圆锥圆柱二级减速器

机械设计课程设计
计算说明书
题目二级圆锥圆柱齿轮减速器专业班级
学号
学生姓名
指导教师
西安文理学院
2011年12月29日
西 安 文 理 学 院
机械设计课程设计任务书
学生姓名 专业班级 机械设计制造及其自动化 学 号
指导教师 职 称 教研室 机械 题目 设计带式运输机传动装置 编号 Z-10 传动系统图：
ν
原始数据：
运输带工作拉力N F /
运输带工作速度)/(1
-⋅s m v
卷筒直径mm D /
2500
1.5
270
工作条件：
连续单向运转，工作时有轻微振动，小批量生产，单班制工作，使用期限10年，运输带速度允许误差为±5%
要求完成：
1.减速器装配图1张（A2）。

2.零件工作图2张（箱体和轴）。

3.设计说明书1份，6000-8000字。

开始日期2011年12月5日 完成日期2011年12月29日
目录
1.传动方案 (4)
1.1.拟订传动方案 (4)
2.选择电动机 (5)
2.1.电动机类型和结构形式 (5)
2.2.电动机容量 (6)
2.3.电动机的转速 (6)
3.计算传动装置的运动和动力参数 (7)
3.1.传动装置的总传动比 (7)
3.2.分配各级传动比 (8)
3.3.计算传动装置的运动和动力参数 (8)
3.3.1.各轴转速 (8)
3.3.2.各轴输入功率 (9)
3.3.3.各轴输入转矩 (9)
4.传动件的设计计算 (10)
4.1.高速级直齿锥齿轮的设计 (10)
4.1.1.选定齿轮精度等级，材料，齿数和模数 (10)
4.1.2.按齿面接触强度设计 (11)
4.1.3.按齿根弯曲疲劳强度设计 (13)
4.1.4.几何尺寸计算 (15)
4.2.低速级斜齿圆柱齿轮的设计 (16)
4.2.1.选定齿轮精度等级，材料，齿数和模数 (16)
4.2.2.按齿面接触强度设计 (16)
4.2.3.按齿根弯曲疲劳强度设计 (18)
4.2.4.几何尺寸计算 (20)
5.轴径的设计计算与轴承的选择 (21)
5.1.轴径初算 (22)
5.1.1.各轴的最小轴径的初算 (22)
5.1.2.轴承润滑方式的选择 (22)
5.2.各输入轴的设计计算及其轴承的选择 (23)
5.2.2.高速轴的设计与轴承的选择 (23)
5.2.2.中间轴的设计与轴承的选择 (24)
5.2.3.低速轴计与轴承的选择 (25)
5.2.4强度计算 (27)
5.2.5联轴器的选择 (29)
6.滚动轴承的选择及校核 (31)
6.1. I轴滚动轴承的选择及校核计算 (31)
6.2. Ⅱ轴滚动轴承的选择及校核计算 (32)
6.3.Ⅲ轴滚动轴承的选择及校核计算 (34)
7.键的选择及校核 (37)
7.1.各轴键联接的选择及校核计算 (37)
7.1.1 I轴强度计算 (37)
7.1.2 II轴强度计算 (38)
7.1.3 III轴强度计算 (38)
8.二级齿轮减速器箱体部分结构尺寸 (39)
9.附件的设计 (40)
10.润滑与密封 (42)
设计小结 (43)
1.传动方案
1.1.拟订传动方案
外传动为V带传动
减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器
此减速器为圆锥圆柱齿轮减速器
ν
已知条件约束，该工作机有轻微振动。

减速器部分应用最广泛的一种——圆锥圆
柱齿轮减速器，其中支撑轴承选择深沟球轴承，齿轮选用8级精度的一般齿轮传动。

减速器于工作轴之间采用弹性柱销联轴器，原因是它加工制造容易，装拆方便，成本
低，有缓冲减振的作用。

为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的范围的传动机构和传动方案，
可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速w n ，即：
V=1.5m/s ；D=270mm ；
w n =60×1000×V/（π×D ）=60×1000×1.5/（3.14×270）
=106.16/min r
一般选用同步转速为1000 /min r 或1500 /min r 的电动机作为原动机，因此传动装置
的总传动比约为8—13。

2.选择电动机 2.1.电动机类型和结构形式
106.16/min
w n r =
类型：
Y 系列一般用途的全封闭自扇冷属于笼型三相异步电动机；
按照工作要求和工作条件，选用Y 系列三相交流异步电动机（380V ）。

2.2.电动机容量
型号：
工作机所需输入功率：2500 1.5
3.91100010000.96
w w FV P KW η⨯===⨯
电机所需功率： 3.91
4.640.842
w
d a
P P KW η==
=
其中，电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率为a η；
总效率可以参照公式：241234a ηηηηη=
123,4,,ηηηη分别为：联轴器的传动效率；
滚动轴承的效率；
圆柱齿轮的传动效率；
锥齿轮的传动效率；
查得：123,40.99,0.98,0.98,0.95ηηηη====
2.3.电动机的转速
初算电动机转速可选范围：
工作机转速： n =60×1000×V/（π×D ）=60×1000×1.5/（3.14×270）
3.91w P KW =
4.64d P KW =
a η=0.842
=106.16/min r
电动机可选速度范围： d n = （1i 2i ×…）n ； 则：
可选电动机最大转速：msx n =1592.4/min r 可选电动机最小转速：min n =849.28/min r
可供选择的电动机型号有：
Y 132M2—6 Y 132S —4
计算两种型号电机的传动比：
Y 132M2—6：i=960/106.16=9.04 Y 132S —4 ：i=1440/106.16=13.56
所哟，最终设计选用 Y 132M —6型号的电动机。

电机转速n ：1000/min r ； 电机参数 ： 额定功率：5.5kw
满载转速：m n ＝960/min r
电机轴直径：d=38mm .
3.计算传动装置的运动和动力参数
3.1.传动装置的总传动比
12340.99
0.98
0.980.95
ηηηη====
106.16/min w n r =
m n ＝960/min r
由电动机满载转速m n =960/min r ；工作机转速w n =106..16/min r ；
传动装置总传动比i= m n / w n （601000106.16/min w v
n r D
π⨯⨯==）
i=9.04
3.2.分配各级传动比
1i 为高速级传动比，2i 为低速级传动比，且i=1i 2i
取31=i ， 则有：2 3.013i =;
3.3.计算传动装置的运动和动力参数
3.3.1.各轴转速 联结电动机的轴为1轴，减速器的高速轴为2轴，低速轴为3轴，联结 工作机的轴为4轴. 各轴转速为： 电机轴：；960/min m n r = ；
高速轴：1960/min m n n r ==
31=i
2 3.013i =
中间轴：1
21960320/min 3
n n r i =
== 低速轴：322320/3.013106.21/min n n i r === 工作轴：03106.21/min n n r ==
3.3.2.各轴输入功率
4.64m d p p kw == 1 4.59m p p kW η==联
21 4.23p p kW ηη==承齿 32 4.07p p kW ηη==承齿 03 3.94p p kW η==联
3.3.3.各轴输入转矩
4.649550
955046.16.960
m m m p T N m n === 1
11 4.599550
955045.66.960
P T N m n === 222 4.239550
9550126.24.320
p T N m n === 333 4.079550
9550365.96.106.21
p T N m n === 000 3.94
95509550354.27.106.21
p T N m n ===
2320/min n r =
1 4.59p kW =
2 4.23p kW =
3 4.07p kW =
145.66.T N m =
2126.24.T N m =
365.96.T N m =
将以上算得的运动的动力参数列表如下：
轴名
电动机轴I轴II轴III轴工作轴参数
转速n(r/min)960 960 320 106.21 106.21 功率p(kw) 4.64 4.59 4.23 4.07 3.94 转矩T(N·m) 46.16 45.66 126.24 365.96 354.27 传动比i 1.00 3.0 3.013 1.00 效率0.99 0.93 0.96 0.97
4.传动件的设计计算
4.1.高速级直齿锥齿轮的设计
4.1.1.选定齿轮精度等级，材料，齿数和模数
设计参数：
11121 4.59;45.66.;
960/min;320/min;3.0;
p kW T N m n r n r i =====
运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。

选材：
大齿轮：40Cr （调质），调质处理表面淬火，硬度280HBS ；
小齿轮：45钢（调质），调质处理表面淬火，硬度240 HBS 。

初选小齿轮齿数124z =，则21 3.02472z iz ==⨯=
4.1.2.按齿面接触强度设计
.按齿面接触强度设计公式
[]3
2
211)()2/11(92.2H E R R t Z u
KT d σϕϕ∙-≥ (1) 确定公式内的各项参数值
MPa
MPa
MPa Z HLim HLim E 550600,8.18921===σσ劳极限
查得大小齿轮的接触疲数查的材料的弹性影响系
试选载荷系数 3.1=t K
1) 计算应力循环次数
124z = 272z =
9116060960(1830010) 1.3810h N n L ==⨯⨯⨯⨯⨯=⨯ 9
82 1.3810
4.6103.0
N ⨯==⨯
2) 查表的接触疲劳寿命系数120.85,0.89n n Z Z == 3) 计算接触疲劳许用应力 取安全系数0.1=H S
[]21
11600
0.85510/1.0
HLimb H N H
Z N mm S σσ=
=
⨯= []2lim 2
22550
0.89489.5/1.0
h b H N H
Z N mm S σσ=
=
⨯=;
(2) 计算齿轮参数：
初选载荷系数
k ο
t K =2.25；
ΨR=1/3(齿宽系数)；
1）求小齿轮分度圆直径t d 1,代入[]H σ的均值
42
3
121.3 4.5910189.82.92()67.551/3(11/6)3500
t d mm ⨯⨯≥∙=-⨯ 2) 圆周速度11
3.1467.55960
3.39/601000601000t d n v m s π⨯⨯=
==⨯⨯
3) 计算齿宽1/3113.8437.95b d R mm ϕ=∙=⨯=
其中：R=2
m 2
221z z +=
2
3222472113.84mm +=
4) 11
67.55
2.8124
t
t d m z =
==
2.25 2.25 2.81 6.33t h m mm ==⨯=
37.95
/ 5.996.33
b h =
=
5) 计算载荷系数
根据v=5.17m/s,8级精度,查得动载荷系数 1.12v K =
MPa
MPa MPa
Z HLim HLim E 5506008.18921===σσ
3.1=t K
120.850.89
n n Z Z ==
[]2
1510/H N mm σ=
[]2
2489.5/H N mm σ=
=t K 2.25
mm d t 6.681=
mm b 366.36=
直齿轮,假设m N b F K t A /100/≤,由表查得0.1==Fa Ha K K
由表查得使用系数 1.25A K = ,由表查得 1.35H K β=,由表
查得 1.35F K β= ,故载荷系数 1.25 1.13 1.0 1.43 2.002A V H K K K K K αβ==⨯⨯⨯=
6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,
3311/67.55 2.002/1.378.0t t d d K K mm ===
7) 计算模数m
11/78.0/24 3.25m d z ===
8) 校核
H σ=H Z E
Z u
1
u )5.01(222
211
+-R bd KT φ＜[]1H σ
=2.5×189.8×22
2 2.0024566031
()360.6937.9578.0(10.50.3)3
MPa ⨯⨯+⨯=⨯⨯-⨯<[]2H σ 安全。

4.1.3.按齿根弯曲疲劳强度设计
按齿根抗弯强度设计
[]
3
2
1
22
1
)(
1)
2/11(4F Sa
Fa d d Y Y z u KT m σφφ+-≥
(1) 确定公式内的各项参数数值
1) 查图得大小齿轮的疲劳极限：
12500,
380FLimb FLimb MPa MPa
σσ==;
2) 由图9-38查得抗弯疲劳寿命系数: 120.850.89
N N Y Y ==;
3) 取抗弯疲劳安全系数4.1=F S ，
1.12v K =
0.1==Fa Ha K K
1.35H K β=
2.002K =
178.0d mm =
MPa
MPa FLimb 450,
5001==σσ
所以: []21
115000.85
303.57/1.4FLimb F N F
Y N mm S σσ⨯==
=
[]2
2
223800.89
241.57/1.4FLimb F N F
Y N mm S σσ⨯=
=
=
4) 计算载荷系数
1.25 1.121 1.875
2.625A v a F K K K K K β==⨯⨯⨯= 5)查取应力校正系数得1 2.6258Fa Y =,插值求得2 2.2417Fa Y =
6)查取应力校正系数.由表9-11可查得1 1.5914Sa Y =,插值求得2 1.7517Sa Y = 7)计算大,小齿轮的
[]
F Sa
Fa Y Y σ并加以比较
[]
11
1 2.6258 1.5914
0.01376303.57Fa Sa F Y Y σ⨯=
=
[]
22
2 2.2417 1.7517
0.016255241.57
Fa Sa F Y Y σ⨯=
=
小齿轮的数值大.
F σ=2
11
)5.01(2R m bd KT φ-1Fa Y 1sa Y =4.765MPa <[]1F σ
安全。

2F σ=1
F σ1
122sa Fa sa Fa Y Y Y Y = 2.2417 1.7517
4.765 4.4782.6258 1.5914MPa ⨯⨯=⨯〈[]2F σ=283MPa 安全.
(2)设计计算
[]4
13322222
144 2.625 4.56610()0.016255 2.7031/3(11/6)1024(11/2)1Fa Sa F d d Y Y KT m u z σϕϕ⨯⨯⨯≥=⨯=⨯-⨯⨯-+
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m 略大于由齿根弯疲劳强度计
88.084.021==N N Y Y
4.1=F S
[]
11
10.01376Fa Sa F Y Y σ=
[]
22
20.016255
Fa Sa F Y Y σ=
算的模数,由于齿轮模数m 的大小取决于抗弯强度所决定的承载能力,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,可取由抗弯强度算得的
模数 2.703,并就近圆为标准值3=m ,按接触强度算得的分度直径
175.87d mm =,由:
1177.87253
d z m =
== 21 3.02575z iz ==⨯=
4.1.4.几何尺寸计算
1)计算分度圆直径
1125375d z m mm ==⨯=, 22753225d z m mm ==⨯=
2)计算锥距 4
1
21
+=u d R =118.58mm 3)计算齿轮宽度
1/3118.5839.53d b R mm ϕ==⨯= 40,4521==b b
4)计算节圆锥角1
12
arctan
25/7518.435Z Z δ==== 1
22
cot 71.565Z arc Z δ===
125z =
275z =
175d mm = 2225d mm =
4.2.低速级斜齿圆柱齿轮的设计
4.2.1.选定齿轮精度等级，材料，齿数和模数
设计参数：
22232 4.23;
126.24.;
320/min;
106.21/min;3.013;
p kW T N m n r n r i =====
运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。

. 选材：
大齿轮：40Cr （调质），调质处理表面淬火，硬度280HBS ； 小齿轮：45钢（调质），调质处理表面淬火，硬度240 HBS 。

初选小齿轮齿数123z =，则21 3.0132370z iz ==⨯= 初选螺旋角为15度。

4.2.2.按齿面接触强度设计
按齿面接触强度设计公式：
[]3
2
1
1)(12H E H d t Z Z u
u KT d σεϕα
+∙
⨯≥ (1)确定公式内的各项参数值
1)试选载荷系数 6.1=t K
1) 小齿轮的工作转矩：
222 4.23
9550
9550126.24.320
p T N m n === 2)120
12 1.0,
189.8, 2.4380.790.880.790.88 1.6720600550E H HLim HLim d Z MPa
Z MPa MPa
ααϕεεεασσ======+====由表查得齿宽系数由表查得材料的弹性影响系数查得区域系数；；；取查得大小齿轮的接触疲劳极限
3)计算应力循环次数
8126060320(1830010) 4.610h N n L ==⨯⨯⨯⨯⨯=⨯ 8
82 4.610
1.53103.013
N ⨯==⨯
查表的接触疲劳寿命系数 120.930.95
n n Z Z ==
4) 计算接触疲劳许用应力
取安全系数0.1=H S
[]21
11600
0.93558/1.0
HLimb H N H
Z N mm S σσ=
=
⨯= []2lim 2
220.95550522.5/h b H N H
Z N mm S σσ=
=⨯=;
[][][]2
12
540.25/2
H H H N mm σσσ+=
=
(3) 计算齿轮参数
1) 求小齿轮分度圆直径t d 1,代入[]H σ中较小的值
123z = 270z =
121.0,
189.8, 2.438
1.6720600550E H HLim HLim d Z MPa Z MPa MPa
αϕεασσ=======
120.930.95
n n Z Z ==
0.1=H S
5
2
312 1.6 1.262410 4.013 2.438189.8()61.791 1.67 3.013540.25
t d mm ⨯⨯⨯⨯≥⨯⨯=⨯
2) 圆周速度12 3.1461.79320
1.03/601000601000t d n v m s π⨯⨯=
==⨯⨯ 3) 计算齿宽1 1.061.7961.79t b d d mm ϕ=⨯=⨯=
4) 11cos 61.79cos15 2.5923t t d m z β︒===
2.25 2.25 2.59 5.827t h m ==⨯=
61.79/10.6045.87
b h =
= 纵向重合度： =βε0.3181tan 1.959D Z φβ=
5) 计算载荷系数
根据v=1.03m/s,8级精度,由图得动载荷系数 1.08v K =
直齿轮,由表查得 1.1Ha Fa K K ==
由表查得使用系数 1.25A K = ,
由表查得 1.422H K β=,
由表查得 1.35F K β=
故载荷系数 1.25 1.08 1.1 1.422 2.11A V H K K K K K αβ==⨯⨯⨯= 6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,
3311/61.79 2.11/1.667.77t t d d K K mm ===
7) 计算模数m
11cos /67.77cos15/23 2.846m d z β︒===
4.2.3.按齿根弯曲疲劳强度设计
1.08v K =
1.25A K =
1.35F K β=
2.11K =
按齿根抗弯强度设计
[]3
2
11)(2F
Sa
Fa d Y Y z KT m σφ≥
(1) 确定公式内的各项参数数值
1) 查图得大小齿轮的疲劳极限：
12500380FLimb FLimb MPa
MPa
σσ==;
2) 由图查得抗弯疲劳寿命系数:
120.850.90
N N Y Y ==；
3) 取抗弯疲劳安全系数4.1=F S ，
所以:
[]21
115000.85
303.57/1.4FLimb F N F
Y N mm S σσ⨯==
=
[]22
223800.90
244.2857/1.4
FLimb F N F
Y N mm S σσ⨯=
=
=
4) 计算载荷系数
1.25 1.08 1.1 1.35
2.00A v a F K K K K K β==⨯⨯⨯=
螺旋角影响系数为0.88
5)查取应力校正系数.由表可查得1 2.6236Fa Y =,插值求得2 2.253Fa Y = 6)查取应力校正系数.由表可查得1 1.5909Sa Y =,插值求得2 1.763Sa Y = 7)计算大,小齿轮的
[]
F Sa
Fa Y Y σ并加以比较
[]
11
1 2.6236 1.59090.01374303.57Fa Sa F Y Y σ⨯==
[]
22
2 2.25
3 1.763
0.01625244.2857
Fa Sa F Y Y σ⨯=
=
大齿轮的数值大
(2)设计计算
[]
252
13
3
2
2
2cos 2 2.187 1.26100.88(cos15)()0.01625 2.03123 1.67
Fa Sa
KT Y Y m z ββϕεσ︒ϒ⨯⨯⨯⨯⨯≥
=⨯=⨯⨯
12500380FLimb FLimb MPa
MPa
σσ==
120.850.90
N N Y Y ==
2.00K =
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m 略大于由齿根弯疲劳强度计
算的模数,由于齿轮模数m 的大小取决于抗弯强度所决定的承载能力,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,可取由抗弯强度算得的
模数 2.03,并就近圆整为标准值 2.5m =,按接触强度算得的分度直径
167.77d mm =,
11cos 67.77cos1526.182.5d z m β︒
=
== 取Z1=27，则
21 3.0132781.35z iz ==⨯=
取Z2=81
4.2.4.几何尺寸计算
几何尺寸计算
1)计算分度圆直径
1169.88cos Z m d mm β=
=, 22209.64cos Z m
d mm β
== 2)计算中心距 12()139.762cos Z Z m
a β
+=
=, 圆整后取a=140
3)计算齿轮宽度
1169.8869.88d b d mm ϕ==⨯= 圆整,取mm b mm b 75,7012== 4）修正螺旋角12()arccos
15.35Z Z m
β︒+==，因为差值不大，故参数Z K ,,ε[]
11
10.01374Fa Sa F Y Y σ=
不必修正。

所以，计算得齿轮的参数为：
d m z a bα
高速级大225
3
25 40
20︒小75 75 45
低速级大209.9
3
27
140
70
小69.9 81 75
5.轴径的设计计算与轴承的选择
5.1.轴径初算
轴径可以按照扭转强度进行计算，计算公式为：
3
n
P
A d =（轴的材料用40Cr 和45号钢，调质处理） 式中 P ——轴所传递的功率（KW ） n ——轴的转速（r/min ）
A ——由轴的许用应力所确定的常数，与材料有关
5.1.1.各轴的最小轴径的初算
高速轴：3min 4.59
10016.84960
d mm ≥⨯=，（40Cr 轴，A=100），根据联轴器参数选择 mm d 22min =； 中间轴：3min 4.23
10023.64320
d mm ≥⨯=，（45钢轴，A=100），具体值在画图时确定；
低速轴：3min 4.07
10033.71106.21
d mm ≥=，（45钢轴，A=100），根据联轴器参数
选择 mm d 38min =。

5.1.2.轴承润滑方式的选择
高速级齿轮的圆周速度为：11
3.1463.49960
3.18/2/601000
601000
t d n v m s m s π⨯⨯=
=
=〉⨯⨯
所以，轴承采用油润滑，高速级小齿轮处用挡油板。

5.2.各输入轴的设计计算及其轴承的选择
5.2.2.高速轴的设计与轴承的选择
1）高速轴上零件的定位，固定和装配
两级展开式圆锥圆柱齿轮减速器中可将齿轮安排在箱体两侧，高速轴与小锥齿
轮采用悬臂方式安装，齿轮由轴肩定位，套筒轴向固定，联接以平键作过渡配
合固定，两轴承分别以套筒轴向定位，轴承两端分别用挡油盖密封与固定。

采
用过渡配合固定。

2）确定轴各段直径和长度（由左向右）
I段：直径d1=32mm，长
182
L mm
II段：直径d2=33mm; 长
2
L=27mm
初选用30207型滚子球轴承，其内径d=35mm,外径D=62mm,宽度B=17mm。

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定。

V段直径d4=30mm 长度L4=44mm
该轴段安装高速小锥齿轮，齿轮分度圆直径为75mm。

5.2.2.中间轴的设计与轴承的选择
1）中间轴的零件定位，固定和装配
采用非对称方式将大锥齿轮放于轴右端，齿轮的一端用轴肩定位，另一段用
套筒固定，传力较方便。

阶梯轴通常采用圆角（1~2）。

两端轴承常用同一尺
寸，以便加工安装与维修，为便于装拆轴承，轴承上轴肩不宜太高。

轴承两
端分别用端盖密封与固定。

2）确定轴的各段直径和长度（由左至右）
I 段： 直径130d mm =，长 138L mm =
II 段： 直径235d mm =; 长 264L mm =
该轴段安装低速大锥齿轮，齿轮分度圆直径为225mm ，安装轴径为35mm 。

III 段： 固定II 段齿轮轴肩
直径343d mm = 长 34L mm =
该轴段安装低速小齿轮，齿轮分度圆直径为70mm ，安装轴径为33mm 。

初选30206型滚子轴承，其内径为30mm ，外径为62mm ，宽度为16mm 。

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长10mm 。

IV 段：直径 430d mm = 435L mm =
小轮距箱体内壁10mm 。

轴承选30206滚子轴承，内径d=30mm,外径D=62mm ，宽度B=16mm 。

5.2.3.低速轴计与轴承的选择
1）低速轴的零件定位，固定和装配
采用非对称方式将大圆柱齿轮放于轴左端，齿轮的一端用轴肩定位，另一段
用套筒固定，采用油润滑，所以需要在轴承与齿轮间安装挡油盖，封闭较好。

阶梯轴通常采用圆角（1~2）。

两端轴承常用同一尺寸，以便加工安装与拆卸
维修，为便于装拆轴承，轴承上轴肩不宜太高。

2）确定轴的各段直径和长度（由左至右） I 段： 140d mm = 139L mm =
II 段： 243d mm = 266L mm =
III 段： 349d mm = 310L mm =
初选30208型号的轴承，内径d=40mm,外径D=80mm ，宽度B=18mm
挡油盖和轴肩共同固定轴承。

IV 段： 444d mm = 453L mm =
Ⅴ段： 540d mm = 551L mm =
Ⅵ段： 635d mm = 682L mm =
初选30208型滚动球轴承，其内径为40mm ，外径为80mm ，宽度为
18mm 。

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取
套筒长10mm 。

5.2.4强度计算
按弯扭合成强度条件校核 (1)力学模型
F t F r
F a
t F
1H R 2H R
a F
1V R 2V R
高速小圆锥齿轮
求分度圆直径：已知 175d mm = 求转矩： 已知 =1T 45700N·m
求圆周力't F ： '
t F =22T /1d =2×4.57310⨯/75=1218.667N
求径向力'
r F ： '
r F =βαcos tan t F =1218.667×0.364×0.9489=420.92N
求轴向力 ： tan sin 1218.6670.3640.3133.07a t F F N αβ==⨯⨯=
175d mm =
=1T 457000N·m
r
F
计算支承反力：
水平支承反力：
1511218.667/134.5462.096H R N =⨯=
=H R 21218.667-462.096=756.57N
垂直支承反力：
1133.0717420.9263.75216.32134.5
V R N
⨯+⨯==
2420.92216.32204.6V R N =-=
求弯矩，画弯矩图：
121251462.09623566.89651756.5738585.0751216.3211032.3251204.610434.6H H V V M Nmm M Nmm M Nmm M Nmm
=⨯==⨯==⨯==⨯=
计算与画弯矩图：转矩按脉动循环变化处理：6.0=α
1211222245212.89;25773.6;45660.9345212.89(/)257773.6ca ca M Nmm M Nmm T Nmm
M M Nmm
M M T Nmm α======+=
M 2H
'
r F =420.92N
133.07a F N =
1462.096H R N =
=H R 2756.57N
1216.32V R N = 2204.6V R N =
121223566.89638585.0711032.3210434.6H H V V M Nmm M Nmm M Nmm M Nmm
====
M 1H
M 2H0
M 2V
T
按弯扭合成应力校核轴的强度
5.2.5联轴器的选择
已知12124.59, 4.23,960/min,320/min P KW P KW n r n r ====
1） 初选弹性柱销联轴器；
M 1
M ca1
M ca0
M c2
2） 载荷计算：
129550
45.664.23
9550126.24
320
P
T n
T ====
查得5.1=A K ,
所以，1 1.545.6668.49ca A T K T Nmm ==⨯= 2 1.5126.24189.36ca T mm =⨯=
3） 类型选择：
从GB/T5014-1995中，查得用TL6型弹性柱销联轴器，
其许用转矩为250Nm 。

允许最大转速为3800/min r 。

同理，另一个联轴器也选用该型号。

6.滚子轴承的选择及校核
6.1. I 轴滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件，轴承预计寿命：
8×300×10=24000小时
1)计算输入轴承
已知 转矩： 1 4.57T Nm
= 转速： 1960/min n r = 功率： 4.59p KW
=
当量分度圆直径：
75m d mm =
齿轮上圆周： 4
122 4.57101218.66775
t m T F N d ⨯⨯===
齿轮上的径向力：
'
r F =tan cos 1218.6670.3640.949421t F N αβ=⨯⨯=
齿轮上的轴向力：
'
a F =tan sin 1218.6670.3640.3156133t F N αβ=⨯⨯=
1330.3159421
r F F α==
75m d mm =
1218.667t F N =
'
r F =421N
'
a F =133N
根据《机械设计》表13-6：5.1=p f
根据参考文献[3]表13-5得：X=0.56，Y 先假设1.3 则 ：
() 1.5(0.56421 1.3133)409p r p f XF YF α=+=⨯+⨯=
3）根据参考文献[3]13-6，求轴承应有的额定动载荷值： 3
36660609602400040945561010
h t
nL p C N f ⨯⨯=
=⨯= 4）根据参考文献[3]表15-3 ，取1000=A ，得： 3
3min 0 4.59
10016.85960
p d A mm n === 根据参考文献[3]15-3，及C d ,min 的值，选用30207轴承，其中：
054200,63500,35,72,17C C d mm D mm B mm =====
5）验算如下：
求轴向相对载荷对应的e 和Y 的值： 因为
01330.00245354200
F C α== 用线性插值法算Y ：
X=0.56，Y=2.4
() 1.5(0.56421 2.4133)832.44p r p f XF YF α=+=⨯+⨯=
验算寿命：63
610() 4.79101920060h C L n p
=
=⨯> 合格。

6.2. Ⅱ轴滚动轴承的选择及校核计算
5.1=p f X=0.56
X=0.56，Y=2.4
根据根据条件，轴承预计寿命：
8×300×10=24000小时
1)计算输入轴承
已知 转矩： 2126000T Nm
=
转速： 1320/min n r = 功率： 4.23p KW
=
齿轮分度圆直径为69mm
齿轮上圆周： 5
122 1.2610365269
t T F N d ⨯⨯==
=
齿轮上的径向力：'r F =tan /cos 36520.364/0.9491400t F N αβ=⨯=
齿轮上的轴向力：'
a F =tan 36520.3641329t F N α=⨯=
13290.9221400
r F F α==
2)初步计算当量动载荷p ：
根据参考文献[3]表13-6：5.1=p f
根据参考文献[3]表13-5得：X=0.44，Y 先假设1.3 则 ：
() 1.5(0.441440 1.31329)3516p r p f XF YF α=+=⨯+⨯=
3）根据参考文献[3]13-6，求轴承应有的额定动载荷值： 3
366
6060320240003516271571010h t
nL p C N f ⨯⨯=
=⨯= 4）根据参考文献[3]15-3 ，取1000=A ，得： 3
3min 0 4.23
10023.64320
p d A mm n ===
1218.667t F N =
'
r F =421N
'
a F =133N
min 23.64d mm =
根据参考文献[3]15-3，及C d ,min 的值，选30206轴承，其中：
043200,50500,30,62,16C C d mm D mm B mm =====
5）验算如下：
求轴向相对载荷对应的e 和Y 的值： 因为
013290.026350500
F C α==
X=1，Y=0
() 1.5(1144001329)2100p r p f XF YF α=+=⨯+⨯=
验算寿命：63
510() 4.53102400060h C L n p
=
=⨯>
6.3.Ⅲ轴滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件，轴承预计寿命：
8×300×10=24000小时
1)计算输入轴承
已知 转矩： 1365.96T Nm
=
转速： 1106.21/min n r = 功率： 4.07p KW
=齿轮分度圆直径为301.6mm
X=1，Y=0
齿轮上圆周： 5
122 3.6596103485.3210
t T F N d ⨯⨯===
齿轮上的径向力：'r F =tan /cos 3485.30.364/0.9491336.8t F N αβ=⨯=
齿轮上的轴向力：'
a F =tan 3485.30.3641268.6t F N α=⨯=
1268.60.9491336.8
r F F α==
2)初步计算当量动载荷p ：
根据参考文献[3]表13-6：5.1=p f
根据参考文献[3]》表13-5得：X=0.56，Y 先假设1.3 则 ：
() 1.5(0.561336.8 1.31268.6)3596.7p r p f XF YF α=+=⨯+⨯=
3）根据参考文献[3]13-6，求轴承应有的额定动载荷值： 3
366
6060106.21240003596.719234.51010h t
nL p C N f ⨯⨯=
=⨯= 4）根据参考文献[3]15-3 ，取1000=A ，得： 3
3min 0 4.07
10033.71106.21
p d A mm n === 根据参考文献[4]15-3，及C d ,min 的值，选6208轴承，其中：
063000,74000,40,80,18C C d mm D mm B mm =====
5）验算如下：
求轴向相对载荷对应的e 和Y 的值： 因为
1268.60.017174000
F C α== 3652t F N =
'
r F =1440N
'
a F =1329N
min 33.71d mm =
X=0.56，Y=1.45
() 1.5(0.561336.8 1.451268.6)3882.1p r p f XF YF α=+=⨯+⨯=
验算寿命：63
510() 6.707101920060h C L n p
=
=⨯> ∴此轴承合格
X=0.56，Y=1.45
7.键的选择及校核
7.1.各轴键联接的选择及校核计算
7.1.1 I 轴强度计算
：
1）输入轴与联轴器联接采用平键联接， 轴径132d mm =，182L mm = 选用A 型平键，得： 键 b ×h=10mm ×8mm l =70
145.66T N m =∙ h=8mm
根据课本式得
33
210245.661010.19(110)47032P p T MPa MPa kld σσ⨯⨯⨯⎡⎤===≤⎣⎦⨯⨯ 2)输入轴与高速小锥齿轮联接采用键联接 轴径130d mm =，144L mm = 选用C 型平键，得
键 b ×h=8mm ×7mm
l =32mm 145.66T N m =∙
33
210245.661027.18(110)3.53230P p T MPa MPa kld σσ⨯⨯⨯⎡⎤===≤⎣⎦⨯⨯
132d mm =
182L mm =
130d mm = 144L mm =
7.1.2 II 轴强度计算
1）中间轴与高速大齿轮联接用平键联接 轴径235d mm = 264L mm = 2126.24T N m =∙ 选用A 型平键
键b ×h=10mm ×8mm l =256L mm = h=8mm 据课本校核公式得
33
2102126.241032.20(110)45635P p T MPa MPa kld σσ⨯⨯⨯⎡⎤===≤⎣⎦⨯⨯
中间轴与低速小齿轮联接用平键联接
轴径 233d mm = 247L mm = 2126.24T N m =∙ 选用A 型平键
键b ×h=10mm ×8mm h=8mm l =40mm
据课本校核公式得
33
2102126.241047.82(110)44033P p T MPa MPa kld σσ⨯⨯⨯⎡⎤===≤⎣⎦⨯⨯
7.1.3 III 轴强度计算
1) 低速轴与低速大齿轮联接用平键联接
轴径343d mm = mm L 663= 3365.96T N m =∙ 选用A 型平键
键b ×h=12mm ×8mm
235d mm = 264L mm =
233d mm = 247L mm =
343d mm = mm L 663=
据参考文献[3]校核公式得 3
3
2102365.9610
75.98(110)45643
P p T MPa MPa kld σσ⨯⨯⨯⎡⎤=
==≤⎣⎦⨯⨯
2) 输出轴与联轴器联接采用平键联接 轴径335d mm =，382L mm = 3T =365.96Nm 选用A 型平键
键b ×h=10mm ×8mm l =70mm h=8mm 据参考文献[3]核公式得
33
2102365.961074.68(110)43570P p T MPa MPa kld σσ⨯⨯⨯⎡⎤===≤⎣⎦⨯⨯ 所以各键强度足够。

8.二级齿轮减速器箱体部分结构尺寸
h=8mm
335d mm =
382L mm
=
h=8mm
箱壁厚度 （ 83025.0≥+a ） 8=δ
箱盖厚度 （（0.8~0.85）8≥δ ） 81=δ 箱座凸缘厚度 （δ5.1=b ） 12=b
箱盖凸缘厚度 （115.1δ=b ） 121=b
箱座底缘厚度 （δ5.22=b ） 202=b
箱盖肋板厚度 （1185.0δ=m ） 4.61=m
箱座肋板厚度 （δ85.0=m ） 4.6=m
（注：其余附件可以根据箱体尺寸来相应选择并通过理论上的经验公式计算来具体调整选择）
9.附件的设计
9.1视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，饼有足够的空间，以便于能深入进行检修等操作，窥视孔有盖板，机体上有窥视孔与凸缘一快，有利于机械加工出支撑盖板的表面并用垫片加以密封，用螺栓紧固。

9.2油孔盖和油塞
油孔位于油池靠近最地点，并安排在减速器不与其它部件靠近的一侧，以便于放油，油孔有油塞封闭，因此机体外壁应凸起一部分结构，作为支撑。

9.3油标
油标位于便于观察减速器油面的稳定部位，切不能过低，以防止油溢出。

9.4通气器
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机顶的窥
视孔上安装通气器，以便于气压平衡。

9.5启盖螺钉
启盖螺钉上的螺纹商都要大于机盖联接凸缘的厚度，为了防止螺纹被破坏，
钉杆端部要做成圆柱型。

9.6定位销
为保证剖分式机体的轴承座孔及安装配合精度，再机体联凸缘的长度上各安
装一个定位销，以提高精度，同时可以保证稳固性。

9.7吊耳
主要用来吊运箱盖，也可以用来吊运轻型减速器。

10.润滑与密封
对于二级圆锥圆柱齿轮减速器，其传动装置属于轻型，切转速相对较低，但当大于2m/s速度时将采用稀油润滑。

密封性对减速器来说是通过其机盖与机座处的相接处影响的，所以联接凸缘处应有足够的宽度，联接表面应抛光精创，其表面粗糙度要小，而且凸缘联接螺栓之间的距离不能太大，切均匀布置，以保证分面处的密封性
设计小结
机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械
设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。

在为期三周的课程设计过程中，运用了比平时上课学到的更多更实际的知识，把大学的机械专业所有课程相结合，对知识进行了依次综合应用，使我对本专业的知识有了更深刻的理解和认识。

由于第一次进行正规而且比较大型的设计，所以从刚开始起步有些茫然，甚至在无形中有了不小的压力，不知道从哪入手。

但是，最终在老师的细心指导下，我还是克服了很多困难，并且慢慢步入正轨。

这次课程设计中，主要对与机械设计相关方面的知识应用有了很好的认识，更体会到设计的意义所在，通过本次课程设计，有了很多收获，我做了总结如下：
(1) 通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。

(2) 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。

(3) 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验
估算和数据处理等。

总的来说，这次的机械设计课程设计是一个不断发现问题，解决问题的重要的实践环节，而自己也再这个过程中不断提高自我，补充了很多宝贵的实践经验，并且对原来的知识进行了一定程度的巩固，所以说课程设计的过程是歌知识的积累与更新的过程，这将是我最大的收获、
参考文献：
[1]陈立徳. 机械设计基础第2版. 北京：高等教育出版社2004
[2]陈立徳. 机械设计基础课程设计. 北京：高等教育出版社2006.7
[3]濮良贵纪名刚机械设计高等教育出版社2008.1
[4]陆玉机械设计课程设计机械工业出版社2008.6
[5]孙恒陈作模葛文杰机械原理第七版高等教育出版社2006.5
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