两级锥齿轮圆柱齿轮减速器设计说明书(有CAD图).doc

机械设计课程设计
设计计算说明书

题目：两级锥齿轮—圆柱齿轮
减速器设计

指导老师：XXX
2009年7月

机械设计课程设计任务书
题目6：设计带式运输机传动装置（两级锥齿轮—圆柱齿轮减速器）
一、 总体布置简图

二、 工作条件：连续单向运转，工作时有轻微震动，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为±5%。
三、 原始数据：
四、 设计内容：
1、 电动机选择与运动参数的计算；
2、 齿轮传动设计计算；
3、 轴的设计；
4、 滚动轴承的选择；
5、 键和联轴器的选择与校核；
6、 装配图、零件图的绘制；
7、 设计计算说明书的编写；
五、 设计任务
1、 绘制装配图1张，1号图纸。
2、 零件工作图二张，中间轴上大齿轮及中间轴，要求按1∶1绘制。
3、 写设计计算说明书一份装袋。
六、 时间安排
第一阶段：计算3天；
第二阶段：装配草图2天；
第三阶段：总装配图5天；
第四阶段：零件图及设计说明书3天
班级

XX大学
机械原理及零件教研室
锥齿轮—圆柱齿轮减速器设计任务书
姓名

指导老师

目录
一、电动机的选择 ——————————————————————1

二、传动系统的运动和动力参数计算 ——————————————1

三、传动零件的计算 —————————————————————2

四、轴的计算 ————————————————————————8

五、轴承的计算 ———————————————————————18

六、键连接的选择及校核计算 —————————————————20

七、减速器附件的选择 ————————————————————20

八、润滑与密封 ———————————————————————21

九、设计小结 ————————————————————————21

十、参考资料目录 ——————————————————————21

计算与说明
主要结果
一、电动机的选择
1、电动机转速的确定
工作机转速
锥齿轮圆柱齿轮减速器传动比范围一般为i=8～15
电动机转速应在范围内即848～1590
所以选取电动机同步转速为1000r/min

2、电动机功率的确定
查[1]表12-8
类别
效率
数量
弹性柱销联轴器
0.995
2
圆柱齿轮（8级，稀油润滑）
0.97
1
圆锥齿轮（8级，稀油润滑）
0.97
1
圆锥滚子轴承（一对）（稀油润滑）
0.98
3

计算得传动的装置的总效率
又有工作机效率为
工作机效率
所需电动机输出功率为
计算得
查[1]表19-1，选则电动机额定功率为5.5kW
最后确定电机Y系列三相异步电动机，型号为Y132M2-6，额定功率5.5kW，满载转速960r/min。

二、传动系统的运动和动力参数计算
1、分配各级传动比
总传动比
查[2]表16-1-3，推荐，且，
得，
2、由传动比分配结果计算轴速
各轴输入功率
各轴输入转矩
将计算结果列在下表
轴号
功率P/kW
转矩T/()
转速n/（r/min）
电机轴
4.63
46.06
960
I轴
4.61
45.86
960
II轴
4.38
98.42
425
III轴
4.17
379.27
105
工作机轴
4.07
370.18
105

三、传动零件的计算
1、圆锥直齿齿轮传动的计算
选择齿形制GB12369-90，齿形角
设计基本参数与条件：齿数比u=2.26，传递功率，主动轴转速，采用一班制工作，寿命20年（一年以300天计），小锥齿轮悬臂布置。
（1）选择齿轮材料和精度等级
①材料均选取45号钢调质。小齿轮齿面硬度为250HBS，大齿轮齿面硬度为220HBS。
②精度等级取8级。
③试选小齿轮齿数

取
调整后
（2）按齿面接触疲劳强度设计
查[3](10-26)有齿面接触疲劳强度设计公式

① 试选载荷系数：。
② 计算小齿轮传递的扭矩：
③ 取齿宽系数：
④ 确定弹性影响系数：由[3]表10-6，
⑤ 确定区域系数：查[3]图10-30，标准直齿圆锥齿轮传动：
⑥ 根据循环次数公式[3]式10-13，计算应力循环次数：

⑦ 查[3]图10-19得接触疲劳寿命系数：，
⑧ 查[3]图10-21(d)得疲劳极限应力：，
⑨ 由[3]式10-12计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数，
，

⑩ 由接触强度计算出小齿轮分度圆直径：， 则
⑪ 齿轮的圆周速度
⑫ 计算载荷系数：
a：齿轮使用系数，查[3]表10-2得
b：动载系数，查[3]图10-8得
c：齿间分配系数，查[3]表10-3得
d：齿向载荷分布系数
查[3]表10-9得，所以
e：接触强度载荷系数
按载荷系数校正分度圆直径

取标准值，模数圆整为
计算齿轮的相关参数
，
，

确定齿宽：
圆整取
(3)校核齿根弯曲疲劳强度
载荷系数
当量齿数，
查[3]表10-5得，，，
取安全系数
由[3]图10-18得弯曲疲劳寿命系数，
查[3]图10-20(c)得弯曲疲劳极限为：，
许用应力

校核强度，由[3]式10-23

计算得

可知弯曲强度满足，参数合理。

2、圆柱斜齿齿轮传动的计算

设计基本参数与条件：齿数比u=4.03，传递功率，主动轴转速，采用一班制工作，寿命20年（一年以300天计）。
（1）选择齿轮材料、精度等级和齿数
①小齿轮材料选取40Cr钢调质，大齿轮选取45钢调质，小齿轮齿面硬度为280HBS，大齿轮齿面硬度为240HBS。
②精度等级取8级。
③试选小齿轮齿数

取
调整后
初选螺旋角
（2）按齿面接触疲劳强度设计
查[3](10-21)有齿面接触疲劳强度设计公式

试选载荷系数：
计算小齿轮传递的扭矩：
取齿宽系数：
确定弹性影响系数：由[3]表10-6，
确定区域系数：查[3]图10-30，标准直齿圆锥齿轮传动：
根据循环次数公式[3]式10-13，计算应力循环次数：

查[3]图10-19得接触疲劳寿命系数：，
查[3]图10-21(d)得疲劳极限应力：，
由[3]式10-12计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数，
，

由[3]图10-26查得
代入数值计算
小齿轮直径
圆周速度
齿宽b及模数，

计算纵向重合度
计算载荷系数：
a：齿轮使用系数，查[3]表10-2得
b：动载系数，查[3]图10-8得
c：齿间分配系数，查[3]表10-3得
d：查[3]表10-4得齿向载荷分布系数
查[3]图10-13得
e：接触强度载荷系数
按载荷系数校正分度圆直径

计算模数

(3)按齿根弯曲强度设计
由[3]式10-17

计算载荷系数
由纵向重合度，从[2]图10-28得
计算当量齿数

由[3]图10-20得弯曲疲劳强度极限，
由[3]图10-18取弯曲疲劳寿命系数，
取弯曲疲劳安全系数
由[3]式10-12得

由[3]表10-5得齿形系数，
得应力校正系数，
计算大、小齿轮的并加以比较。
，
大齿轮的数值大。
计算得，去
校正齿数
，
圆整中心距

圆整为
修正螺旋角

变化不大，不必修正前面计算数值。
计算几何尺寸
，
，取齿宽为，

四、轴的计算
1、I轴的计算
(1)轴上的功率，转速，转矩，
(2)求作用在齿轮上的力
圆周力，轴向力，径向力
(3)初估轴的最小直径
先按[3]式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据[3]表15-3，取，于是得

由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。
联轴器的计算转矩，查[3]表14-1

查[1]表17-2，由于电动机直径为38mm，所以选取型号为HL3，孔径选为30mm。联轴器与轴配合的轮毂长度为60mm。
(4)轴的结构设计
拟定轴上零件的装配方案，如下图

轴段1-2，由联轴器型号直径为30mm，右端应有轴肩定位，轴向长度应该略小于60mm，取58mm。
轴段4-5，先初选轴承型号，由受力情况选择圆锥滚子轴承，型号取30207，内径为35mm。所以轴段直径为35mm，长度应略小于轴承内圈宽度17mm，取为15mm。
轴段2-3，由轴承内圈直径得轴段直径为35mm。左端联轴器又端面距离短盖取30mm，加上轴承宽度和端盖宽度，轴段长度定为65.25mm。
轴段5-6，小锥齿轮轮毂长度为38mm，齿轮左端面距离套杯距离约为8mm，再加上套杯厚度，确定轴段长度为54mm，直径为32mm。
轴段3-4，由于小齿轮悬臂布置，轴承支点跨距应取悬臂长度的大约两倍，由此计算出轴段长度为93mm。又有轴肩定位的需要，轴肩高度取3.5mm，所以轴段直径取42mm。
零件的周向定位
查[1]表14-24得
左端半联轴器定位用平键，宽度为8mm，长度略小于轴段，取50mm，选取键，
右端小齿轮定位用平键，宽度为10mm，长度略小于轴段，取30mm，选取键。
轴上圆角和倒角尺寸
参考[1]表12-13，取轴端倒角为2mm，圆角取1.6mm
(5)求轴上的载荷
根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示

(6)按弯扭合成应力校核轴的强度
由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据[3]式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力

查[3]表15-1得，因此，轴安全。

2、II轴的计算
(1)轴上的功率，转速，转矩，
(2)求作用在齿轮上的力
大圆锥齿轮：圆周力，轴向力，径向力
圆柱齿轮：圆周力，轴向力，径向力。
(3)初估轴的最小直径
先按[3]式15-2初步估算轴的最小直径。由于此轴为齿轮轴，选取轴的材料应同圆柱齿轮一样，为40Cr，调质处理。根据[3]表15-3，取，于是得

(4)轴的结构设计

轴段4-5，由设计结果，小齿轮分度圆直径为59.59mm，齿宽为65mm，取此轴段为65mm。
轴段2-3，齿轮轮毂长度为40mm，轴段长度定为38mm，直径为齿轮孔径40mm。
轴段1-2，选用轴承型号为30207，轴段直径为35mm，齿轮端面距离箱体内壁取7mm，轴承距内壁2mm，所以轴段长度取30mm。
轴段6-7，用于装轴承，长度取19mm，直径取35mm。
轴段5-6，轴承应该距离箱体内壁2mm左右，且小齿轮端面距离箱体内壁8mm左右，长度取10mm，又根据轴肩定位需要，轴径取41mm。
轴段3-4，由于箱体内壁应该相对于输入轴的中心线对称，通过计算此段长度为20mm，又有定位需要，轴径取47mm。
零件的周向定位
查[1]表14-24得
齿轮定位用平键，宽度为12mm，长度略小于轴段，取32mm，选取键12X32。
轴上圆角和倒角尺寸
参考[1]表12-13，取轴端倒角为2mm，圆角取1.6mm

(5)求轴上的载荷
根据轴的结构图和受力情况得出轴所受力和弯矩扭矩如表所示

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

弯矩和扭矩图如下：

(6)按弯扭合成应力校核轴的强度
由上图可知，应力最大的位置，校核此处即可，根据[3]式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力

查[3]表15-1得，因此。
另外小齿轮的两个端面处较危险，右端按照轴颈35mm，若弯扭组合按照最大处计算，有，所以最终可以确定弯扭校核结果为安全。

(7)精确校核轴的疲劳强度
判断危险截面
由上述计算已知小齿轮中点处应力最大，但是此处轴颈较两侧高出许多，所以应选4的左侧和5的右侧进行精确校核计算。
截面4的左侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面4左侧的弯矩为

截面4上的扭矩为
截面上的弯曲应力

截面上扭转切应力

轴的材料为40Cr，调质处理。由[3]表15-1查得
。
综合系数的计算
查[3]附表3-2，由，
经直线插入，得因轴肩而形成的理论应力集中为
，，
由[3]附图3-1得轴的材料敏感系数为，，
则有效应力集中系数为，按[3]式（附表3-4）

由[3]附图3-2，3-3查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，
查[3]附图3-4，轴采用精车加工，表面质量系数为，
轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为

碳钢系数的确定
碳钢的特性系数取为，
安全系数的计算
轴的疲劳安全系数为

故此处安全。

截面5的右侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面5右侧的弯矩为

截面5上的扭矩为
截面上的弯曲应力

截面上扭转切应力

轴的材料为40Cr，调质处理。由[3]表15-1查得
。
综合系数的计算
查[3]附表3-2，由，
经直线插入，得因轴肩而形成的理论应力集中为
，，
由[3]附图3-1得轴的材料敏感系数为，，
则有效应力集中系数为，按[3]式（附表3-4）

由[3]附图3-2，3-3查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，
查[3]附图3-4，轴采用精车加工，表面质量系数为，
轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为

碳钢系数的确定
碳钢的特性系数取为，
安全系数的计算
轴的疲劳安全系数为

故此处安全。
综上得出，此轴疲劳强度达到要求。

3、III轴的计算
(1)轴上的功率，转速，转矩，
(2)求作用在齿轮上的力
圆周力，轴向力，径向力
(3)初估轴的最小直径
先按[3]式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr，调质处理。根据[3]表15-3，取，于是得
，此处有一个平键，直径增加5%，得出直径最小为34.74mm。
由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。
联轴器的计算转矩，查[3]表14-1

选取型号为HL3，孔径选为35m。联轴器与轴配合的轮毂长度为60mm。
(4)轴的结构设计
拟定轴上零件的装配方案，如下图

轴段1-2，由联轴器型号得直径为35mm，右端应有轴肩定位，轴向长度应该略小于60mm，取56.5mm。
轴段5-6，此处与大齿轮配合，取直径为齿轮孔径45mm，长度略小于轮毂长度取为58mm。
轴段6-7，选取轴承型号为30208，由轴承内圈直径得轴段直径为40mm。又考虑大齿轮与小齿轮的配合，大齿轮与内壁距离为10.5mm。轴承距离内壁取2mm左右，最后确定轴段长度为35mm。
轴段4-5，此段用于大齿轮定位，轴肩高度为4mm，所以直径取53mm，长度取10mm。
轴段3-4，左端用于轴承定位，轴肩高度取3.5mm，直径为47mm，又有轴承距离内壁2mm左右，轴段长度得出为61.5mm。
轴段2-3，根据轴承和端盖宽度，再是轴稍微伸出一段，确定轴段长度为56.5mm，直径取轴承内圈大小为40mm。
零件的周向定位
查[1]表14-24得
左端半联轴器定位用C型平键，宽度为10mm，长度略小于轴段，取50mm，选取键C，
右端大齿轮定位用平键，宽度为12mm，长度略小于轴段，取50mm，选取键。
轴上圆角和倒角尺寸
参考[1]表12-13，取轴端倒角为2mm，圆角取1.6mm
(5)求轴上的载荷
根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示

(6)按弯扭合成应力校核轴的强度
由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据[3]式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力

查[3]表15-1得，因此，轴安全。

五、轴承的计算
1、I轴的轴承校核
轴承30207的校核
求两轴承受到的径向载荷
径向力，
查[1]表15-1，得Y=1.6，e=0.37，
派生力，
轴向力，左侧轴承压紧
由于，
所以轴向力为，
当量载荷
由于，，
所以，，，。
由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为
，
轴承寿命的校核

2、II轴的轴承校核
轴承30207的校核
求两轴承受到的径向载荷
径向力，
查[1]表15-1，得Y=1.6，e=0.37，
派生力，
轴向力，右侧轴承压紧
由于，
所以轴向力为，
当量载荷
由于，，
所以，，，。
由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为
，
轴承寿命的校核

3、III轴的轴承校核
轴承30208的校核
求两轴承受到的径向载荷
径向力，
查[1]表15-1，得Y=1.6，e=0.37，
派生力，
轴向力，左侧轴承压紧
由于，
所以轴向力为，
当量载荷
由于，，
所以，，，。
由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为
，
轴承寿命的校核

六、键连接的选择及校核计算
将各个连接的参数列于下表
键
直径mm
工作长度mm
工作高度mm
转矩 Nm
极限应力Mpa

30
42
3.5
45.86
20.80

32
20
4
45.86
35.83

40
20
4
98.42
61.51

45
44
4
379.27
95.77

35
51
4
379.27
106.25
查[3]表6-1得，所以以上各键强度合格。

七、减速器附件的选择
1、通气器
由于在室内使用，选简易式通气器，采用M12×1.25
2、油面指示器，油面变动范围大约为17mm，取A20型号的圆形游标
3、起吊装置
采用箱盖吊换螺钉，按重量取M12，箱座采用吊耳
4，放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M16×1.5

八、润滑与密封
1、齿轮的润滑
采用浸油润滑，浸油高度为半个齿宽到一个齿宽，取为35mm。

2、滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为3.4m/s，所以开设油沟、飞溅润滑。

3、 润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于闭式齿轮设备，选用中负荷工业齿轮油220。

4、 密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈密封，结构简单。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

九、设计小结
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如某些尺寸没有考虑圆整，齿轮的计算不够精确等。通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。另外认识到机械设计是一个系统性很强的工作，是需要明晰的条理与充分的耐心才可以圆满完成的。

十、参考资料目录
[1]《机械设计课程设计》，机械工业出版社，陆玉主编，2006年12月第一版；
[2]《机械设计手册.第3卷》，化学工业出版社，成大先主编，1992年第三版；
[3]《机械设计》，高等教育出版社，濮良贵，纪明刚主编，2005年12月第八版；
[4]《机械原理》，高等教育出版社，孙桓主编，2005年12月第七版；

同步转速为1000r/min

确定电机Y系列三相异步电动机，型号为Y132M2-6，额定功率5.5kW，满载转速960r/min

，

45号钢调质。小齿轮齿面硬度为250HBS，大齿轮齿面硬度为220HBS

，
，

，

，

25