二级圆柱圆锥齿轮减速机说明书

机械设计课程设计
课程名称: 机械设计课程设计
题目名称: 圆锥-圆柱齿轮减速器
学院: 机电工程学院
专业班级: 机械设计制造及其自动化1102 班姓名: 郭宗祥
学号：110710230
指导教师: 同志学
前言
机械设计课程设计是机械设计课程的最后一个教学环节，是对学生运用和理解所学知识的一种检验，也是对我们三年以来所学机械类课程的一次大综合。

对于我们学生的综合处理实际问题的能力将会有很大的提升。

课程设计，本着以下目的：
1、培养理论联系实际的设计思想，训练综合运用课程设计和有关先修课程的理论、结合生产实际分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识。

2、通过制定设计方案、合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件工作能力、决定尺寸和选择材料等进行结构设计，达到了解和掌握机械零件、机械传动装置的设计过称和方法。

3、进行设计基本技能的训练。

相信通过本次课程设计，学生的机械设计能力和理念都会有一个质的飞跃，从而为将来进一步深造打下坚实的基础。

目录
一、设计任务书 (4)
二、传动方案的确定、传动装置简图与说明 (6)
三、电动机的选择与传动比的分配 (8)
四、各轴功率、转速及转矩的计算 (11)
五、箱体外传动装置的设计计算 (12)
六、闭式齿轮传动的设计计算..................................................... ..17
七、转差率的校核 (31)
八、轴的结构设计和强度校核 (31)
九、滚动轴承的选择和计算 (45)
十、键的选择和校核计算 (52)
十一、联轴器的选则 (53)
十二、减速器箱体主要附件、润滑方式等的选择说明 (54)
十三、设计小结 (61)
十四、致谢 (63)
十五、参考文献 (63)
一、设计任务书
一、课程设计任务
按给定的螺旋输送机已知数据，确定系统的传动方案，选择电动机和联轴器，设计箱体外传动和两极圆柱斜齿轮减速器。

课程设计成果：
1、两极圆柱----圆锥齿轮减速器装配图一张（A1，三视图）；
2、减速器上箱体或下箱体零件图一张（A1，三视图）；
3、输出轴零件图一张（A3）；
4、输出轴上齿轮零件图一张（A3）。

5、设计计算说明书一份。

时间： 4周
二、课程设计方案及数据
1、已知参数
（1）驱动输送机主轴输入端所需转矩=330 N
（2）输送机主轴所需转速=80 rmp
(3) 主轴转速允许误差%
2、螺旋输送机结构简图
图1 机结构简图
3、工作条件
输送机单向连续转动，载荷平稳，有轻微冲击，三班制工作，每年工作300天，设计寿命10年，每年检修一次。

三、设计说明书内容
1、前言；
2、目录（标题、页次）；
3、设计任务书：原始数据及工作条件；
4、传动方案的确定、传动装置简图与说明；
5、电动机的选择及传动比的分配；
6、各轴功率、转速及转矩的计算；
7、箱体外传动装置的设计计算；
8、闭式齿轮传动的设计计算；
9、转差率的校核；
10、轴的结构设计和强度校核；
11、滚动轴承的选择和计算；
12、键的选择和校核计算；
13、联轴器的选择；
14、减速机箱体主要附件、润滑方式等的选择说明；
15、设计小结；
16、参考文献资料。

二、传动方案的确定、传动装置简图与说明
一、传动方案的确定
本题方案由两个传动部分组成，即开式齿轮传动与减速器齿轮传
动。

由于减速器工作环境比较恶劣，而且要求平稳高效率的传动，故选用开式齿轮，一是可以更好的在恶劣的环境中工作（如高温和潮湿的环境），还可以保证准确的传动比。

而且，开式齿轮传动的整体尺寸较小，结构较为紧凑。

由于开式齿轮传动的工作环境较为恶劣，润滑条件不好，磨损严重，寿命较短，故布置在低速级。

减速器部分是本次课题的重点设计部分，本课题中的减速器是展开式圆锥-圆柱齿轮减速器。

展开式的减速器结构简单，但齿轮的位置不对称。

高速级齿轮布置在远离转矩输入端。

可使轴在转矩作用下产生的扭矩变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。

二、传动装置简图
图2 传动方案
（各部分说明如上图所示）
三、电动机的选择与传动比的分配
一、选择电动机
根据使用要求和工作状况，选择三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。

二、选择电动机的容量
图3 代号标注
（注：以下各代号如上图所标注）
电动机所需工作功率 =
=
=2.7644kW
由电动机至输送机主轴的传动总效率为
= ·
·
· · 式中1η、2η、3η、4η、5η分别为联轴器、滚动轴承、锥齿轮
传动、圆柱齿轮传动和开式齿轮的传动效率。

取1η=0.99（联轴器），2η=0.98（滚动轴承），3η=0.96（不包括轴承效率），4η=0.97（不包括轴承效率），5η=0.95（开式齿轮效率）
则
η =
故 =
η
=
=3.457 kW
已知电动机工作转速 n=80 r/min
取锥齿轮传动比 =2~~~3， =3~~~6， =3~~~7，则 =18~~~126
= ·n =(18~~~126)
在此范围类可供选择的同步转速有1500 r/min ，3000r/min 。

经过验算，按1500 r/min 的设计方式所分配的传动比不能满足齿轮的传动比范围，故取同步转速为3000r/min 。

根据同步转速及电动机所需工作功率选择电动机型号为Y112M-2，具体参数如下：
表1 电动机型号
电动机外形尺寸下：
图4 电动机外形尺寸
表2 电动机外形尺寸
三、确定总传动比与分配传动比 总传动比 125.3680
2890===
n n i m a (
为电动机满载转速)
初取开式齿轮传动比 =3.8，(并取小齿轮齿数 =19,则 =73，)由此确定 = 。

因此，减速机内总传动比为。

取。

（取锥齿轮小齿轮齿数 ，则 .）则 = .
同理得 。

同时斜齿轮齿数 ， 。

四、各轴功率、转速及转矩的计算
、各轴转速
Ⅰ轴 Ⅰ=2890 r/min
Ⅱ轴 min /78.1213381
.228903i r n n ===I I I
Ⅲ轴 min /285.30795.378.12134r i n n ===I I I I I
Ⅳ轴 Ⅳ
Ⅲ
Ⅴ轴 Ⅴ Ⅳ
2、各轴输入功率
Ⅰ η
Ⅱ Ⅰ η
η
Ⅲ Ⅱ η η
Ⅳ Ⅲ η
η
Ⅴ Ⅳ η η
各轴输出功率则等于输入功率乘以轴承效率，即0.98 3、各轴输入转矩
η
Ⅰ
ηη
ⅡⅠ
ηη
ⅢⅡ
ηη
ⅣⅢ
ηη
ⅤⅣ
各轴输出扭矩等于输入扭矩乘以轴承效率，即0.98。

4、运动和动力参数整理如下表
表3 运动参数
五、箱体外传动装置的设计计算
开式齿轮传动的设计
1、选定齿轮的类型，精度等级，材料及齿数 （1）按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。

（3）材料选择。

由机械设计教材第九版
以后内容未注明均指此书
表10-1，选择小齿轮材料为QT600-2（常化），大齿轮材料为QT600-2（常化）；小齿轮硬度为300HBS ，大齿轮硬度为260HBS ，两者材料硬度差为40HBS 。

（4）选小齿轮齿数191=z ，大齿轮齿数732=z 。

2、根据齿根弯曲疲劳强度设计 （1）试算模数即
①试选 =1.3
②计算弯曲疲劳强度用重合度系数
/2=1.5973 则
③计算
由图10-17，查得 =2.86，
由图10-18，查得 =1.54，
应力齿轮循环次数
由图10-22，查得 ，
由图10-24a，查得=360Mpa，=330Mpa 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则
Mpa
Mpa
=
=
因为小齿轮的大于大齿轮，所以取 = ④查表10-7得， ，已知
Ⅲ
则
(2)调整模数
A、数据准备
①圆周速度v:
V=
②齿宽b= ，按40mm取
③宽高比
(2
B.计算实际载荷系数
①根据v=0.804，7级精度，查表10-8，得
②
查表10-2，取
则，查表10-3，得
③由表10-4，用插值法得 ，结合 ，查图10-13，得 ，则
C、按实际载荷系数得
m=
(3) 圆整模数，取 m=4
(4)几何尺寸计算
①分度圆直径
② a
③为保证齿宽，取
表4 设计结果汇总
六、闭式齿轮传动的设计计算
(一)斜齿轮传动的设计
1、选定齿轮的类型，精度等级，材料及齿数
（1）按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角20 。

（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故大齿轮选用7级精度，小齿轮6级精度。

（3）材料选择。

由机械设计教材第九版
以后内容未注明均指此书
表10-1，选择小齿轮材料为45（淬火），大齿轮材料为45（调质）；小齿轮硬度为45HRC ，大齿轮硬度为240HBS 。

（4）选小齿轮齿数231=z ，大齿轮齿数912=z 。

(5)初取
2、根据齿面接触疲劳强度设计 （1）试算分度圆直径即
①试选 =1.3
②计算接触疲劳强度用重合度系数 arctan ⁡[(tan α_n)/cos β]
/2=1.645
=1.826
则
③由表10-7，取 。

④由图10-20，取
⑤由式10-23，得
⑥由表10-5，
⑦转矩
⑧计算接触疲劳极限[]
由图10-25d,得=1030Mpa，=570Mpa
由图10-23，查得 ，
取安全系数S=1，则
Mpa
Mpa
中小者，即 Mpa
取
，
则
(2)调整小齿轮分度圆直径
A、数据准备
①圆周速度v:
V=
②齿宽b=
B.计算实际载荷系数
①根据v=0.804，7级精度，查表10-8，得
②
查表10-2，取
则，查表10-3，得
③由表10-4，用插值法得 ，则
C、按实际载荷系数得
=
3、根据齿根弯曲疲劳强度设计
（1）试算模数即
①试选 =1.3
②计算弯曲疲劳强度用重合度系数
= arctan(tan cos)=arctan(tan14
则
③
④计算
由图10-17，查得 =2.65，
由图10-18，查得 =1.558，
由图10-24，查得=770Mpa，=380Mpa 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则
Mpa 则
=
=
因为大齿轮的大于小齿轮，所以取 =
B、试算
(2)调整齿轮模数
A、数据准备
①圆周速度v:
V=
②齿宽b= 。

③宽高比
(2
B.计算实际载荷系数
①根据v=1.61，7级精度，查表10-8，得
②
查表10-2，取
则，查表10-3，得
③由表10-4，用插值法得 ，结合 ，查图10-13，得 ，则
C、按实际载荷系数得
m=
(3)为满足强度要求，按齿面接触疲劳强度所得的模数 ，取
mm。

(4)几何尺寸计算
①中心距a= ，考虑模数增大了，将中心距圆整为145mm
②修正螺旋角
③计算分度圆直径
,
④齿宽 b=
取 。

由于计算所得螺旋角与初设值相差较大，故需校核。

（5）、根据齿面接触疲劳强度校核
<
在原有设计计算数据基础上进行校核：
②计算接触疲劳强度用重合度系数
arctan⁡[(tanα_n)/cosβ]
/2=1.6752
=1.3871
则
③其他不变数据：
④由图10-20，取
⑤由式10-23，得
⑥由表10-5，
=
故满足接触疲劳强度要求。

（6）、根据齿根弯曲疲劳强度校核
<
①计算弯曲疲劳强度用重合度系数
= arctan(tan cos)=arctan(tan10.6549
则
②
③
④由图10-17，查得 =2.68，
⑤由图10-18，查得 =1.58，
⑥由图10-24，查得=770Mpa，=380Mpa
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则
Mpa
Mpa
⑦不改变数据：
⑧开始校核
=34.253Mpa< =467.5M
pa
=31.711Mpa< =238.86M
pa
经校核，弯曲疲劳强度满足要求。

（二）锥齿轮传动设计
1、选定齿轮的类型，精度等级，材料及齿数
（1）按传动方案，选用直齿圆锥齿轮传动，压力角20 。

（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故大齿轮选用7级精度，小齿轮6级精度。

（3）材料选择。

由机械设计教材第九版
以后内容未注明均指此书
表10-1，选择小齿轮材料为45（淬火），大齿轮材料为45（调质）；小齿轮硬度为45HRC ，大齿轮硬度为240HBS 。

（4）选小齿轮齿数211=z ，大齿轮齿数502=z 。

2、根据齿面接触疲劳强度设计 （1）试算分度圆直径即
（
确定参数
①试选 =1.3，取
②由图10-20，取
③由表10-5，
④转矩
⑤计算接触疲劳极限[]
由图10-25d,得=1030Mpa，=570Mpa
由图10-23，查得 ，
取安全系数S=1，则
Mpa
Mpa
中小者，即 Mpa 取
，
则
=
（
=47.272mm
(2)调整小齿轮分度圆直径
A、数据准备
①圆周速度v:
V=
②齿宽b=
B.计算实际载荷系数
①根据v=6.077，7级精度，查图10-8，得
②查表10-2，取
查表10-3，得
③由表10-4，用插值法得 ，则
C、按实际载荷系数得
=
3、根据齿根弯曲疲劳强度设计
（1）试算模数即
（
①试选 =1.3
②计算
由图10-17，查得 =2.71，
由图10-18，查得 =1.57，
由图10-24，查得=770Mpa，=380Mpa 取弯曲疲劳安全系数S=1.7，则
Mpa
Mpa
则
=
=
因为大齿轮的大于小齿轮，所以取 = B、试算模数
=
(2)调整齿轮模数
A、数据准备
①圆周速度v:
V=
②齿宽b=
B.计算实际载荷系数
①根据v=3.015，7级精度，查表10-8，得
②查表10-2，取
查表10-3，得
③由表10-4，用插值法得 ，查图10-13，得
，则
C、按实际载荷系数得
m=
(3)为满足强度要求，按齿面接触疲劳强度所得的模数 ，取 mm。

(4)几何尺寸计算
①分度圆直径
②分锥角
③齿宽b=
为保证齿宽，取 。

（三）参数汇总
齿轮数据列表如下：
表5 数据汇总
七、转差率的校核
由表2中数据得最终螺旋输送机主轴上的转速为
Ⅴ
，输送机主轴所需转矩为 ，故转差率为
<< ，故转差率满足要求。

八、轴的结构设计和强度校核
（一）低速轴的设计
初步确定轴的最小直径：
（1）轴的材料选择：选取轴的材料为45钢，调质处理。

（2）由表15-3，取 ，轴的最小直径于是得
Ⅲ。

Ⅲ
故取轴的最小直径为28mm。

（3）根据装配方案，实体建模，初步的轴的结构尺寸如下
图5 低速轴结构
（二）低速轴的校核
1、数据准备：由表2的必要数据，， Ⅱ ， Ⅱ Ⅲ ， Ⅲ 。

2、求作用在齿轮上的力：
(1)已知低速级小齿轮分度圆直径d=58.5088mm ，螺旋角 ，则
Ⅱ
N F F n t r 1.3716549.10cos 20tan 1002cos tan =⨯==
βα N
F F t a 52.1886549.10tan 1002tan =⨯== β
(2) 已知开式齿轮小齿轮分度圆直径d=76mm ，
Ⅲ
3、低速轴受力示意图
图6 低速轴受力示意图
4、受力计算
竖直面内：
由371.1
，得Fbv=1865.62N
由148.85Fav+188.52
，得
水平面内：
由56.3
得Fbh=-3958.35N
由148.85Fah
得Fah=2048.249N
由所求得的支反力即可求得低速轴所受弯矩，弯矩图如上图所示。

5、按弯扭合成校核
=110660N.mm，由合成的弯矩图可知， 。

已知
Ⅲ
W=0.1 ， =18225
则Ⅲ
6、精确校核
图7 低速轴截面
轴结构如图所示，Ⅰ、Ⅵ两处只受扭矩，而轴径以经过放大，故无需校核。

C处虽然弯矩很大，但是不是应力集中最大处，故也不用校核。

Ⅲ处比Ⅱ处受力更严重，若Ⅱ处安全，则Ⅲ处不用校核。

因此只需校核Ⅱ，Ⅴ处。

（1）Ⅱ处左侧：
W=0.1=0.1 ， ，
由弯矩图得N.mm
查表15-1，得,
Mpa，
r/d=2/52=0.0385，D/d=58/52=1.115
查附表3-1，得 ，
查附表3-2，得 ，
则
由附图3-2及3-3，得 ， ，
由附图3-4，得
轴表面未强化处理，取则
由0.2，取
由0.1，取
于是，计算安全系数值，有
σ
σ
στ
στ
故Ⅱ处左侧疲劳强度满足要求
（2）Ⅱ处右侧
W=0.1=0.1 ， ， 由弯矩图得N.mm
Mpa，
r/d=2/58=0.034，D/d=58/52=1.115
查附表3-1，得 ，
查附表3-2，得 ，
则
由附图3-2及3-3，得 ， ，
由附图3-4，得
轴表面未强化处理，取则
由0.2，取
由0.1，取
于是，计算安全系数值，有
σ
σ
στ
στ
故Ⅱ处右侧疲劳强度满足要求
（3）Ⅴ处左侧
W=0.1=0.1 ， ，
由弯矩图得N.mm
Mpa，
由附表3-8插值得，，取 ，则 ×1.97=1.576
由附图3-4，得
则
由0.2，取
由0.1，取
于是，计算安全系数值，有
σ
σ
στ
στ
故Ⅴ处左侧疲劳强度满足要求。

（4）Ⅴ处右侧
W=0.1=0.1 ， ， 由弯矩图得N.mm
Mpa，
r/d=2/34=0.059，D/d=45/34=1.32
查附表3-1，得 ，
查附表3-2，得 ，
则
由附图3-2及3-3，得 ， ，
由附图3-4，得
轴表面未强化处理，取则
由0.2，取
由0.1，取
于是，计算安全系数值，有
σ
σ
στ
στ
故Ⅴ处右侧疲劳强度满足要求。

7、低速轴的刚度校核：
已知轴受扭长度L=180mm,G=8.1 ，T=110660N.mm，。

对应 对应
=613281.25,1110431.17,774253.4481,402373.83,1 31127.97,60313.12。

故
=
++]=0.4229/m[]=0.5~~~1()/m,故轴的刚度满足要求。

（三）中间轴的设计
初步确定轴的最小直径：
（1）轴的材料选择：选取轴的材料为45钢，调质处理。

（2）由表15-3，取 ，轴的最小直径于是得
Ⅱ
Ⅱ。

故取轴的最小直径为20mm。

（3）根据装配方案，实体建模，初步的轴的结构尺寸如下
图8 中间轴的结构
（二）中间轴的校核
1、数据准备：由表2的必要数据，，
Ⅱ ，
Ⅱ
Ⅰ ，
Ⅲ。

2、求作用在齿轮上的力：
(1)已知低速级小齿轮分度圆直径d=58.5088mm ，螺旋角 ，则
Ⅱ
N F F n t r 1.3716549.10cos 20tan 1002cos tan =⨯==
βα N
F F t a 52.1886549.10tan 1002tan =⨯== β
(2) 已知锥齿轮小齿轮分度圆直径
(1-0.5 )=63×(1
Ⅰ
3、中间轴受力示意图
图9 中间轴受力示意图
4、受力计算 竖直面内：
由371.1
，得Fbv=-34.47N
由152.25Fav
，得
水平面内：
由57
得
由1002
得Fah=772.977N
由所求得的支反力即可求得低速轴所受弯矩，弯矩图如上图所示。

5、按弯扭合成校核
=29313.mm，由合成的弯矩图可知， 。

已知
Ⅱ
W=0.1 ， =2433.4
则Ⅱ ，故中间轴满足强度要求。

6、轴的精确校核
C、D截面虽然应力大，但应力集中不大，且直径大，故不用校核；Ⅰ、Ⅳ处受力状态相似，故只需校核Ⅰ处右侧；Ⅱ、Ⅲ处应力状态相似，且Ⅱ处弯矩大，故需校核Ⅱ处两侧。

（1）Ⅰ处右侧：
W=0.1=0.1 ， ，
由弯矩图得N.mm
Mpa，
查表15-1，得,
r/d=1/23=0.0435，D/d=23/20=1.15
查附表3-1，得 ，
查附表3-2，由插值法得 ，
则
由附图3-2及3-3，得 ， ，由附图3-4，得
轴表面未强化处理，取则
由0.2，取
由0.1，取
于是，计算安全系数值，有
σ
σ
στ
στ
故Ⅰ处右侧疲劳强度满足要求
（2）Ⅱ处左侧
W=0.1=0.1 ， ， 由弯矩图得N.mm
Mpa，
r/d=2/23=0.087，D/d=31/23=1.348
查附表3-1，得 ，
查附表3-2，得 ，
则
由附图3-2及3-3，得 ， ，
由附图3-4，得
轴表面未强化处理，取则
由0.2，取
由0.1，取
于是，计算安全系数值，有
σ
σ
στ
στ
故Ⅱ处左侧疲劳强度满足要求
（3）Ⅱ处右侧
W=0.1=0.1 ， ，
由弯矩图得N.mm
Mpa，
由附表3-8插值得，，取 ，则 ×2.12=1.696
由附图3-4，得
则
由0.2，取
由0.1，取
于是，计算安全系数值，有
σ
σ
στ
στ
故Ⅱ处右侧疲劳强度满足要求。

7、中间轴的刚度校核：
已知轴受扭长度L=55mm,G=8.1 ，T=29313N.mm，
对应 23mm,31mm,23mm,
对应 =27459.39,90620.51,27459.39。

故= =0.649/m
[]=0.5~~~1()/m,故轴的刚度满足要求。

九、滚动轴承的选择和计算
（一）低速轴滚动轴承的选择
1、选择轴承型号：根据轴的结构及负载的大小，初选圆锥滚子轴承，代号30209，d=45mm,D=85mm,B=19mm,e=0.4Y=1.5, ,其基本额定动载荷 ，基本额定静载荷N
C k5.
83。

低速轴
=307.285r/min。

转速
Ⅲ
2、轴承寿命的计算：根据轴校核中所得支反力，可得如下受力图：
图10 轴承受力分析则
因为
所以轴承1被放松， =, 轴承被压紧，
则
查表13-5，取 ， ; ，
根据表13-6，取
则
因为 所以按轴承的受力进行计算。

即年年
故所选轴承符合要求。

（一）中间轴滚动轴承的选择
1、选择轴承型号：根据轴的结构及负载的大小，初选角接触球轴承，代号7204C，d=20mm,D=47mm,B=14mm,其基本额定动载荷，基本额定静载荷N
.8
C k
22。

低速轴转速
=1213.78r/min。

Ⅱ
2、轴承寿命的计算：根据轴校核中所得支反力，可得如下受力图：
图11 中间轴轴承受力分析
则
（1）求两轴承的计算轴向力 ，
对于70000C型轴承，由表13-7，派生轴向力 =e。

初取e=0.4,则=0.4=0.4
=0.4=0.4
因为
所以轴承1被放松， =,
轴承2被压紧，
N
则
对于0.0324，位于表13-5中0.029~~~0.058之间，对应e值为0.40~~~0.43，由插值法
，得
同理得
再次计算==0.4
==0.4
则=,
则
两次计算相差不大，所以取 ， ， =, （2）求轴承当量动载荷 、
查表13-5，取 ， ; ，
根据表13-6，取
则
因为 所以按轴承的受力进行计算。

即年年
故所选轴承符合要求。

（一）齿轮轴滚动轴承的选择
1、选择轴承型号：根据轴的结构及负载的大小，初选角接触球轴承，代号7006AC，d=30mm,D=55mm,B=13mm,其基本额定动载荷 ，基本额定静载荷N
.9
C k
85。

齿轮轴转速 Ⅱ=2890r/min。

2、轴承寿命的计算：
根据轴的校核中数据，已知，，根据轴校核中所得支反力，可得如下受力图：。