm，半联轴器与轴配合的毂空长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上二不压在轴的断面上，故Ι段的长度应比l1小一些，故取
27 照工作要求并根据，有轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承33210其内径为
28 其尺寸为50x90x32。故mm。
29 取安装锥齿轮处的轴段Ⅴ的直径为，齿轮的左端面与右轴承之间采用套筒定位，取锥齿轮的宽度为60mm，为了是轴套可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度。故取，齿轮的右端面采用轴肩定位。轴肩高度h>0.07d，故取h=6mm。则Ⅳ段的直径。
30 对于左轴承若直接采用Ⅳ轴段定位，则轴肩直径大于轴承内圈直径，不利于拆卸轴承，应在左轴承和Ⅳ轴段间加一套筒。轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面和带轮右端面的距离l=30mm,故
31 取齿轮距箱体内壁距离a=16mm，考虑到箱体的铸造误差，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=32mm，则
32 取Ⅳ段距箱体内壁的距离为16mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一定距离，取8mm，则。
33 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
34
35 （2）轴上零件的周向定位
36 锥齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。
37 按d5有P106表6-1查的平键截面。键槽用铣刀加工，长45mm，同样半联轴器与轴的连接选用平键，滚动轴承与轴的周向定位是有过渡配合来保证的。
38 （3）求轴上载荷 根据轴的结构图做出周德计算简图。在确定轴承的支点位置时兑取33210型，查的a=23.2mm。
39

载荷
水平面
垂直面
支反力

弯矩

扭矩
T=26.082N.m

40 (4)按弯扭合成应力校核轴的强度

41
42
43 故安全。
44 第八章滚动轴承的选择及校核计算
45 根据根据条件，轴承预计寿命：16×365×10=58400小时
46 计算输入轴轴承
47 （1）两轴承径向反力：
48 初选两轴承为圆锥滚子轴承30208型
49 根据教材P322表13-7得轴承内部轴向力查机械手册知Y=1.6,e=0.37。
50
51 有P322式13-11得
52 （2）求系数x、y
53 FaA/Fra=0.36
54 Fab/Frb=0.53
55 根据教材P321表13-5得e=0.37
56 XA=1 XB=0.4
57 YA=0 YB=1.6
58 （3）计算当量载荷P1、P2
59 根据教材P321表13-6取fP=1.2
60 根据教材P320式13-8a得
61 P1=fP(xAFrA+yAFaA)=4443.4N
62 P2=fp(xBFrB+yBFaA)= 2560N
63 （4）轴承寿命计算
64 ∵故取P=4443.4N
65 ∵ε=10/3
66 根据手册得30208型的Cr=63000N
67 由教材P320式13-5a得
68 Lh=106/60n(Cr/P)ε=16670/458.2×(1×63000/4443.4)10/3
69 =347322h>58400h
70 ∴预期寿命足够
三、计算输出轴轴承
71 1）两轴承径向反力：
72 初选两轴承为圆锥滚子轴承33210型
73 根据教材P322表13-7得轴承内部轴向力查机械手册知Y=1.5,e=0.41。
74
75 有P322式13-11得
76 （2）求系数x、y
77 FaA/Fra=1.67>e
78 Fab/Frb=0.33>e
79 XA=0.4 XB=1
80 YA=1.5 YB=0
81 （3）计算当量载荷P1、P2
82 根据教材P321表13-6取fP=1.2
83 根据教材P320式13-8a得
84 P1=fP(xAFrA+yAFaA)=3215.8N
85 P2=fp(xBFrB+yBFaA)= 3210N
86 （4）轴承寿命计算
87 ∵故取P=3215.8N
88 ∵ε=10/3
89 根据手册得33210型的Cr=112000N
90 由教材P320式13-5a得
91 Lh=106/60n(Cr/P)ε=16670/458.2×(1×112000/3215.8)10/3
92 =18059903h>58400h

93 四、键连接的选择及校核计算
94 1、大带轮与轴连接采用平键连接
95 轴径d1=28mm，L1=50mm
96 查手册P51 选用C型平键，得：b=8 h=7 L=40
97 即：键C8×40GB/T1096-2003
98 l=L1-b=40-8=32mm T2=106.63N·m
99 根据教材P106式6-1得
100 σp=4T2/dhl=4×106630/28×7×32=78.5Mpa<[σp](110Mpa)
101 2、输入轴与齿轮连接采用平键连接
102 轴径d3=34mm L3=56mm T=260.82N·m
103 查手册P51 选A型平键，得：b=10 h=8 L=50
104 即：键A10×50 GB/T1096-2003
105 l=L3-b=50-10=40mm h=8mm
106 σp=4T/dhl=4×260820/34×8×40=95.9Mpa<[σp](110Mpa)
107 3、输出轴与齿轮2连接用平键连接
108 轴径d2=56mm L2=45mm T=116.3N.m
109 查手册P51 选用A型平键，得：b=16 h=10 L=36
110 即：键A16×36GB/T1096-2003
111 l=L2-b=36-16=20mm h=10mm
112 根据教材P106（6-1）式得
σp=4T/dhl=4×116300/56×10×20=41.5Mpa<[σp] (110Mpa)

九、设计小节
通过这次设计一级减速器，让我更为系统地认识了解了机械设计的全过程，增强了我们对机械行业的了解。课程设计的优点：让我们学会了灵活运用以往学习的知识，及时了解并且弥补自己的不足。并且通过这次设计对制图软件更加熟悉。

十、参考资料
1、 机械设计/杨明忠，朱家诚主编 编号 ISBN 7-5629-1725-6
武汉理工大学出版社 2006年12月第3次印刷。
2、 机械设计课程设计手册/吴忠泽，罗圣国主编 编号ISBN978-7-04-019303-9高等教育出版社 2006年5月（2009重印）
3、 机械设计课程设计指导书/龚溎义主编 编号ISBN 978-7-04-002728-0
高等教育出版社 1990年4月（2009重印）。
4、 机械设计课程设计图册/龚溎义主编 编号ISBN 978-7-04-000712-1
高等教育出版社 1989年5月（2009重印）。