一级圆锥齿轮减速器的设计

题 目: 一级圆锥齿轮减速器的设计 指导老师: 学生姓名： 所属院系： 专 业： 班 级： 完成日期：

2011年1月

机械工程及其自动化

目录

第一章 一级圆锥齿轮减速器的设计任务·····································3

1-1 设计题目··················································3

1-2 设计任务··················································3 1-3 具体作业··················································3

第二章 电动机的选择··············································4

2-1 选择电动机类型和结构形式·····································4 2-2 选择电动机的容量·············································4 2-3 确定电动机的转速，总传动比与各级传动比······················5 2-4 计算传动装置的运动和运动参数·······························5

第三章 圆锥齿轮传动的设计计算···································7

3-1圆锥齿轮传动的设计计算······································7 第四章 轴的设计计算··············································10 4-1 轴一的设计················································10 4-2 轴二的设计·················································14

第五章 滚动轴承的校核·············································19

5-1 滚动轴承的校核·············································19

第六章 键的校核··················································20

6-1 轴一键的校核··············································20 6-2 轴二键的校核··············································20

第七章 润滑方式及密封方式的选择··································21

7-1 润滑方式·················································21 7-2 密封方式及密封形式的选择···································21

第八章 减速器箱体设计·············································23

8-1 箱体设计···················································23

心得体会··························································24 参考文献··························································25

第一章 一级圆锥齿轮减速器的设计

1-1.设计题目

1)减速器装配图一张；

2)零件工作图二张（大齿轮，输出轴）； 3)设计说明书一份。

第二章 电动机的选择

2-1选择电动机类型和结构型式

由电动机工作电源，工作条件荷载和特点选择三相异步电动机。

2-2选择电动机容量

标准电动机的容量由额定功率表示。所选电动机额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，则不能保证工作机正常工作，或使电动机长期过载，发热大而过早损坏；容量过大，则增大成本，并且由于效率和功率因数低而造成浪费。

由于工作所给的运输带工作压力F=2600N，运输带工作速度V=1.7m/s得工作及所需功率PW

PW

P

为

=FV/1000=4.42kw

电动机至工作机之间传动装置的总效率为：

=12345=0.9216

所需电动机的功率为：

p

=PW/=3.52/0.859=4.796kw

式中：1——联轴器的效率； 2——圆锥齿轮效率； 3——滚动轴承的效率； 4——卷筒的效率； 5——V带的效率。

因为电动机的额定功率p额略大于pd，选同步转速750r/min，由表12-1差得可选Y132S-4型三相异步电动机，其p额=5.5KW，nm=720 r/min

2-3确定电动机的转速，总传动比与各级传动比

n60000V

w=

D

=

600001.73.14320

=101.51r/min

传动装置的总传动比为：

i=

nmn=

720w

101.51

=7.4

式中：nw——电动机的满载转速，r/min； nm——工作机的转速，r/min。 二级传动中，总传动比为7.4

减速器传动比ii01=3，则链式传动传动比i02=

i=2.4

01

2-4 计算传动装置的运动和运动参数

1）各轴转速：传动装置从电动机到工作机有三轴，依次为1，2，3轴，则： 电动机轴 n0=nm=720r/min； 高速轴 n1=nm=720r/min； 低速轴 nn12=

i

=720/3=260r/min;

01

滚筒轴 n3=n2/i02=260/3=86.6 r/min。 2）各轴转矩：

电动机轴 T4.420=9550

750=46.3N.m; 高速轴 T4.2432

1=9550250=163N.m;

低速轴 T3.872=9550136.6=270.53N.m; 滚筒轴 T3.043=9550

136.6

=255.66N.m。

3）各轴输入输出功率： 电动机轴 p0=pd=4.42KW;

高速轴 P1=p01=4.420.96=4.2432KW;

低速轴 P2=P112=4.24320.960.96=3.87027KW;

滚筒轴 P3=P234=3.870.960.98=3.64KW。 运动和动力参数的计算如下表2-1所示：

表2-1 各轴运动及运动参数

第三章

3-1圆锥齿轮传动的设计计算

1 选定齿轮的类型，精度等级，材料及齿数：

（1） 选择材料及热处理

小圆锥选用40Cr，调质处理，调质硬度为280HBS； 大圆锥选用45#钢，调质处理，调质硬度为240HBS。 （2） 选齿轮

小齿轮选z1=24，大齿轮选z2=72； 大小圆锥均选用7级精度。

（3） 轴交角为90度的直齿圆锥齿轮传动u=



2=74，1=16。

z2z1

=4=tan2=cot1，得

2 按齿面解除疲劳强度计算： d12.923

(zE

HR(11.5R)

)

KT1

2

1） 定公式内的各计算数值

（1） 计算小圆锥齿轮的转矩T1=5.628104N.mm； （2） 查表可知锥齿轮传动的齿宽系数d=1；

（3） 从表10-6查得材料的弹性影响系数zE=189.8MPa；

（4） 有图10-21d按齿面硬度查得大小齿轮的解除疲劳强度极限

Hlim1=600MPa，Hlim2=550MPa；

（5） 计算应力的循环次数：

9

N1=60n1Lhj=2.07310，

N2=4.147109/4=6.91108;

（6） 计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得

[H]1=KHN1lim1/S=0.9600=540MPa； [H]2=KHN2lim2/S=0.95550=522.5MPa；

（7） 计算载荷系数

由表10-2得KA=1，KV=1.1，KH=1.2，KH=1.436

则K=KAKVKHKH=1.896

2） 计算试算小齿轮分度圆直径

d12.92

3

(

zE

HR(11.5R)

)

KT1

2

=80mm

计算锥齿轮平均分度圆处的圆周速度为 V=

d1n1

601000

=

3.1477720601000

=2.86m/s

根据v=2.86m/s，7级精度由图10-8查得动载荷系数KV=1.2，则

K=KAKVKHKH=1.27

3） 计算模数

m=d1/z1=80/24=3.33

3 按齿面弯曲疲劳强度计算： m3

4KT1YFaYSa

R(10.5)Z1

22

u1[F]

2

（1）计算载荷系数

K=KAKVKFKF=11.1411.22=1.3908

（2）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88；

（3）由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa； （4）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.3，得 [F]1

KFN1FE1

SS

303.57MPa

[F]2

KFN2FE2

238.86MPa

（5） 查取齿形系数

由表10-5查得YFa12.65，YSa11.58，YFa22.226，YFa21.764， （6） 计算大小齿轮的

YFa1YSa1[F]1

YFaYSa[F]

并加以比较



2.651.58303.57

0.01379

YFa2YSa2[F]2



2.181.704238.86

0.01644

大齿轮数值大。 （7） 设计计算

m3

4KT1YFaYSa

R(10.5)Z1

22

u1[F]

2

=1.57

对此结果，齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲强度计算

的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲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的直径有关。取由弯曲强度

算得的模数，就近圆整为m=3。按接触算的得分度圆直径d1=47.45mm，算得小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=96。

这样设计的齿轮传动既满足了齿面接触强度又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。 4 几何尺寸计算：

1）计算分度圆直径 d1=z1m=98mm d2=z2m=293mm 2）锥度R=d1

98

219mm

3）锥齿宽度b=RR=1219=219mm。

第四章 轴的计算和设计

4-1 轴一的设计

一）输出轴上的功率，转速和转矩:

1) 输入轴上的功率P14.26KW

T1=26.93103N/m

,转速n1=720r/min，转矩

a=22.3;

2）求作用在齿轮上的力

因已知高速级小锥齿轮的分度圆直径为d1=42mm，而

Ft

2T1d1



226.93

42

=1282N;

;

FrFttancos1108NFaFttansin1

101.2N。

3) 初步确定轴的最小直径

先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45#钢，调

制处理。根据表15-3，取A0120 ，于是得

d1A0

120

3

=17.4mm

输入轴的最小直径显然是安联轴器的直径d12，为使所选的轴的直径

d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器的型号。

联轴器的计算转矩TcaKAT1，查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取

KA

=1.5 ，则

TcaKAT11.526.934010N/m

3

。

按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的调教，查手册，选型号为GB/T4323-2002型凸缘联轴器，其公称转矩为250 N.m，半联轴器的孔径

d1=32~42 mm，故取d12

=48mm，半联轴器长度L= 44mm，半联轴器与轴

配合的殻孔长度L1= 82mm.

(二)轴的结构设计 1）拟定装配方案：

2)根据轴向定位的要求去诶的那个轴的各段直径与长度：

（1） 为了满足半联轴器的轴向定位要求12轴段右端需制出一轴肩故取d23=

38mm，半联轴器与轴配合的殻孔长度L1=82 mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上故12段长应比L1略短一些，现取L12=

25mm。

（2）初步选择滚动轴承

因轴承同时受有径向力和轴向力作用故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23=45 mm；由轴承产品目录中初步选择0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30210；其尺寸为dDT=60mm110mm23.75mm，故

d34=50mm，d56=d34=50mm，轴承超过相配周长为 ，l56

=l34=23mm

取轴承端盖所配周长为l23=60mm ;其数据表如下：

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链接。按d67由手册差的平键临截

面bh=12mm10mm 键槽用键槽铣刀加工，长尾 20mm mm，同时为了保证齿轮与轴的配合为H6/h6；同样，半联轴器与轴的配合为H6/k6，滚动轴承与轴的周向定位也是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 4)确定轴上周角和倒角尺寸

参考表15-2，取轴端倒角为145，各轴高出的圆角半径入图。

5）求轴上的载荷

首先根据轴的结构圆做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查找a值，对于30210型圆锥滚子轴承由手册中查得a=22.3mm，因此，作为简支梁的轴的支撑跨距L1+L2=317mm

圆周力Ft，径向力Fr及轴向力的方向如下图： 根据周的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图

表4-2 轴1的支反力及弯扭矩

进行校核时，通常只校核轴上承受的最大玩具和扭矩的截面的强度。根据式（15-5）及上表中的数值并取a=0.6 ，轴的计算应力为：

ca

M

2

(aT)W

2



9.3MPa

前已选定轴的材料为45#钢，调制处理。由表15-1，查得[1]60MPa，因此次ca[1]，故安全。

4-2轴二的设计

（一）链传动的设计计算： 采用滚子链传动 1选择链轮齿数z1,z2

假设链速v在0.6~0.3之间，取Z1= 17，Z2=iZ141768，

2

2 计算功率查手册得工作系数kA=1 ，由图9-13差得kZ 1.52单排链，则计算功率Pca=

KAKZKP

P

11.521

3.945.99KW

3选择链条型号和节距

根据Pca=5.99kw及n2=360r/min查图9-11，可选12A; 查表9-1，链条节距为P=19.05 mm。 4计算链节数和中心距

初定中心距a0=45P=4519.05857.25mm，取a0=860mm 则相应的链节数为Lp02

a0PZ1Z2

2



ZZP

21

2a0

2

(

681723.14

)

2

2

=2

857.2519.05

176819.05857.25

=201.94 链节数为202

查表9-7得中心距计算系数f1=0.24883 ；则链传动的最大中心距为

af1P[2Lp(Z1Z2)]0.2488319.05(220285)1512.13

mm

5 计算链速，确定润滑方式

V1

n2Z1P601000

=

1736019.05

60000

=1.94m/s

由V1 =1.94m/s和链号12A,查图9-14可知应采用定期人工润滑。 6 计算链轮厚度 链轮分度圆直径d

P180sin

Z1



19.05sin(

18017



103.53)

链轮厚度B=3df1=3103.530.2488377.3 7作用在轴上的压轴力Fp 有效圆周力Fe10000

PV

10000

19.051.94

=9.8104N

按水平布置，去压轴力系数kFP=1.15，则压轴力

FPkFpFe1.159.81041.13105N。

（二）轴二的结构设计

1 输出轴上的功率P23.87kw，n2=360r/min，转矩T2240N.m 2求作用在齿轮上的力

因已知低速级齿轮的平均分度圆直径dm2163.43mm，

Ft

2T2dm2



224010

0.163

3

2944N

FrFttancos22944tan20cos76240N





FaFttansin2

2944tan20sin76750.40N

3 初步确定轴的最小直径

先按公式（15-2）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45#钢，调制处理。

根据表15-3取A0

，于是得dminA42mm

轴的最小直径是安装滚动轴承的直径d12，为了使所选的轴直径d12与滚动轴承内径适应，故需同时选取滚动轴承的型号。因轴承同时受有径向力和轴承力作用，故选单列圆锥滚子轴承30211，其尺寸为dDT=5510022.75 ，取

d12=42 mm，l12B链

100mm；d23= 50mm，l23=22mm；

d34=55mm,l34=121mm;取安装齿轮处的轴段45的直径d45=60 mm，l45=70 mm。 初步选取滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，有手册查得30211轴承的定位轴肩高度h=5 mm，因此d56=60mm，l56=70mm

4 轴上零件的周向定位

按d12= 42mm，由手册查得平面截面，键槽采用键bh128 ，L=28 mm，A型键，按d45由手册查得平面截面，键槽采用bh128 铣刀加工，长为

L=16mm。其尺寸如下表：

表4-3轴2的尺寸

图4-2轴二的尺寸

表4-4轴二支反力及弯扭矩

支反力F FNH1 0 N ，FNH20 N，FNV170N，FNV270N 总弯矩 M1-134.6 N.m M2134.6 N.m

扭矩T T3104.52 N.m 7）按弯扭合成应力校核的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受的最大弯矩和扭矩的截面强度。根据式 （15-5）及上表中的数值去 a0.6，轴的应力计算为

:

ca

W

39MPa

前已选定轴的材料为45#钢，调质处理。由表15-1，查得[1]60MPa ，因此

ca[1]，故安全。

第五章 滚子轴承的校核

5-1滚子轴承校核

（一） I轴（输入轴）：

1）.求两轴承受到的径向载荷

Fr1412.56N

Fr2

108N

查手册得e=0.37

2）.派生轴向力：

Fd1152.6N Fd239.96N

3）.轴向力：

Fa1FaFd2245N

Fa2FaFd1205.04N 4）计算当量载荷：

Fa1F0.36

r1

X= 0.4 ,Y= 1.6 , P10.4Fr11.6Fa1409.2N

Fa2F

2.2

r2

P2Fr22882N

5）.寿命计算：

6



L10Ch60np3789.1h>L



Lh

4800h

LhLh该轴承寿命足够。

第六章 键的校核

6-1轴一键校核

（一）键的校核：

轴一左键强度计算：

103

p

2T1kld

=

22450010

3

0.571724

34.3Mpa

因键所能承受应力值为34.3Mpa，所以两键均安全。

6-2 轴二间校核

（一）键的校核

轴二左键强度计算：

3

T210P

2kld

7040010

3=

20.571730

78.9Mpa

因键所能承受应力值为60Mpa，所以两键均安全。

第七章 润滑方式及密封形式的选择

7-1润滑方式

（一）侵油润滑，这种润滑方式是轴承直接侵入箱内油中润滑（例如下置式蜗杆减速器的蜗杆轴承），但是油面高度不应超过轴承最低滚动体中心，以免加大搅油损失。油面接触高度为H40mm，对于高速运转的蜗杆和斜齿轮，由于齿的螺旋线作用，会迫使润滑油冲向轴承带入杂质，影响润滑效果，故在轴承前常设有挡油环，担挡油环不应封死轴承孔，以利于油进入润滑轴承。

（二）脂润滑

当滚动轴承速度较低时，常采用脂润滑，脂润滑的机构简单，易于密封， 一般每隔半年左右补充或更换一次润滑脂，润滑脂的填装量不应超过轴承空间的 1/2，可通过座上的注油孔及通道注入，为了防止箱内的油侵入轴承与润滑脂混合 ，并防止润滑脂流失，应在箱体内测装挡油环，其结构尺寸如图所示，D3812mm。

7-2 密封形式的选择

轴伸端密封方式有接触式和非接触式两种。橡胶油封是接触性密封中性能最好的一种，可用于油或脂的润滑的轴承中。以防漏油为主时，油封唇边对着箱内，以防外界灰尘为主时，唇边对着箱外，当两油封相背放置时，则防漏防尘能力强，为安装油封方便，轴上可做出斜角。

第八章 减速箱体设计

8-1 箱体设计

1 选择材料，选择箱体的材料为HT150，硬度为140HBS。

2设计结构尺寸

（1） 箱座壁厚与查表得：0.01（d1d2）=12： （2） 箱盖壁厚1，查表得为11.2:； （3） 箱座凸缘厚度：b1.518； （4） 箱盖凸缘厚度：b1=1.51=16.8； （5） 箱座滴凸缘厚度：b22.530； （6） 地脚螺栓设计：df0.015(d1d2)18； （7） 地脚螺栓数目：

n

;

（8） 轴承旁联接螺栓直径：d10.85df13.514；

（9） 箱盖与座箱联接螺栓直径：d2(0.50.6)df910.810; （10） 联接螺栓d2的间距：l150200;

（11） 轴承端盖螺钉直径：d3(0.30.4)df7.298； （12） 窥视孔盖螺钉直径：d4(0.30.4)df67.2； （13） 定位销直径：d(0.70.8)d278； （14） 螺栓扳手空间与凸缘宽度：

（15） 轴承旁凸台半径：R1C2； （16） 凸台高度：h20

（17） 外箱壁至轴承座端距离：l1c1c2(58)40; （18） 大齿轮顶圆与内壁距离：11.214.4； （19） 齿轮端面与内距离：212；

（20） 箱盖，箱座肋骨：m10.8519.52 m0.8（21） 轴承端盖外径：D2D(55.5)d389.69；（22） 轴承端盖凸缘厚度：t(11.2)d336； （23） 轴承旁联接螺栓距离：SD236;

9；. 6

心得体会

机械设计综合课程设计是针对机械设计系列课程的要求，是继机械原理与机械设计课程后，理论与实践紧密结合，培养功课学生机械设计能力是课程。

随着科学技术发展的日新月异，减速器已经成为当今机电一体化的工业应用中空前活跃的领域，可以说机械无处不在。因此作为一名机械专业的大学生来说掌握减速器的设计是十分重要的。

在为期近三星期的机械设计基础课程设计实习中，我们在老师的指导下组成了一个5人设计小组，设计减速器。设计过程，我遇到了很多困难，设计方案问题、计算问题、画图问题等等。通过小组谈论还有老师的指导，问题才得以解决。在此期间我得到了老师和同学的帮助，特别是在计算和用电脑画图的时候，在此我要向他们表示真诚的谢意。

经过这近两星期的设计，不仅使我融合了本学期所学习的机械设计的知识，而且在这其中还学习到了很多之前在课本上难以学到的东西，同时经过这此这次课程设计，还加强了我的Auto CAD、Solid Edge绘图能力，可谓是收获颇丰啊！

参考文献

1、《机械设计基础》（第四版） 杨可桢、程光蕴主编 高等教育出版社1999

2、《机械设计综合课程设计》 王之栎、王大康主编 机械工业出版社2007.8

3、《机械设计基础大型作业与课程设计》 谈嘉祯、王小群主编 中国标准出版社1997.2

4、《机械制图》第五版 大连理工大学工程画教研室编 高等教育出版社2003.8

5、《机械设计》第八版 濮良贵、纪名刚主编 高等教育出版社 2006.5