两级圆锥圆柱齿轮减速器设计说明书.docx

设计题目：减速器的设计
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一、 设计任务书··········································1
二、 传动系统方案的分析··································2
三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算··········2
四、传动零件的设计计算··································4

五、轴的设计···········································17
5.1输入轴（I轴)的设计
5.2中间轴（II轴）的设计
5.3输出轴（轴）的设计
六、轴承的校核·········································29

七、键联接的选择及校核计算·····························31

八、 联轴器的选择·······································33
九、润滑与密封·········································33
十、减速器附件的选择···································34
十一、参考文献·········································34
三、 设计任务书

图一、传动方案简图

传送带拉力F(N)
传送带速度V(m/s)
滚筒直径D（mm）
1800

350

输送带允许速度误差±5%，室内工作，有粉尘，两班制，使用年限为10年（每年250天），连续单向于运转，载荷平稳，大修期3年。

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；
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；
6、键联接和联轴器的选择及校核；
7、减速器箱体，润滑及附件的设计；
8、装配图和零件图的设计；
9、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
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）传送带功率

(2) 从电动机到工作机主动轴之间的总效率

-滚动轴承传动效率取0.99 7
8-联轴器效率取0.99
6
(3)电动机的输出功率为

（3）确定电动机的额定功率
因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。所以可以暂定电动机的额定功率为3kw。
3、确定电动机转速
卷筒工作转速

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

可见同步转速为750r/min 的电动机符合,再由，根据[2]表8-184，可选用Y132M-8型电动机。其数据如下表：
电动机型号
额定功率（kw）
电动机转速（r/min）
电动机质量（kg）
同步
满载
Y132M-8

750
710
79

1、传动装置总传动比

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。

1、各轴的转速

2、各轴输入功率

3、各轴转矩

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）
710
710

功率（kw）
3

转矩()

传动比
1

1
效率

四、传动零件的设计计算

已知输入功率为、小齿轮转速为、齿数比为4。工作寿命10年（每年工作250天），大修期3年，两班制（每班8小时），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）材料选择
由[1]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。
（2）运输机为一般工作机器，速度不高，由[1]表10-6选用7级精度。
（3）选小齿轮齿数,则大齿轮齿数。
（4）初选螺旋角。
（5）压力角。
2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算
（1）由[1]式（10-24）计算小齿轮分度圆直径，即

1）确定公式内的各计算数值
试选载荷系数。
‚查[1]图10-20选取区域系数。
ƒ由[1]表10-5选取弹性影响系数。
④[1]表10-7取齿宽系数。
⑤由[1]式10-21计算重合度系数。

⑥由[1]式10-23得螺旋角系数
⑦计算接触疲劳许用应力[]
由[1]图10-25查得大小齿轮的接触疲劳极限分别为。
由[1]式10-15计算循环次数：

由[1]图10-23差取接触疲劳寿命系数。
取失效概率为1%，安全系数S=1，由[1]10-14得

取、中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即。
2） 试算小齿轮分度圆直径

(2)调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷前的数据准备
圆周速度

‚齿宽

2） 计算实际载荷系数
由[1]表10-2查得使用系数。
‚由[1]图10-8查得动载荷系数。
ƒ齿轮的圆周力,
,
差[1]表10-3得。
④由[1]表10-4得。
则载荷系数为
3) 由[1]式10-12得分度圆直径

模数。
3.按齿根弯曲疲劳强度设计
(1)由式10-20，

1) 确定公式内各计算数值
试选载荷系数。
‚由式[1]式10-18，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数。

ƒ由[1]式10-19，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数。

④计算。
由当量齿数，，查[1]表10-17，得齿行系数、。
由[1]图10-18,查得应力修正系数、。
由[1]图10-24c,查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别是、。
由[1]图10-22,查的弯曲疲劳寿命系数、。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-14,得

因为大齿轮的大于小齿轮，所以取。
2） 试算齿轮模数

（2）调整齿轮模数
1）计算实际载荷系数前的数据准备。
圆周速度v

‚齿宽b

ƒ齿高h及宽高比b/h

2） 计算实际载荷系数。
根据，7级精度，由[1]图10-8查的动载荷系数。
‚由，，
查[1]表10-3得齿间载荷分配系数。
查[1]表10-4用差值法查的，。
则载荷系数为
3) 由[1]式10-13，可得按照实际载荷系数算得的齿轮模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数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，从标准中就近取。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来计算小齿轮的齿数，即
取，则，取，、互质。
4、几何尺寸计算
（1） 计算中心距

考虑模数从1.858mm增大到2mm，为此将中心距减小圆整至135mm。
（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角

（3） 计算大、小齿轮的分度圆直径

（4） 计算齿轮宽度

取、。
5. 圆整中心距后的强度校核
齿轮副的中心距在圆整之后，、和、、等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作应力。
（1） 齿面接触疲劳强度校核
由[1]式10-22，齿轮接触疲劳强度。
1）确定公式内的各计算数值
试选载荷系数。
‚查[1]图10-20选取区域系数。
ƒ由[1]表10-5选取弹性影响系数。
④[1]表10-7取齿宽系数。
⑤传动比。
⑥小齿轮分度圆直径。
⑦转矩。
⑧由[1]式10-21计算重合度系数。

⑩计算实际载荷系数
a.由[1]表10-2查得使用系数。
b.由[1]图10-8查得动载荷系数。
,
,
查[1]表10-3得。
d.由[1]表10-4得。

2） 校核

故满足齿面接触疲劳强度条件。
(2) 齿根弯曲疲劳强度校核
由[1]式10-17

1) 计算公式中各参数值
。
‚。
ƒ。
④。
⑤由式10-18计算弯曲疲劳强度重合度系数。

⑥由[1]式10-19，可计算弯曲疲劳强度的螺旋系数。

⑦求、
由

由[1]图10-17，得、，由[1]图10-18，得、。
2） 校核

故满足齿根弯曲疲劳强度条件，并且小齿轮抵抗弯曲破坏的能力大于大齿轮。
6. 主要设计结论
齿数 、，模数m=2mm，压力角，螺旋角，变位系数，中心距a=135mm，齿宽，小齿轮用40Cr（调质），大齿轮用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。

小齿轮（齿轮1）齿顶圆直径为57.59mm，采用实心结构。
大齿轮（齿轮2）齿顶圆直径为220.41mm，采用腹板式结构，零件图如下。

已知输入功率、小齿轮转速为、齿数比为2.96。由电动机驱动。工作寿命10年（设每年工作250天），两班制（每班8小时），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） 选用标准直齿锥齿轮传动，压力角为。
（2） 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）。
（3） 由[1]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。
（4）选小齿轮齿数,则大齿轮齿数。
2.按齿面接触疲劳强度设计
(1)由[1]表10-1试算小齿轮分度圆直径

1)确定公式中各参数值
试选载荷系数。
‚小齿轮传递的转矩。
ƒ取齿宽系数。
④查[1]图10-20得区域系数.
⑤由[1]表10-5差得材料的弹性影响系数。
⑥由2中计算得。
2） 计算小齿轮分度园直径。

（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。
圆周速度v。

‚当量齿轮宽带系数范德萨。

2） 计算实际载荷系数。
由[1]表10-2查得使用系数。
‚由[1]图10-8查得动载荷系数。
ƒ直齿锥齿轮精度较低，取齿间分配系数。
④由[1]表10-4用插值法查得齿向分布系数。
由此，得到实际载荷系数

3） 由[1]式10-12，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径为

及相应的齿轮模数

3. 按齿根弯曲疲劳强度设计
（1） 由[1]式10-27试算模数，即

1） 确定公式中各参数值。
2） 试选。
‚计算。
由分锥角和。
当量齿数

查[1]图10-17，得齿行系数、。
由[1]图10-18,查得应力修正系数、。
由[1]图10-24c,查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别是、。
由[1]图10-22,查的弯曲疲劳寿命系数、。
取弯曲疲劳安全系数S=1.7，由式10-14,得

因为大齿轮的大于小齿轮，所以取。
3） 试算齿轮模数

（2）调整齿轮模数
1）计算实际载荷系数前的数据准备。
圆周速度v

‚齿宽b

ƒ齿高h、齿宽系数、宽高比b/h。

2）计算实际载荷系数
由[1]表10-8，。
‚取。
ƒ由[1]表10-4，得.由图[1]图10-13得。
则
3)由[1]式10-13，可得按照实际载荷系数算得的齿轮模数

按照齿根弯曲疲劳强度计算的模数，就近选择标准模数m=2mm，按照接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数。
取、，取，、互质。
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。
5. 主要设计结论
齿数 、，模数m=1.5mm，压力角，变为系数，分锥角，，齿宽，小齿轮用40Cr（调质），大齿轮用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。

小锥齿轮（齿轮1）齿顶圆直径为61.91mm，采用实心结构。
大锥齿轮（齿轮2）齿顶圆直径为175.15mm，采用腹板式结构。
五． 轴的设计
5.1输入轴（I轴)的设计
1、输入轴上的功率、转速和转矩
、、
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所示

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[1]表15-3，取，得

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[1]表14-1，由于转矩变化很小，故取，则
，查[2]表8-179，选Lx1型弹性柱销联轴器其工称转矩为250N·m，取，半联轴器长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm。
4、轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案

2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
3） 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。
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[1]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30306，其尺寸为，所以。而。这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由[1]表13-1查得30306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。
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。
5） 锥齿轮轮毂宽度为42mm，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[1]表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm，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[1]15-2选取适当选取。
5、求轴上的载荷（30306型的a=19.5mm。所以俩轴承间支点距离为mm 右轴承与齿轮间的距离为mm。）
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

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

前已选定轴的材料为45钢（调质），由[1]表15-1查得，故安全。
5.2中间轴（II轴）的设计
1、求输入轴上的功率P、转速n和转矩T
、、
2、求作用在齿轮上的力
已知小斜齿轮的分度圆直径为

则

已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径

则

径向力、及轴向力、的方向如图所示

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40Cr（调质），根据[1]表15-3，取，得
，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和。
4、 轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）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[1]1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30306，其尺寸为，。
这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由《机械设计课程设计》表13.1查得30306型轴承的定位轴肩高度37mm，因此取套筒直径37mm。
2）取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，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。
3）已知圆柱直齿轮齿宽，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取。
4）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。则取、、
（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[1]表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，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；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由[1]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；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k6。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为。
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=15.3mm。所以轴承跨距分别为L1=55.45mm，L2=74.5mm。L3=60.95mm做出弯矩和扭矩图。由弯矩图和扭矩图知斜齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

6、按弯扭合成应力校核轴的强度
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，轴的计算应力为

前已选定轴的材料为（调质），由[1]表15-1查得，故安全。
5.3输出轴（轴）的设计
1、求输出轴上的功率P、转速n和转矩T
、、
2、求作用在齿轮上的力
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所示

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[1]1表15-3，取，得

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[1]1表14-1，由于转矩变化很小，故取，则。查[1]表14-4选Lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250Nm半。联轴器的孔径，所以取，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。
4、轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案

（5） 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，1段轴左端需制出一轴肩，故取23段的直径，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12段的长度应比略短些，现取。
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[1]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[1]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55mm，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，故取齿轮的轮毂直径取为55mm所以。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。
5）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。
齿轮距箱体内比的距离为a=20mm，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、。
（3）轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按由[1]表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为46mm，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。
（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
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、、。做出弯矩和扭矩图。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：
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

6、按弯扭合成应力校核轴的强度
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

前已选定轴的材料为45钢（调质），由[1]表15-1查得，故安全。
六、 轴承的校核

初步选择的滚动轴承为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，轴向力，e=0.31,Y=1.9,Cr=59kN。
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

则

则

故

由

则

设计寿命
轴承寿命
故合格。

初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为，轴向力，e=0.31,Y=1.9,Cr=59kN。
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

则

则

故

由

则

轴承寿命
故合格。

初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为，轴向力，e=0.35,Y=1.9,Cr=130kN。
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

则

则

故

由

则

轴承寿命
故合格。
七、键联接的选择及校核计算

1、校核联轴器处的键连接
该处选用普通平键尺寸为，接触长度
，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：

由表[1]表6-2，。则
故单键即可。
2、校核圆锥齿轮处的键连接
该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：

故合格。

1、校核圆锥齿轮处的键连接
该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：

故合格。
2、校核圆柱齿轮处的键连接
该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：

故合格。

1、校核联轴器处的键连接
该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：

故合格。
2、校核圆柱齿轮处的键连接
该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：

故合格。
九、 联轴器的选择
在轴的计算中已选定了联轴器型号。
输入轴选Lx1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250Nm，半联轴器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm，Z型轴孔。
输出轴选选Lx3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250Nm，半联轴器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm，Z型轴孔。
十、 润滑与密封
齿轮采用浸油润滑，由[2]表8-167查得选用100号中工业闭式齿轮油（GB5903-1995），油量大约为3.5L。当齿轮圆周速度时，圆锥齿轮浸入油的深度至少为半齿宽，圆柱齿轮一般浸入油的深度为一齿高、但不小于10mm，大齿轮的齿顶到油底面的距离≥30~50mm。由于大圆锥齿轮，可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好，当然也可用油脂润滑。密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。
十、减速器附件的选择
由[2]选定通气帽为；油标为压配式圆形的油标A20JB/T 7491.1-1995；外六角油塞及封油垫；箱座吊耳，吊环螺钉为螺钉GB825-88）M16；启盖螺钉M8。
十一、参考文献
1、《机械设计（第八版）》濮良贵，纪名刚主编　高等教育出版社
2、《机械设计课程设计（第四版）陈秀宁主编 浙江大学出版社