二级直齿圆锥斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书文档格式.docx
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=60×
1000V/πD=60X1000X1.6/3.14X280=109.2r/min
由于两级圆锥—圆柱齿轮减速器一般传动比为8—15，故电动机的转速的可选范围为
—=（8-15）=873。
6—1638r/min。
可见同步转速为1000r/min，1500r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min,1500r/min的两种电动机进行比较,而转速越高总传动比越大传动装置的结构会越大，成本越高。
所以应综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格及总传动比.
F=2500N
V=1.6m/s
=0。
833
=5kw
=5。
5kw
=109.2
r/min
结果
表2电动机方案比较表（指导书表19-1）
方案
电动机型号
额定功率（kw）
电动机转速（r/min）
电动机质量（kg）
传动装置总传动比
同步
满载
1
Y132M2-6
5。
5
1000
960
73
8。
79
2
Y132S-4
5.5
1500
1440
43
13.19
由表中数据可知，方案1的总传动比小,传种装置结构尺寸小，因此可采用方案1,选定电动机型号为Y132M2—6
2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配
1、传动装置总传动比
=960/109.2=8。
2、分配各级传动比
高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约，低速级为圆柱齿轮传动其传动比可大些。
所以可取
=2.2=4
3计算传动装置的运动和动力参数
1、各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出）
＝=960r/min
＝=960/202=436。
36r/min
＝/=436。
36/4=109。
2r/min
=109。
2、各轴输入功率
=4.95kw
。
=4.655kw
=4.47kw
=。
=4.38kw
3、各轴转矩=49.24N.m
选Y132M2—6型电动机
=2。
=4
=960
=436。
36
=109.2r/min
=4。
95kw
=4.65kw
=4.47kw
38kw
=101.88N。
m
=390。
92N。
m
=383。
04N.M
将计算结果汇总列表如下
表3轴的运动及动力参数
项目
电动机轴
高速级轴I
中间轴II
低速级轴III
工作机轴IV
转速（r/min）
436.36
109。
功率（kw）
4.95
4.655
4。
47
382
转矩（）
49.76
49。
24
101.88
390.92
383。
04
传动比
2.2
4.0
效率
0。
99
94
0.96
98
四、传动零件的设计计算
4.1斜齿圆柱齿轮传动的设计（主要参照教材《机械设计（第八版）》）
已知输入功率为=4.655kw、小齿轮转速为=436.36r/min、齿数比为4.工作寿命10年（设每年工作300天），三班制,带式输送，工作平稳,转向不变.
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1）运输机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度.（GB10095-88）
（2）材料选择由《机械设计（第八版）》表10-1小齿轮材料为40Cr（调质）,硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）,硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。
（3）选小齿轮齿数，则大齿轮齿数初选螺旋角。
2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算
小齿轮：
40Cr（调质）
280HBS
大齿轮：
45钢（调质）
240HBS
7级精度
（1）确定公式内的各计算数值
1）试选载荷系数=1.6
2）查教材图表（图10—30）选取区域系数=2。
435
3）查教材表10-6选取弹性影响系数=189。
8
4）查教材图表（图10-26）得=0.765=0。
88=1.645
5）由教材公式10-13计算应力值环数
N=60nj=60×
436.36×
1×
（3×
8×
300×
10）=1。
885×
10h
N=0。
471X10h
6）查教材10-19图得：
K=0.9K=0。
7）查取齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa550Mpa
8）由教材表10—7查得齿宽系数=1
9）小齿轮传递的转矩=95。
5×
10×
=9550X4655/436。
36=101。
88N。
10）齿轮的接触疲劳强度极限:
取失效概率为1％，安全系数S=1,应用公式（10-12）得:
［］==0.9×
650=585
[]==0。
95×
550=522.5
许用接触应力为
（2）设计计算
1）按式计算小齿轮分度圆直径
2）计算圆周速度1。
27m/s
3）计算齿宽b及模数
=1。
=2.435
=189.8
645
K=0.9K=0.95
650
Mpa550Mpa
=1
T=101。
=
553。
75MPa
V=1.27m/
b==1。
5567=55。
67mm
4）计算齿宽与高之比
齿高h==2。
25×
2。
455=5。
==10.62
5）计算纵向重合度=0。
318tanβ=0.318X1X22tan=1。
744
6）计算载荷系数K
系数=1，根据V=1。
27m/s,7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.08
查教材图表（表10—3）得齿间载荷分布系数=1.4
由教材图表（表10—4）查得=1。
420
查教材图表（图10—13）得=1。
32
所以载荷系数
147
7）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
8）计算模数
3、按齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式≥设计
（1）确定公式内各计算数值
1）计算载荷系数=1.99
2）根据纵向重合度=1.744查教材图表（图10—28）查得螺旋影响系数=0。
88
3）计算当量齿数
=24.08
=2。
455
=10.62
=1.4
=61。
4mm
=2.7mm
=24。
08
=96。
33
4）查取齿形系数查教材图表（表10-5）=2.6476,=2.18734
5）查取应力校正系数查教材图表（表10—5）=1.5808,=1.78633
6）查教材图表（图10—20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=520MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限=400MPa。
7）查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数K=0。
85K=0。
88
8）计算弯曲疲劳许用应力.
取弯曲疲劳安全系数S=1。
4,由式得
[］=
［]=
9）计算大、小齿轮的，并加以比较
大齿轮的数值大.选用.
1）计算模数
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力.而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。
按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=61。
4来计算应有的齿数。
2）计算齿数z==29。
78取z=30那么z=4×
30=120
=96.33
=2.6474
=2.187
5808
7863
=0.85
=315.7
=251。
4
m=2mm
z=30
z=120
4、几何尺寸计算
（1）计算中心距
a===155
（2）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。
（3）计算大。
小齿轮的分度圆直径
d==62
d==248
（4）计算齿轮宽度
B=
（5）结构设计
小齿轮（齿轮1）齿顶圆直径为66mm采用实心结构
大齿轮（齿轮2）齿顶圆直径为252mm采用腹板式结构其零件图如下
图二、斜齿圆柱齿轮
a=155mm
d=62
d=248
2直齿圆锥齿轮传动设计（主要参照教材《机械设计（第八版）》）
已知输入功率为=4.95kw、小齿轮转速为=436。
36r/min、齿数比为2.2由电动机驱动。
工作寿命10年（设每年工作300天），三班制，带式输送,工作平稳，转向不变。
（1）圆锥圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高,故选用7级精度（GB10095—88）
（2）材料选择由《机械设计（第八版）》表10—1小齿轮材料可选为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料取45钢（调质），硬度为240HBS,二者材料硬度相差40HBS。
（3）选小齿轮齿数,则大齿轮齿数
2、按齿面接触疲劳强度设计
设计计算公式：
≥
（1）、确定公式内的各计算值
1）试选载荷系数=1.8
2）小齿轮传递的转矩=95。
=49.24KN。
Mm
3）取齿宽系数
4）查图10—21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa大齿轮的接触疲劳极限550Mpa
5）查表10—6选取弹性影响系数=189.8
6）由教材公式10-13计算应力值环数
N=60nj=60×
960×
10=4.1472×
471×
7）查教材10—19图得:
K=0.89K=0.9
8）齿轮的接触疲劳强度极限：
取失效概率为1%，安全系数S=1,应用公式（10—12）得:
［］==0.89×
650=578。
5
设计及设计说明
8
K=0.9
[］=
578.5
[］==0。
9×
550=495
1）试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得
2）计算圆周速度V
4。
28m/s
3）计算载荷系数
系数=1，根据V=4.28m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.15
查图表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1
根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表10—9得=1.25的=1.5X1.25=1.875
得载荷系数=2。
156
4）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,得
=
5）计算模数M
设计公式：
m≥
1）计算载荷系数=1X1。
15X1X1.875=2。
159
2）计算当量齿数
=27。
[］=495
=85.22mm
V=4.28m/s
K=2.156
=3.62mm
K=2。
结果
=133.5
3）由教材表10-5查得齿形系数
应力校正系数
4）由教材图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲疲劳强度极限
5）由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0。
83K=0。
85
6）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得
［］=
7）计算大小齿轮的,并加以比较
大齿轮的数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算.
取M=2。
75mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力.而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径。
按GB/T1357—1987圆整为标准模数,取m=2.75mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=90。
50来计算应有的齿数。
K=0。
83
M=2。
计算齿数z=33取z=33那么z=2.2×
33=73
4、计算几何尺寸
（1）d==90。
75
（2）d==200。
75
（3）=24。
（4）mm
（5）=38。
37圆整取=36mm=41mm
（6）机构设计
小锥齿轮（齿轮1）大端齿顶圆直径为95.76mm采用实心结构其零件图如下
大锥齿轮（齿轮2）大端齿顶圆直径为203mm采用腹板式结构
图三、直齿锥齿轮
z=33
=33
d=90.75
d=200.75
R=109。
65mm
=41mm
=36mm
五、轴的设计计算
1输入轴（I轴）的设计
1、求输入轴上的功率、转速和转矩
=4.95kw=960r/min=49.24N.M
2、求作用在齿轮上的力
已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为
则
圆周力、径向力及轴向力的方向如图二所示
图四、输入轴载荷图
3、初步确定轴的最小直径
先初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计（第八版）》表15-3，取，得
Ft=1315。
35N
Fr=436.25N
Fa=197。
19N
mm
输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩,查《机械设计（第八版）》表14-1，由于转矩变化很小,故取，则
=1.3X49.24=64012N。
查《机械设计课程设计》表14—4，选Lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250N。
m，而电动机轴的直径为38mm所以联轴器的孔径不能太小.取=30mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。
4、轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案（见图五）
图五、输入轴轴上零件的装配
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为了满足半联轴器的轴向定位，12段轴右端需制出一轴肩，故取23段的直径.左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取=58mm
2）初步选择滚动轴承。
因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由《机械设计课程设计》表13-1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308,其尺寸为
40mm90mm25.25mm所以而=25。
25mm
=30mm
=58mm
=25。
25mm结果
这对轴承均采用轴肩进行轴向定位,由《机械设计课程设计》表13-1查得30308型轴承的定位轴肩高度,因此取
3）取安装齿轮处的轴段67的直径；
为使套筒可靠地压紧轴承,56段应略短于轴承宽度，故取=24mm，
4）轴承端盖的总宽度为20mm.根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，取=50mm。
5）锥齿轮轮毂宽度为50mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取由于,故取
（3）轴上的周向定位
圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由《机械设计（第八版）》表6-1
查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工,长为45mm，同时为保
证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；
同样，半联轴器处平键截面为与轴的配合为;
滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k5。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为,轴肩处的倒角可按R1。
6-R2适当选取。
5、求轴上的载荷（30308型的a=19。
5mm。
所以俩轴承间支点距离为109。
5mm右轴承与齿轮间的距离为54.25mm。
）（见图四）
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
弯矩M
总弯矩
=100970。
1N。
mm
扭矩T
=49。
24N.M
=24mm，=50mm
6、按弯扭合成应力校核轴的强度
根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面,由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力,取,轴的计算应力为
=16.44Mpa
前已选定轴的材料为45钢（调质），由《机械设计（第八版）》表15—1查得，故安全。
5.2输出轴（轴）的设计
1、求输出轴上的功率、转速和转矩
=4。
47kw=109.2r/min=390.92N.M
已知大斜齿轮的分度圆直径为
而
圆周力、径向力及轴向力的方向如图六所示
输出轴的最小直径为安装联轴器的直径,为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩，查《机
0mm
Ft=3152.58N
Fr=1185。
69N
Fa=820。
74N
械设计（第八版）》表14—1，由于转矩变化很小，故取，则
图六、输出轴的载荷图
=13390。
92=508。
196N。
M
查《机械设计课程设计》表14—4选Lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250N.M
半联轴器的孔径，所以取40mm,半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。
（1）拟定轴上零件的装配方案（见图七）
图七、输出轴轴上零件的装配
1）为了满足半联轴器的轴向定位,1段轴左端需制出一轴肩，故取2—3段的
40mm
直径，1段右端用轴端挡圈定位,半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1—2段的长度应比略短些,现取。
因轴承同时受有径向力和轴向力,故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由《机械设计课程设计》表13—1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310,其尺寸为，，因而可以取。
右端轴承采用轴肩进行轴向定位,由《机械设计课程》表13-1查得30310型轴承的定位轴肩高度，因此取60mm。
3）齿轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为62mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度，故取58mm齿轮的轮毂直径取为55mm所以55mm。
齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。
轴环宽度,取。
4）轴承端盖的总宽度为20mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离故
5）齿轮距箱体内比的距离为a=16mm,大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。
可求得57.25mm
86mm
齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按由《机械设计（第八
版）》表6—1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为
50mm
60mm
58mm
55mm
57。
86mm
结果
；
同样半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的尺寸公差为m5。
取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1。
5、求轴上的载荷
根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30310型的支点距离a=23mm.所以作为简支梁的轴承跨距分别为L1=61.25mm,L2=131。
25mm。
做出弯矩和扭矩图（见图六）。
由图六可知齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下:
=155050N.mm
=390.92N.M
根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取,轴的计算应力
=16.9mpa
前已选定轴的材料为45钢（调质），由《机械设计（第八版）》表15—1查得,故安全。
7、精确校核轴的疲劳强度
（1）判断危险截面
由弯矩和扭矩图可以看出齿轮中点处的应力最大,从应力集中对轴的影响来看，齿轮两端处过盈配合引起的应力集中最为严重，且影响程度相当。
但是左截面不受扭矩作用故不用校核。
中点处虽然应力最大，但应力集中不大,而且这里轴的直径比较大，故也不要校核。
其他截面显然不要校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小,因而该轴只需校核齿轮右端处的截面。
（2）截面右侧校核
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面右侧弯矩
截面上的扭矩=390。
92N.M
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力
轴的材料为45钢，调质处理。
由表15-1查得
截面上由于
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