二级圆锥圆柱齿轮减速器课程设计.docx
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二级圆锥圆柱齿轮减速器课程设计
、设计任务书
传动方案示意图
设计计算及说明
结果
图一、传动方案简图
原始数据
传送带拉力F（N）
传送带速度V（m/s）
滚筒直径D（mm
1400
280
工作条件
三班制，使用年限为10年，连续单向于运转，载荷平稳，小批量生产，运输
链速度允许误差为链速度的5%。
工作量
1、传动系统方案的分析;
2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算;
3、传动零件的设计计算;
结果
4、轴的设计计算;
5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核;
、键联接和联轴器的选择及校核;
、减速器箱体，润滑及附件的设计;
、装配图和零件图的设计;
、设计小结;
10、参考文献;
二、传动系统方案的分析
传动方案见图一，其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小，传动效率高,适用在恶劣环境下长期工作，虽然所用的锥齿轮比较贵，但此方案是最合理的。
其减速器的传动比为8-15，用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。
三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算
设计计算及说明
电动机的选择
1、电动机类型选择：
选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压交流380V。
2、电动机容量选择:
（1）
工作机所需功率Pw=FV/1000
F-
工作机阻力
V-
工作机线速度
F=1400N
V=s
co
工作机效率可取
电动机输出功率Pd考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为
a为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即
63
a1?
2?
3?
4?
5?
6=
Pd=P
1-v带传动效率取
2-滚动轴承传动效率取
3圆锥齿轮传动效率取
5-联轴器效率取
W/n总=
（3）确定电动机的额定功率Rd
因载荷平稳，电动机额定功率
定功率为。
3、确定电动机转速
卷筒工作转速
nw=60
圆柱齿轮传动效率取
6-卷筒效率取
Ped略大于Pd即可。
所以可以暂定电动机的额
X1000V/nD=60X1000XnX280=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
nd=I
'dXnw=（8~15）X=~min
无法选择合适的电动机，故这时在减速器和电动机之间加以传动比为
带，来放大减速器的转速。
此时电动机的可选范围
-min
符合这一范围的同步转速只有
1000r/min。
设计计算及说明
由上可见，电动机同步转速只有1000r/min,—种传动比方案
综合各方面因素选择电机方案，即选电动机型号为
Y1001L-6机。
型号
额定功
满载转
中心高
轴伸尺
率/kW
速
mm
寸
nm（r/min）
电动机的主要参数见下表
Pd=
Ped=
nw
r/min
结果
Y80M2-
940
1390
60*140
4
三、运动参数及动力参数计算
Y80M2-4型
电动机
计算总传动比及分配各级的传动比
总传动比：
i=nm/nw=68
传送带的传送比i=5
二级齿轮的减速器的传动比为
分配圆柱齿轮的传动比i=
锥齿轮传动比i=3
1.计算各轴转速（r/min
1390
是大带轮所连轴
ni
278r/min
n2
278
（2）
92.6r/min
轴（3）是大圆柱齿轮所连轴
ns
4.53
20.44
r/min
2、各轴输入的功率
轴
（1）RPd61
0.560
0.92
0.98
0.505kw
轴
（2）P2R51
0.505
0.94
0.98
0.465kw
轴（3）RP214
0.465
0.97
0.98
0.442kw
轴
是大锥齿轮所连轴
3.计算各轴扭矩（
N-
m）
T1
轴
（1）
9550P
95500.505
ni
278
17.35
N?
m
n=278
nn-
nm
=min
Pi=
Pi=kw
T2
轴
（2）
9550F2
95500.465
n2
92.6
47.96
N?
m
T3
轴（3）
9550P395512442206.51N?
m
20.44
n3
结果
轴的数据
轴
转速（r/min）
功率（kw）
转矩（N?
m）
轴
（1）
278
轴
（2）
轴（3）
四、传动零件的设计计算
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R|=、小齿轮转速为nn=min、齿数比为。
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Z124,则大齿轮齿数Z23396195初选螺旋角
14。
2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算
设计计算及说明
小齿轮:
40Cr（调
质）
280HBS
大齿轮:
45钢（调
质）
240HBS
7级精度
结果
ZhZeZZ）2
h]
（1）确定公式内的各计算数值
试选载荷系数KHt
KHt=
查教材图表（图10-30）选取区域系数
Zh=
Zh
查教材表10-6选取弹性影响系数Ze=
1
MPa2
Ze=
由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Z
tarctan（tann/cos）arctan（tan20/cos14）20.562
atiarccos[zicost/（乙2hancos）]
arccos[24cos20.562/（2421
at2arccos[z2cost/（z22han
arccos|95cos20.562/（9521
[Z1（tanat1tant）]/2
Mpa
Hlim2550
95
cos14）]29.974
cos）]
cos14）]23.430
[24（tan29.974tan20.562）
（tan23.430tan20.562）]/2
tan（14）/1.905
dz,tan/124
Ji）
由式
（10-23）可得螺旋角系数
Mpa
d=1
T=
1.652
（41.652（1
J^^（1
由教材公式10-13计算应力值环数
Tcos
N1=60njLi=60XX1x（3x8X300x
N2=9
查教材10-19图得：
K1
查取齿轮的接触疲劳强度极限
由教材表10-7查得齿宽系数
10）
11）
Hlim1600Mpa
d=1
小齿轮传递的转矩T1=X105XP2/n2==
侦5）屠O.667
JCOS140.985
10）=x
9.
10h
MPa
Hlim2
550Mpa
V=
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）
结果
K
_=x600=558MPa
1S
]2=Khn2H|im2=^550=528MPa
S
许用接触应力为两者较小者
故:
[h][h]2528MPa
（2）设计计算
1）按式计算小齿轮分度圆直径d1t
dit
3
l2KHtT1U1（ZHZEZZ）2
V（[h]）
ZhZeZZ
34
；21.310.810119（2.433189.80.6670.985）248789mm
528
2）计算圆周速度V
d1tn1s
601000
3）计算齿宽b及模数
mnt
设计计算及说明
4）
5）
6）
7）
b=
dd1t==
mnt怜3业2.221mm
24
mint=
计算齿宽与咼之比
齿高h=2.25mnt=x=mm
%=48-7%
计算纵向重合度
计算载荷系数K
d乙3=14=
系数Ka=1,根据V=s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数Kv=
查教材图表
由教材图表
查教材图表
Kh
Kf
（表10-3）得齿间载荷分布系数KhKf
（表10-4）查得Kh1
（图10-13）得Kf1
所以载荷系数
KKaKvKhKh
按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1
Kh
Kf
3
氓5厝54.94mm
mn1=mm
8）计算模数mn1
24
mn=d1^54.94COS142.221mm
3、按齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
mn
'2
2KFtT1YYcos,诈Ys
dZ21
（'F'S）设计
[f]
Zvi=
2）根据纵向重合度=查教材图表
（图10-28）查得螺旋影响系数丫=
结果
3）计算当量齿数
Zv1Zf/cosW
设计计算及说明
33
Zv2Z2/cOS88/cos14
查取齿形系数查教材图表（表10-5）Yf1=，Yf2
查取应力校正系数查教材图表（表10-5）Ys1=，Ys2
查教材图表（图10-20C）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限
Fiim1=500MPa，大齿
轮弯曲疲劳强度极限
Flim2=380MPa。
ZV2
Yf
Yf
Ys
Ys
（1）确定公式内各计算数值1）试取载荷系数KFt1.3
计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=,由式F
Kfnfe得
S得
KFN1
KFN2
_KfN1Flim10.9500
F]1=—「
321.4
FE1-
1.4
1.4
[F]2=Kfn2FF20.94380255.14
S
9）计算大、小齿轮的
YfYs
，并加以比较
f
Yf1Fs1
[f]1
2.62
321.4
160.0130
Yf2Fs2
[f]2
2.181.820.0156大齿轮的数值大.选用.
255.14
（2）设计计算
1）计算模数
37
]21.310.8104
彳124*2
2）由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数:
mn
2
O.681O.778cos140.0156mm1.56mm
mn彳Kt1.56iR?
1.613
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数
mn大于由齿根弯曲疲劳
乙=27
Z2=106
结果
GB/T1357-1987
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
圆整为标准模数,取mn=2mn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
d1=mm来计算应有的齿数.
2）计算齿数z
54.94COS14
1=
取z1=27
那么z2=X27=取z=106
mn
a=137mm
2COS14
设计计算及说明
=13.879
=arccos（ZZ）mnarccos（27106）213.879
2137
因值改变不多，故参数，k,
Zh等不必修正.
d1=56mm
（3）计算大.小齿轮的分度圆直径
d2=218mm
d1=込
cos
272=mmCOS13.879
取整为56
B162
B256
d2^
COS
1062=mmCOS13.879
取整为218
（4）计算齿轮宽度
B=
d11
62mm62mm
B256
Bi
62
（5）结构设计
小齿轮（齿轮
1）
齿顶圆直径为
60mm采用实心结构
大齿轮（齿轮
2）
齿顶圆直径为
222mm采用腹板式结构其零件图如下
结果
图二、斜齿圆柱齿轮
设计计算及说明
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P=、小齿轮转速为n=min、齿数比为由电动机驱动。
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、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
7级精度
（1）圆锥圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用
（GB10095-88）
Z125
（2）材料选择由《机械设计（第九版）》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
Z2
75
（3）选小齿轮齿数Z124,则大齿轮齿数Z23.125Z1
75
2、按齿面接触疲劳强度设计
设计计算公式:
ZhZe\2
dit't；（r^?
（厅
kt1=
（1）、确定公式内的各计算值
1）试选载荷系数KHt=
2）小齿轮传递的转矩T1=X105Xp/n1=取齿宽系数
R0.3
0.3
3）查图10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限
Hliml600Mpa大齿轮的
接触疲劳极限Hiim2550Mpa
1
4）查表10-6选取弹性影响系数ZE=MPa2
5）由教材公式10-13计算应力值环数
N1=60n』L,=60XX1X（3X8X300x10）
=XI09h
KhN1
0.91
[h]1
N2=X109h
546MPa
7）查教材10-19图得：
K1=K2
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）
结果
[h]2=506
H],=KHN^Hlim1=x600=546MPa
设计及设计说明
h]2=K^^S^^=^550=506MPa
MPa
（2）设计计算
1）试算小齿轮的分度圆直径，带入
H中的较小值得
dJ189.82.52
1.3436600
dm1d1t（10.5
5060.310.5
0.32
3.125
整小齿轮
分
度
）62.78（10.30.5）
53.363mm
调
R
圆直径
62.78mm
dit=
V=s
计算圆周速度
Vdm1n1s
601000
计算载荷系数
系数Ka=1，根据V=s,
7级精度查图表
（图10-8）
得动载系数Kv=
查图表（表10-3）得齿间载荷分布系数
KhKf
=1
K=
根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置得
Kh卩Kfb=
得载荷系数kkakvkhkh
按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得
dt舟=62.78
懵64.135mm
Mt=
计算模数
d164.135
2.67mm
Z1
24
、按齿根弯曲疲劳强度设计
设计公式:
4KT1
R（10.5R）2zj后
YFaYsa
K=
（1）确定公式内各计算数值
1）计算载荷系数k
KaKvKfKf
结果
2）1arctanQ/u）
29017.74
arctan（24/75）
72.26
3）计算当量齿数
Zv1
17.74
设计及设计说明
ZV2%2
4）由教材表10-5查得齿形系数
Yf12.65
Yf22.15
应力校正系数
Ys11.58YS21.88
4）由教材图20-20C
查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa，大齿轮的
弯曲疲劳强度极限
FE2380MPa
5）
由《机械设计》图
10-18取弯曲疲劳寿命系数KfN1=KfN2
Yf1
2.65
YF2
2.15
Ys1
1.58
Ys2
1.88
FE1
500M
FE2
380M
Pa
Pa
KFN1
6）
计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.7，得
KFN1FE1O.91500
f]1=—T"
KFN2
1.7
267.65MPa
f]2=KfN2FF20.92380205.65MPa
F2S1.7
计算大小齿轮的YFaFsa,并加以比较
[f]
2.65匸580.0156
[F]1267.65
YFa2Fsa22.151.88
0.020
205.65
[f]2
大齿轮的数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算
（2）设计计算
1.336600
mj2*0.02mm1.325mm
V0.310.50.3242j3.12521
取M=2mm
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
M=
结果
模数,取m=2mmi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d1=mm来计算应有的齿数.
设计及设计说明
（1）
计算齿数z1=d133取1z=33
m
那么z2=x33=104
z1=33
Z2=104
计算几何尺寸
d1=z,m2
33=66mm
d1=66
d2=z2m2
104=208mm
arccot」1736'16d
90!
7223''43"
d1rJ——1d1rJ―132.733mm圆整取
II4*4
B2
d2=208
11736'16''
27223'43''
B1=33mm
r/-
Bi=33mm
IK
wit
h.N
■J
B2=33mm
机构设计
i圆直径为
米用实心结构其零件图
203mm采用腹板式结构
小锥齿轮
大锥齿轮（'齿轮一大端齿顶圆
一亠k
社L
".严■?
图三、直齿锥齿轮
设计计算及说明
结果
五、轴的设计计算
输入轴（I轴）的设计
1、求输入轴上的功率p、转速n和转矩Ti
P=kw
n=minT：
=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
dmidi（10.5R）66（10.50.3）56.1mm
则Ft2Tdm12366°%611304.81N
FrFt.tan20cos1452.67N
FFt.tan20sin1143.65N
—一『一f
圆周力Ft、径向力冃及轴向力Fa的方向如图二所示L"
Ft=
Fr=
Fa=
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（第九版）》表15-3，取A，得
结果
TeaKAT2
dl2=28mm
设计计算及说明
4、轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案（见图五）
98
Lb
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，查《机械设计》
书，故
2）初步］
同时受有径向力和轴向力，故I选
d2332mm。
左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当
d2332mm
小于L所以取.
\\\\\\\
"圆锥滚子
表T3-i
:
轴承，参照工作要求并根据蠹d!
—32mm，由《机械设计课程设
-\Li——L2
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30307,其尺寸
所以d3435mm而l34
设计计算及说明
这对轴承均采用轴肩进行轴向定位,
型轴承的定位轴肩高度da44mm，
3）取安装齿轮处的轴段67的直径
段应略短于轴承宽度，故取
Li2=58mm
d3435mm
L34=结果
由《机械设计课程设计》表13-1查得30307
因此取d4544mm
d6733mm；为使套筒可靠地压紧轴承,
56
d45
d67
44mm
33mm
L56=21mmd5635mm
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
I30mm，取L23=50mm
L56
d56
=21mm，
35mm
L23=50mm
5）有《机械设计手册》得锥齿轮轮毂宽度为d67=40mm为使套筒端面可靠地压
紧齿轮取L6756mm
由于Lb2La
故取L45109mm
L6756mm
L45109mm
La60mm,Lb120mm
（3）轴上的周向定位
圆锥齿轮的周向定位采用平键连接,
按d6733mm由《机械设计（第九版）》表
6-1
查得平键截面键宽x键高bh
10mm8mm，键槽用键槽铳刀加工，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
H7;同样,
n6
半联轴器处平键截面为bhl8mm7mm36mm与轴的配合为h7；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245，轴肩处的倒角可按适当选取。
5、求轴上的载荷（30307型的a=。
所以俩轴承间支点距离为120mm右轴承与齿
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
Fnh1652405N
Fnv1192.76N
Fnh21957.215N
Fnv2645.43N
弯矩M
Mh78288.6N.mm
Mv123131.2N.mm
Mv24029.38N.mm
总弯矩
M1J7828862（23131.22）816343N?
mm
M2J78288.624029.382783922N?
mm
扭矩T
Ti=
设计计算及说明
轮间的距离为60mm）（见图四）
结果
6、按弯扭合成应力校核轴的强
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