圆锥圆柱齿轮减速器.docx
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圆锥圆柱齿轮减速器
机械设计课程设计
计算说明书
带式运输机圆锥圆柱齿轮减速器
设计者：
指导教师：
2009年12月
一？
设计任务书1
二?
电机的选择计算2
三？
运动和动力参数的计算3
四？
传动零件的设计计算
1.闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算4
2.闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算8
五？
轴的设计计算
1.减速器高速轴I的设计12
2.减速器低速轴II的设计17
3.减速器低速轴III的设计23
六？
滚动轴承的选择与寿命计算
1.减速器高速I轴滚动轴承的选择与寿命计算28
2.减速器低速II轴滚动轴承的选择与寿命计算29
3.减速器低速III轴滚动轴承的选择与寿命计算31
七？
键联接的选择和验算32
八?
联轴器的校核34
九?
润滑油的润滑方式选择35
十?
减速器箱体附件选择设计35
十一?
主要设计尺寸37
十二?
参考文献40
机械设计任务书
设计题目：
带式运输机圆锥圆柱齿轮减速器
设计数据及其要求：
运输带拉力F=2100N;运输带速度：
V=1.6M/S滚筒直径D=400mm
机器的年产量；500台；机器的工作环境：
清洁，最高温度35C
机器的载荷特性：
平稳；机器的工作时间：
10（每年工作300天）
其他设计要求：
1、允许带运输速度误差土5%;2、小批量生产
设计注意：
1、设计由相当A0图纸2张及计算说明书1份组成。
2、设计必须根据进度（由指导老师拟定）按期完成。
3、设计图纸及计算说明书必须经指导老师审查签字后，方能参加设计答辩
完成期限年月日
计算内容
计算结果
二？
电机的选择计算：
1、选择电动机的类型
按工作要求和工作条件选取丫系列三相鼠笼型异步电动机，其
结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V.。
2、选择电动机的容量
工作及的有效功率为：
Pw=—=—3.36KW
带传动的效率n1=0.96
联轴器的效率n2=0.99
一对圆锥滚子轴承的效率n3=0.98
一对球轴承的效率n4=0.99
闭式直齿圆锥齿传动效率n5=0.97
闭式直齿圆柱齿传动效率n6=0.98
b.总效率n=n1n2n3n4n5n6=0.96x0.99x0.98x0.99x
0.97x0.98=0.87707
所需电动机的输出功率
Pr=FW/n=3.36/0.87707=3.83kw
3、确定电动机的转速
查表得二级圆锥圆柱齿轮减速器的传动比i总=8~40,而工作机卷
筒的转速为：
=60x1000v/d=60x1000x1.6/（3.14x400）=76.4
所以电动机转速的可选范围为
i总x=76.4x（8~40）=（611.2~3056）r/m
n=0.87707
Pr=3.83kw
=76.4r/m
（611.2~3056）
万案号
电机类型
额定功率
同步转速
满载转速
总传动比
1
Y112M-4
4
1500
1440
19.334
2
Y132M1-6
4
1000
960
12.565
4、选择电动机的型号查参考文献[1]表15.1得
根据以上两种可行同步转速电机对比可见，方案2传动比小且质
r/m
选用三相异步电动
机Y132S-6
p=3kw
n=960r/min
i12=3i34=4.18
i实=12.54
n0=960r/min
n1=960r/minn2=360r/minn3=76.56r/minn4=76.56r/min
p0=3.83kw
p1=3.7538kw
量价格也比较合理，所以选择丫132M1-6型电动机。
三，动和动力参数的计算
1.分配传动比
（1）总传动比i=12.565
（2）各级传动比：
直齿轮圆锥齿轮传动比i12=3，
直齿轮圆柱齿轮传动比i34=4.18
（3）实际总传动比i实=i12xi34=3x4.18=12.54,
•••△i=0.021<0.05，故传动比满足要求满足要求。
2.各轴的转速（各轴的标号均已在图1.1中标出）
n0=960r/min，n仁n0=960r/min，n2=n1/i12=360r/min，n3=n2/
i34=76.56r/min，n4=n3=76.56r/min
3.各轴的功率
p0=pr=3.83kw,p1=p0n2=3.7538kw,p2=p1n4n3=3.6047kw,
p3=p2n5n3=3.4973kw,p4=p3n2n3=3.3597kw
3.各轴的转矩，由式：
T=9.55Pi/ni可得
T0=38911N・mm,T1=38136.8N•mm,T2=956246.8N•mm,
p2=3.6047kw
p3=3.4973kw
p4=3.3597kw
T0=38911N-mm
T1=38136.8N-mm
T2=95624.68N•mm
T3=435799N-mm
T4=419085N-mm
N1=27.648X
N2=9.216X
[cH]1=546Mpa
[cH]2=511.5Mpa
Z1=24Z2=72
S1=18.435°
T3=435799N・mm,T4=419085N•mm
四，传动零件的设计计算
1.闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算
a.选材：
选用七级精度
小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217~255
（THlim仁600Mpa,cFE1=500Mpa
大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162~217
cIim2=550Mpa，cFE2=380Mpa
b.计算小齿轮分度圆直径
（1）计算应力循环次数N:
N仁60njL=60X960X1X2X8X10X300=27.648X
N2=N1/i2=27.648X/3=9.216X
（2）查图10—19得解除疲劳寿命系数KHN1=0.91KHN2=0.93得，
取SHmin=1.0,
•••[cH]1=cHlimXKHN1/SHmin=60X0.91=546Mpa
[cH]2=cHlimXKHN1/SHmin=56（X0.93=511.5Mpa
•••[cH]1>[cH]2，二计算取[cH]1=[cH]2=546Mpa
（3）按齿面接触强度设计小齿轮大端模数（由于小齿轮更容易失效故
按小齿轮设计）：
取齿数Z1=24，则Z2=Z1Xi12=24X3=72,取
Z2=72
•••实际传动比u=Z2/Z仁72/24=3，且u=tanS2=cotS1=3，
•••S2=71.565°,S1=18.435°,
则小圆锥齿轮的当量齿数
zm仁z1/cos1=24/cos18.435=25.3,m2=z2/cos2=72/cos71.565°
=227.68
（4）表10-6有ZE=189.8,取Kt=2.0
又vT1=38136.8,u=3,巾R1=0.333
计算小齿轮分度圆直径：
d1t2.92-72.474mm
c.齿轮参数计算：
（1）计算圆周速度：
v=d1n1/60000=3.14X72.474.960/60000=3.61409m/s
（2）计算齿轮的动载系数K
根据v=3.614，齿轮七级精度由机械设计课本10-8得
Kv=1.18
有表10-2得使用系数KA=1.00
取动载系数K=1
取由图10-8得轴承系数KHbe=1.25则
KHKHbeX1.5=1.875.
齿轮的载荷系数K=KAXKvXKHxKH=1X1.18X1X1.85=2.22125
（3）按齿轮的实际载荷系数所算得的分度圆直径由式（10-10a得）
d1=d1tX=72.474X=74.946mm
m=d1/z仁74.946/24=3.123
S2=71.565°
ZE=189.8Mpa
Kt=2.0
T1=38136.8Mpa
巾R1=0.333
d1t=72.474mm
v=3.61409m/s
Kv=1.18
KA=1.00
K=1
KHbe=1.25
KH=1.875
K=2.22125
d仁74.946mm
d.齿轮弯曲疲劳强度设计
m
（1）由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限（TFE1=500Mpa大
齿轮的弯曲疲劳强度极限（7FE2=380Mpa
（2）有图10-8查得弯曲疲劳强度寿命系数KFN仁0.865,KFN2=0.885.
（3）计算弯曲疲劳强度的许用应力，取安全系数S=1.4
[7FE1/S=0.865X500/1.4=308.9285
[7FE2/S=0.885X3800/1.4=240.214
（4）计算载荷系数KHKF=1.875
K=KAXK\XKFXKF=1X1.18X1X1.875=2.2125
（5）查取齿形系数
由表10-5查得YFa仁2.65,YFa2=2.236
（6）查得应力校正系数YSa1=1.58YSa2=1.754
（7）计算小齿轮的并加以比较
=2.65X1.58/308.9285=0.01355
=2.236X1.754/240.214=0.016327
所以使用
（8）m
m=3.123
7FE1=500Mpa
7FE2=380Mpa
KFN1=0.865
KFN2=0.885
[240.214
K=2.2125
YFa仁2.65
YFa2=2.236
YSa1=1.58
YSa2=1.754
=2.3555
对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模m大于由齿根弯
曲疲劳强度的模数，又有齿轮模数m的大学主要有弯曲强度觉定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关所以将其圆整到标准值。
即m=2.5按接触疲劳计算的分度圆直径d仁74.946得
Z仁d1/m=74.946/2.530则Z2=90
f.计算大小锥齿的基本几何尺寸
模数：
m=2.5mm
分度圆直径：
d仁mz1=2.5X30=75mm,d2=mz2=2.5X90=225mm
齿顶圆直径：
da仁d1+2mcos&1=75+5cos18.44°=79.743m,
da2=d2+2mcos&2=225+5cos71.56°=226.582mm
齿根圆直径：
df1=d1-2.4mcosS仁75-6cos18.44°=69.308mm
df2=d2-2.4mcosS2=225-6xcos71.56°=223.102mm
齿轮锥距：
R=0.5m=0.5x2.5=118.25mm
将其圆整为R=120mm
大端圆周速度：
v=d1n1/60000=3.14x75x960/60000=3.768m/s,
m=2.5
Z仁30
Z2=90
m=2.5
d1=75m
d2=225m
da1=79.743m
da2=226.582mmdf1=69.308mmdf2=223.102mm
R=120mm
齿宽：
b=R巾R==120/3=40mm
分度圆平均直径：
dm仁dix（1-0.5）=75x5/6=62.5mm
dm2=d2<（1-0.5）=225x5/6=187.5mm
2.闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算
a.选材：
选用七级精度；
小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217~255
（THlim仁600Mpa,cFE1=500Mpa
大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162~217
clim2=550Mpa，cFE2=380Mpa
b.计算小齿轮分度圆直径
（1）计算应力循环次数N:
N1=60njL=60X320x1x2x8x10x300=9.216xh
N2=N1\4.18=2.2047xh
（2）查图10—19得解除疲劳寿命系数KHN1-0.96KHN2-0.98得取
SHmin=1.0,
•••[cH]1=cHlimxKHN1/SHmin=60x0.96=576Mpa
[cH]2=cHlimxKHN1/SHmin=560<0.98=539Mpa
•••[cH]1>[cH]2，二计算取[cH]1=[cH]2=576Mpa
（3）按齿面接触强度设计小齿轮模数（由于小齿轮更谷易失效故按小
齿轮设计）：
v==3.768m/s
b=40m
dm1=62.5mmdm2=187.5mm
cHlim1=600MpacFE1=500Mpa
clim2=550Mpa
cFE2=380Mpa
N1=9.216xh
N2=2.205xh
KHN1=0.96
KHN2=0.98
SHmin=1.0
[cH]1=576Mpa
[cH]2=539Mpa
取齿数Z1=24，则Z2=Z1Xi12=24X4.18=100.32，取Z2=100
•••实际传动比u=Z2/Z1=100/24=4.167,
由［2］表11-5有ZE=189.8Mpa,由［2］取Kt=1.5
又•••T1=38136.8,u=4.17,齿宽系数
d1t2.32一
（T
2.32=62.24
d.齿轮参数计算：
（1）计算圆周速度：
v=d1n1/60000=3.14X62.24X320/60000=1.0423m/s
（2）计算齿宽b
b=Xd1t=1X62.24=62.24mm
（3）计算齿宽与齿高之比b/h
模数mt=d1t/z1=62.24/24=2.677
H=2.25mt=6.023
b/h=62.24/6.023=10.333
（4）计算载荷系数K
根据v=1.0423m/s，齿轮七级精度由机械设计课本图10-8得Kv=1.05
有表10-2得使用系数KA=1.00
由表10-3取动载系数K=1.1
由表10-4插值法得7级精度小齿轮相对支承非对称布置KH=1.42
由b/h=10.67,KH=1.42,查得图10-13得KF=1.35
齿轮的载荷系数
Z1=24
Z2=100
u=4.167
ZE=189.8Mpa
Kt=1.5
d1t=62.24mm
v=1.04m/s
b=62.24mm
b/h=10.33
Kv=1.05
KA=1.00
K=1.1
KH=1.42
KF=1.35
K=KA按齿轮的实际载荷系数所算得的分度圆直径由式（10-10a得）
d1=d1tX—=62.24X——=64.12mm
m=d1/z仁64.12/24=2.672
e.按齿轮弯曲强度设计
m
（1）由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限（TFE1=500Mpa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限（7FE2=380Mpa
（2）有图10-8查得弯曲疲劳强度寿命系数KFN仁0.885,KFN2=0.905.
（3）计算弯曲疲劳强度的许用应力，取安全系数S=1.4
[7FE1/S=0.885X500/1.4=316.07MPa
[7FE2/S=0.885X3800/1.4=245.644MPa
⑷计算载荷系数KF=1.35
K=KAXKVXKFXKF=1X1.05X1.1X1.35=1.55925
（5）查取齿形系数
由表10-5查得YFa仁2.65,YFa2=2.18
（6）查得应力校正系数YSa1=1.58YSa2=1.79
（7）计算小齿轮的并加以比较
=2.65X1.58/316.07=0.013247
=2.236X1.754/240.214=0.0158858
K=1.64
7FE1=500Mpa
7FE2=380Mp
KFN1=0.885
KFN1=0.885
S=1.4
[=316.07MPa
[=245.64MPa
K=1.55925
YFa仁2.65
YFa2=2.18
YSa1=1.58
YSa2=1.79
所以使用
（8）m==2.02
（9）对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模m大于由齿根弯曲疲劳强
度的模数，又有齿轮模数m的大学主要有弯曲强度觉定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关所以将其圆整到标准值。
即m=2.5
按接触疲劳计算的分度圆直径d仁64.12得
Z仁d1/m=64.12/2.525.68则取Z1=26
大齿轮Z2=26X4.167108.31取Z2=108
f.计算大小齿轮的基本几何尺寸
模数：
m=2.5mm
分度圆直径：
d1=mz1=2.5X26=65mm,d2=mz2=2.5X108=270mm
齿顶圆直径：
da仁d1+2Xm=65+X2.5=70mm
da2=d2+2Xm=270+X2.5=275mm
齿根圆直径：
df仁d1-2+）m=65-2+0.25）X2.5=58.5mm
df2=d2-2+）m=270-2+0.25）X2.5=263.5mm
齿轮锥距：
a=（d1+d2）/2=167.5mm
m=2.5
Z1=26
Z2=108
d1=65m
d2=270mm
da1=70mda2=275mm
df1=273.5mm
df2=263.5mm
a=167.5mm
齿宽：
b=
所以取小齿轮宽度为75mm大齿轮宽度为65mm
五，轴的设计计算
1.减速器高速轴1的设计
a.选择材料：
由于传递中小功率，转速不太咼，故选用45优质碳素结
构钢，调质处理，
按［2］表8-3查得（TB=637Mpa,［cb］-仁59Mpa
b.由扭矩初算轴的最小直径：
带式运输机用的减速器咼速轴通过联轴器与电动机的轴相连接，已
选定电动机型号为丫132M1-6,其传递功率为4KW转速为960r/min，其轴伸直径为d=38mm
按扭矩强度初定该轴的最小直径：
取A0=
-=（103一=16.57mm
由于该轴有一个键槽，故轴的直径应加大，
故
c.考虑1轴与电机伸轴用联轴器联接。
并考虑用柱销联轴器，因为电机的轴伸直径为d=38查［1］表13.1选取联轴器规格LX3（丫38X
82，Y30X60）.
联轴器的校核：
计算转矩为：
Tc=KT
K为工作情况系数，工作机为带式运输机时，K-1.251.5。
根据需
要取1.5。
b1=75mm
b2=65mm
T为联轴器所传递的名义转矩，即：
T=9550=9550X一=39.8N.m
Tc=KT=1.5X39.8=59.7N.m
联轴器的许用转矩Tn=1250N.mTc=59.7N.m,
许用转速[n]=4750r/minn=960r/min
所以联轴器符合使用要求
d.作用在小锥齿轮的受力：
（1）
Ft1=847.48N
Fr1=292.63N
Fa1=97.54N
圆周力Ft1=2T1/dm1=2X38136.8/90=847.48N,
（2）径向力Fr仁Ft1•tana•cosS1
=847.48Xtan20°Xcos18.435°=292.63N
（3）轴向力Fa仁Ft1•tana•sinS1
=847.48Xtan20°Xsin18.435°=97.54N
e.
轴的结构设计
（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和和长度
1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-U轴段右端需制出一轴
故取U-川的直径：
n皿=35mm,左端用连接小
锥齿轮取直径D=20mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为
L1=60mm,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I-n轴段应比L1略短一些，取］n=58mm。
2）初步选定滚动轴承，因轴承同时承有径向力和轴向力的作用，
故选单列圆锥滚子轴承。
参照工作要求并根据n皿=35mm，，由课
程设计，表12.4轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度
级的单列圆锥滚子轴承选用型号为30208,其主要参数为：
d=40伽，
D=80mm，T=19.75mm,B=18mm,C=16mm,=47mm所以皿出=40mm
ivv
Vw=40mm皿vvW=18mm
通过轴端定位，右端和大锥齿啮合定位。
小锥齿的长度为55mm轴段
W%的长度，取为w%=55mm
4）由轴承盖端的总宽度为26mm套筒宽度10mm确定
n皿=42.75mm
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
（2）轴上零件的周向定位
齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。
为了保证齿轮
与轴具有良好的配合的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为一，同样半联轴器与轴相连，配合也为一。
滚动轴承与轴的周向定位是有过渡配合来保证的。
此处选轴的直径尺寸公差为m6.
（3）取轴端倒角为2X45°，各轴肩处的圆角半径为R2.
f.求轴上的载荷。
该轴受力计算简图如图1.2b,齿轮1受力
MCr
HC
（1）求垂直面内的支撑反力：
■/出v=70mm轴承的T=19.75mma17.6mm.
L2=74mm
L3=55mm
RCy=1477.36N
RBy=-629.88N
MCy=109324.6N.mm
RCz=468.934N
RBz=-175.764N
Mcz=34701.1N.mm
M=114699.8N.mm
二L2=出v2（T-a）=70+2X（19.75-17.6）=74.3mm
根据实际情况取L2=74mm估取L3=55mm
•••艺MB=0：
RCy=Ft1（L2+L3）/L2=847.48（74+55）/74=1477.36N
•••艺丫=0,二RBy=Ft1-Rcy=847.48-1477.36=-629.88N
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