设计题目:二级圆锥齿轮-斜齿圆柱齿轮减速器
原始数据：运输带拽引力F=3600N
运输带速度v=1.0
滚筒直径D=300mm
使用年限5年，双班制每年按300天计算
速度允许误差±5%
一确定传动方案
图所示为电机直接与圆锥齿轮-——圆柱齿轮减速器相联结，结构紧凑，运动平稳。
二 选择电动机 传动装置总效率
卷筒传动效率
圆柱斜齿轮传动效率圆锥齿轮传动效率滚动轴承效率
联轴器传动效率96.097.096.099.099.08415.096.097.096.099.099.054321425434221======????==ηηηηηηηηηηη
工作机输入功率：
kw fv w 60.30.13600p =?==
mm
80mm 38min
/960n k 5.5P 6
1M 132Y min /88.114596.381,p min /88.1145~96.381min /66.63)18~6(n 63i 32i 13min
/66.63100060n 278.48415.060.321g ====-<<≥=?=?=--=??====L D r w r n p r r n i r D
v kw
kw p p m d d ed a a a w d ，电动机的收伸长度电动机的轴伸出直径电动机满载转速参数：额定功率为：选电动机型号为：且转速满足：根据功率，故电动机转速：到范围是，斜齿轮到范围是锥齿轮：般范围为：圆柱斜齿轮的传动比一查得圆锥按课程设计指导书表为：运输带鼓轮的工作转速确定电动机的型号：
电动机所需要功率：
πη
三 运动学和动力学计算： 1 总传动比及其分配
27
.5i 3i 208
.1566.63/960/i 21==-===圆柱斜齿轮传动比：锥齿轮传动比：圆柱斜齿轮传动比比直齿轮分配减速器的各级传动总传动比g m a n n
m
08.572m 88.601i m 93.118i m 71.4156.42/9550..5637.396.099.0827.3p 827.397.099.0985.3985.396.099.0193.4193.499.099.0278.4p .4min /72.60min /72.6027.5/320/n n min /r 3203/960i /n n min
/r 960n n .35134422233211221d 15142322134223112m 1?==?==?==?==?===??===??===??===??============N T T N T T N T T N T T m N n P T kw p kw p p kw p p kw p r n n r i m d d d ηηηηηηηηηηηηηηηη轴四的输入转矩：轴三的输入转矩：轴二的输入转矩：轴一的输入转矩：电动机的输出转矩：转矩
减速器各轴功率转速减速器各轴功率计算：
轴四的转速：轴三的转速：轴二的转速：轴一的转速：计算减速器各轴转速：Ⅲ卷筒轴ⅡⅢⅡⅡⅠ
四.直齿圆锥齿轮传动的设计计算： 1.齿面接触疲劳强度设计：
1）选择齿形制GB12369-90，齿形角 20
由题可知，小齿轮选用40Cr,调制处理，硬度为240~280HB ，平均硬度280HB ；大齿轮选用45号钢，调制处理，硬度为240HB ，。 2）72,72243,24z z 1121取和精度等级：取齿数=?===z i z 精度等级取8级
()[]m
10171.4n 105.9543
.1k )3u 5.0192.2d 41
151t 2
21
1??=?==???
?
???ψ-ψ≥N P T Z KT H E R R 矩）计算小齿轮传递的转试选载荷系数步确定主要尺寸，即设计，先按接触强度初一般情况下，闭式齿轮σ
5）取齿宽系数：30.0=ψR
6）确定弹性影响系数：由表10-6，2
18.189MPa Z E = 7）由图10-21按齿面硬度查的小齿轮的解除疲劳强度极限
MPa H 6001lim =σ，大齿轮的MPa H 5502lim =σ
8）根据循环次数公式[3]式10-13，计算应力循环次数：
9111038.153008219606060?=??????==h jL n N
81
21061.4?==
u
N N 9）查[3]图10-19得接触疲劳寿命系数：94.01=HN K ，95.02=HN K 10）由[3]式10-12计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数1=H S ，
MPa S K H
H HN H 564][1
lim 11==
σσ，
MPa S K H
H HN H 5.522][2
lim 22==σσ
2.计算
1）由接触强度计算出小齿轮分度圆直径：
()mm u
KT Z d R R E t 88.835.0192.23
2
12
1≈ψ-ψ???
???≥σ 则 mm d d R t m 30.71)5.01(11=-=ψ
2）齿轮的圆周速度s m n d v m /58.31000
601
1=?=π
3）计算载荷系数：
a ：齿轮使用系数，查[3]表10-2得25.1=A K
b ：动载系数，查[3]图10-8得17.1=v K
c ：齿间分配系数，查[3]表10-3得1==ααF H K K
d ：齿向载荷分布系数b
e H F H K K K βββ5.1== 查[3]表10-9得25.1=be H K β，所以875.1==ββF H K K
e ：接触强度载荷系数74.2875.1117.125.1=???==βαH H v A K K K K K 4）按载荷系数校正分度圆直径
mm K K d d t t 49.96/311==
mm z d m 02.41
1
== 取标准值，模数圆整为mm m 4=
5）计算齿轮的相关参数
mm mz d 9611==，mm mz d 28822==
''16'2518arctan
2
1
1 ==z z δ，''44'3471901
2 =-=δδ mm z z d R 789.1512
1)(2
1
21
=+=
6）确定齿宽：mm R b R 53.45=ψ= 圆整取mm b b 4621== 3.校核齿根弯曲疲劳强度 ○
1载荷系数74.2=K ○
2当量齿数3.25cos 1
1
1==δz z v ，9.227cos 222==δz z v ○
3查[3]表10-5得61.21=Fa Y ，592.11=Sa Y ，06.22=Fa Y ，97.12=Sa Y ○
4取安全系数4.1=F S 由[3]图10-18得弯曲疲劳寿命系数92.01=FN K ，9.02=FN K 查[3]图10-20(c)得弯曲疲劳极限为：MPa FE 4501=σ，
MPa FE 4102=σ
许用应力
MPa S K F
FE FN F 7.295][111==σσMPa S K F FE FN F 6.263][2
22==σσ
○
5校核强度，由[3]式10-23 ][)5.01(22
21F R Sa
Fa F z
bm Y Y KT σψσ≤-= 计算得11][4.74F F MPa σσ<= 22][5.26F F MPa σσ<=
可知弯曲强度满足，参数合理。
五.斜齿圆柱齿轮传动的设计计算：
1.齿面接触疲劳强度设计
1）选择齿轮材料，小齿轮 40Cr,调制，硬度260HB ，大齿轮 45号钢，调制，硬度240HB. 2）精度等级取8级。 3）试选小齿轮齿数211=z
67.1102127.5122=?==z i z 取1112=z
调整后29.521
111
12===z z u 4）初选螺旋角
12=β
2.齿面接触疲劳强度计算： 1）按齿面接触疲劳强度设计
查[3](10-21)有齿面接触疲劳强度设计公式
3
2
21)]
[(12H H E d t t Z Z u u T K d σεφα+≥
1>试选载荷系数：8.1=t K
2> 计算小齿轮传递的扭矩：m N n P T ??=?=52
2
621019.11055.9 3>取齿宽系数：1=d
φ
4>确定弹性影响系数：由[3]表10-6，2
18.189MPa Z E =
5>确定区域系数：查[3]图10-30，标准直齿圆锥齿轮传动：5.2=H Z
6>根据循环次数公式[3]式10-13，计算应力循环次数：
9111038.183002519606060?=??????==h jL n N
81
21061.2?==
u
N N 查[3]图10-19得接触疲劳寿命系数：95.01=HN K ，97.02=HN K 查[3]图10-21(d)得疲劳极限应力：MPa H 6001lim =σ，
MPa H 5502lim =σ
由[3]式10-12计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数
0.1=H S ，
MPa S K H
H HN H 570][1
lim 11==σσ，
MPa S K H
H HN H 5.533][2
lim 22==
σσ
MPa H H H 75.5512
][][][2
1=+=
σσσ
7>由[3]图10-26查得665.1885.078.021=+=+=αααεεε 8>代入数值计算 小齿轮直径:
mm Z Z u u T K d H H E d t t 94.60)]
[(1232
21=+≥σεφα
9>圆周速度s m n d v t /02.11000
602
1=?=
π
10>齿宽b 及模数nt m ，
mm mm d b t d 94.6094.6011=?=?=φ
mm z d m t nt 84.2cos 1
1==
β
mm m h nt 39.625.2== 54.9/=h b
11>计算纵向重合度42.1tan 318
.01==βφεβz d 12>计算载荷系数：
m m N m m N b F K N
d T t A t t a /100/1.8094.60390525.1390594
.601019.122F 10.12:K 5
12H <=?==??==，先求
由表齿间载荷分配系数
a ：齿轮使用系数，查[3]表10-2得25.1=A K
b ：动载系数，查[3]图10-8得1.1=v K
c ：齿间分配系数， 查[3]表10-3得4.1==ααF H K K
d ：查[3]表10-4得齿向载荷分布系数457.1=βH K 查[3]图10-13得35.1=βF K
e ：接触强度载荷系数80.2457.14.11.125.1=???==βαH H v A K K K K K 13>按载荷系数校正分度圆直径
mm K K
d d t
t 68.703
11== 14>计算模数mm z d m n 29.3cos 1
1==
β
3）按齿根弯曲强度设计 由[3]式10-17
32122][cos 2F Sa
Fa d n Y Y z Y KT m σεφβα
β≥
1>计算载荷系数599.235.14.11.125.1=???==βαF F v A K K K K K 2>由纵向重合度42.1=βε，从[2]图10-28得91.0=βY 3>计算当量齿数4.22cos 3
1
1==
β
z z v 6.118cos 3
2
2==
β
z z v 4>由[3]图10-20得弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=σ，
MPa FE 4302=σ
5>由[3]图10-18取弯曲疲劳寿命系数92.01=FN K ，95.02=FN K 6>取弯曲疲劳安全系数4.1=F S 由[3]式10-12得
MPa S K F
FE FN F 57.328][1
11==σσ
MPa S K F
FE FN F 79.291][2
22==
σσ 7>由[3]表10-5得齿形系数76.21=Fa Y ，172.22=Fa Y 得应力校正系数56.11=Sa Y ，798.12=Sa Y
8>计算大、小齿轮的
][F Sa
Fa Y Y σ并加以比较。
013104.0][111=F Sa Fa Y Y σ，
013384.0][22
2=F Sa Fa Y Y σ 大齿轮的数值大。
9>计算得mm m n 898.1≥，去mm m n 0.3= 10>校正齿数
2304.23cos 11≈==
n
m d z β
，12289.12112≈==uz z 11>圆整中心距
mm m z z a n
39.222cos 2)(21=+=
β
圆整为mm a 223= 12>修正螺旋角
"18'50122)(arccos
21 =+=a
m
z z β 变化不大，不必修正前面计算数值。 13>计算几何尺寸
mm m z d 77.70cos 11==
β，mm m
z d 38.375cos 22==β
mm d b d 77.701==φ，取齿宽为mm B mm B 71,7621==
六、轴的设计计算 1、I 轴的计算
(1)轴上的功率kW P 193.41=，转速min /9601r n =，转矩m N T ?=71.411，锥齿轮小齿轮平均分度圆直径 mm d m 30.711=
(2)求作用在齿轮上的力 圆周力N d T F m t 117021
1
==
，轴向力403cos tan 1==δαt a F F ，径向力 N F F t r 55.134sin tan 1==δα
(3)初估轴的最小直径
先按[3]式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据[3]表15-3，取1100=A ，于是得
mm n P A d 38.163
1
1
0min == 由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径21-d 与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。 联轴器的计算转矩，查[3]表14-1
mm N T K T A ca ?=?==62565417105.11
查[1]附表表8-5，由于电动机直径为38mm ，所以选取型号为LH3，孔径选为30mm 。联轴器与轴配合的轮毂长度为60mm 。 (4)轴的结构设计
<1>拟定轴上零件的装配方案，如下图
根据轴的初步设计
<2>轴的长度的确定
。
定轴段，再加上套杯厚度，确为齿轮左端面距离套杯约，小齿轮轮毂长度为度，确定根据齿轮孔的轴径和长要求，取根据齿轮与内壁的距离要求，取根据安装轴承旁螺栓的，得小均比求，取根据轴承安装方便的要取》要求可得
由《机械设计课程设计确定取轴肩高为由经验公式算轴肩高度小比一般为利于固定，宽度长度应略小于轴承内圈，故可确定内径，子轴承，型号取有受力情况选择圆锥滚先初步选定轴承型号，轴段。
应比孔长度略短些，取故轴的端面上，在半联轴器上而不压在为了保证轴端挡圈只压的孔长度为半联轴器与轴配合，有段应有轴肩定位，，半联轴器型号直径为轴段m m l m m d E m m l m m l d d d d d D l m m l d l d m m m m h C B l m m l m m d l B m m l l l A 54mm 8mm 50,32..
16.40mm
34mm 40,mm 1...
60.54212243,5,)5.4~5.3()2~1(3507.0:
.)mm 1(16mm 17,35mm 3530207,.58mm 60mm 306652523524334443333111========??
?
???-≈==+?====
确定轴上各力作用点及支点跨距
由于选定的是深沟球轴承，其负荷中心在轴向宽度的中点位置，
F 零件的周向定位 查[3]表6-1 得
左端半联轴器定位用平键，宽度为8mm ，高度7mm ，长度略小于轴段，取50mm ，选取键508?，
右端小齿轮定位用平键，宽度为10mm ，8mm ，长度略小于轴段，取40mm ，选取键mm 4010?。 G 轴上圆角和倒角尺寸
参考[3]表15-2，取轴端倒角为1.2mm ，圆角取1.6mm (5)求轴上的载荷 圆周力N d T F m t 117021
1
==
，轴向力403cos tan 1==δαt r F F ，径向力 N F F t a 55.134sin tan 1==δα
m m N M M M m m N M M M m m N F M m m N F M m m N F M N F F F N F F N F F F N d
F F F V H V H H r H r V V r V H r t H
r t H r v r r v r a r v r ?=+=?=+=?=?=?=?=?=?==+==?==+==?
-?=
5.63110
,613125967068205535136.14094685.20475.87768
5127.61027.20768
251222221211211121121，
，，
，
，，
根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示
(6)按弯扭合成应力校核轴的强度
由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据[3]式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α，轴的计算应力
6.0
=