机械课程设计计算说明书
设计题目：级圆锥齿轮减速器
班 级：
学 号：
姓 名：
指导老师：
目录
设计务 第3页
二 电动机选择 第4页
三 圆锥齿轮设计计算 第6页
四 轴设计计算 第10页
五 键校核 第18页
六 润滑方式密封形式选择 第19 页
七 减速器箱体设计 第20页
八 设计总结 第21页
参考文献 第22页
第章设计务
1设计题目
带式运输机级圆锥齿轮减速器
传动装置简图右图 示
定条件：电动机驱动运输带工作拉力2800N运输带速度18ms运输机滚筒直径320mm
（1）带式运输机数
见数表格
（2）工作条件
两班制工作空载启动单连续运转载荷稳运输带速度允许速度误差±5
（3） 期限
工作期限十年年工作300天检修期间隔三年
（4） 生产批量
批量生产
2设计务
1)选择电动机型号
2)确定链传动参数尺寸
3)设计减速器
4)选择联轴器
3具体作业
1)减速器装配图张
2)零件工作图二张（齿轮输出轴）
3)设计说明书份
第二章 电动机选择
21选择电动机类型结构型式
电动机工作电源工作条件荷载特点选择三相异步电动机
22选择电动机容量
标准电动机容量额定功率表示选电动机额定功率应等稍工作求功率容量工作求保证工作机正常工作电动机长期载发热早损坏容量增成效率功率数低造成浪费
工作运输带工作压力F2800N运输带工作速度V18ms工作需功率：
pwFV1000504KW
电动机工作机间传动装置总效率η：
ηη1η2η33η4η50993×097×0993×096×097≈0870
需电动机功率：
PdPwη504÷0870579kw
式中：η10993——联轴器效率
η2097——圆锥齿轮效率
η3099——滚动轴承效率
η4096——链轮传动效率
η5097——传动滚筒效率
电动机额定功率P额略Pd选步转速750rmin选Y160L8型三相异步电动机P额75kwnm 720 rmin
23确定电动机转速总传动级传动
工作机转速nw60vπD60×18π×03210743rmin
传动装置总传动：inmnw7201074367
式中nm——电动机满载转速rmin
nw——工作机转速rmin
二级传动中总传动67
减速器传动i013链式传动传动i02ii01673223
24 计算传动装置运动运动参数
1）轴转速：传动装置电动机工作机三轴次123轴：
电动机轴n0nm720rmin
高速轴n1nm720rmin
低速轴 n2n1i017203240rmin
滚筒轴 n3n2i022402231076rmin
2）轴输入功率：
电动机轴P0Pd579KW
高速轴P1P0η1579×0993575KW
低速轴 P2P1η2η3575×097×099552KW
滚筒轴 P3P2η3η4552×099×096525KW
3）轴转矩：
电动机轴 T09550×5797207680Nm
高速轴 T19550×5757207627Nm
低速轴 T29550×55224021965Nm
滚筒轴 T39550×525107646596Nm
运动动力参数计算表21示：
输入功率PKW
转速n(rmin)
转矩TNm
传动i
效率η
电动机轴
579
720
7680
1
0993
高速轴
575
720
7627
3
096
低速轴
552
240
21965
223
095
滚筒轴
525
1076
46596
第三章 圆锥齿轮设计计算
1 选定齿轮类型精度等级材料齿数：
（1） 选择材料热处理
圆锥选40Cr调质处理调质硬度280HBS
圆锥选45#钢调质处理调质硬度240HBS
(2)选齿轮
齿轮选24齿轮选72
圆锥均选7级精度
轴交角90度直齿圆锥齿轮传动u3tancotδ2716°δ1 184°
2齿面接触疲劳强度计算：
d1≥2923(ZE[σH])2KT1ΦR(105ΦR)2u
1） 定公式计算数值
试选载荷系数Kt13
（1） 圆锥齿轮转矩T17627Nmm
（2） 查机械设计教材知锥齿轮传动齿宽系数ΦR13
（3） 表106查材料弹性影响系数ZE1898MPa
（4） 图1021d齿面硬度查齿轮解疲劳强度极限600MPa550MPa
（5） 计算应力循环次数：
6060×720×1×2×8×300×10207×109
207×1093069×109
（6） 计算接触疲劳许应力
取失效概率1安全系数S1式（1012）[S09600540MPa
[S0955505225MPa
2） 试算齿轮分度圆直径
d1t≥2923(ZE[σH])2KT1ΦR(105ΦR)2u
77834mm
试算锥距 Rtd1tu2+12123066mm
计算锥齿轮均分度圆处圆周速度
Vπd1n160×1000π×77834×72060×1000293ms
均分度圆圆周处速度Vm2445ms
根Vm2445ms7级精度图108查动载荷系数114
查表102KA1 查教材KHαKFα1KHβKFβ1875
计算载荷系数KKAKVKHαKHβ1×114×1×187521375
实际载荷系数校正算分度圆直径
d1d1t3KKt91866mm
计算模数
md1z1383mm
3齿根弯曲强度设计
式（1024）弯曲强度设计公式
m≥34KT1ΦR(105ΦR)2z12u2+1YFaYSa[σF]
（1）计算载荷系数
K11141187521375
（2）图1018查弯曲疲劳寿命系数085088
（3）图1020C查齿轮弯曲疲劳强度极限500MPa齿轮弯曲疲劳强度极限380MPa
（4）计算弯曲疲劳许应力
取弯曲疲劳安全系数S13
（5） 查取齿形系数（均分度圆处量圆柱查）
表105查YFa1262YFa2206Ysa1159YSa2197
（6） 计算齿轮加较
YFa1Ysa1[σF]1262×15930357001372
YFa2Ysa2[σF]2206×19723886001699
齿轮数值
（7） 设计计算
m≥34KT1ΦR(105ΦR)2z12u2+1YFaYSa[σF]
298
结果齿面接触疲劳强度计算模数m齿根弯曲强度计算模数齿轮模数m取决弯曲强度决定承载力齿面接触疲劳强度决定承载力仅齿轮直径关取弯曲强度算模数圆整m3接触算分度圆直径91866mm算齿轮齿数30齿轮齿数90
样设计齿轮传动满足齿面接触强度满足齿根弯曲疲劳强度做结构紧凑避免浪费
4尺寸计算：
1） 计算分度圆直径
m90mm
m270mm
2） 锥度Rd1u2+1290×1021423mm
3） 锥齿宽度bR131423474mm
选取宽度B1B245mm
4)数整理
名称
符号
公式
直齿圆锥齿轮
直齿圆锥齿轮
齿数
30
90
模数
m
m
3
传动
i
i
3
分度圆锥度
184°
716°
分度圆直径
90
270
齿顶高
3
3
齿根高
36
36
齿全高
h
66
66
齿顶圆直径
9569(端)
27189（端）
齿根圆直径
8317
26773
齿距
p
942
942
齿厚
s
471
471
齿槽宽
e
471
471
顶隙
c
06
06
锥距
R
1423
1423
齿顶角
齿根角
齿顶圆锥角
齿根圆锥角
量齿数
3165
28513
齿宽
bR
45
45
第四章 轴设计计算
41 轴设计
()选择轴材料
初选轴材料45号钢调质处理机械性查表：
(二)轴尺寸计算
1输入轴功率575KW转速720rmin转矩T17627Nm
2初步确定轴直径
取A0112
d≥A03Pn112×35757202239mm
3轴结构设计
(1)图I轴装配方案：
(1) 根轴定位求确定轴段直径长度图：
4选择联轴器：根条件选取
确定联轴器转矩TcaKAT113×76279915Nm
结合电动机型号选弹性套柱销联轴器型号TL7联轴器
该端选半轴连接器孔径d140mm取轴径d140mm半联轴器毂空长度L112mm
取l1112mm
5初步选择滚动轴承
轴承时承载径力轴力轴力较选单列深沟球轴承
参工作求根尺寸选取0基游隙组标准精度级单列深沟球轴承6309尺寸d×D×B45×100×25知道：
d345mml324mm
6验公式算肩高度：h007d+1~2415~515mm
取h5mm确定d450mm
取l480mm
7根轴承安装方便求取均2mm：
d2d543mm
根安装轴承旁螺栓求取
根齿轮壁距离求取l516mm
8根齿轮孔轴径长度确定d633mml654mm
已初步确定轴段直径长度
9轴零件周定位
齿轮联轴器轴周定位均采键联接手册查半联轴器轴联接处键截面b×h12mm×8mm键槽键槽铣刀加工长80mm（标准键长见）
保证联轴器轴配合良中性选择联轴器轮毂轴配合H7k6齿轮轴联接处键截面b×h10mm×8mm ()长度40mm键槽键槽铣刀加工
10确定轴圆角倒角尺寸
取轴端倒角2×45°圆角见零件图
(三)求轴载荷校核
根轴结构图做出轴计算简图：
（齿轮取齿宽中点处分度圆直径作力作点轴承宽度中点作点）
轴承1轴承2间距离105mm轴承2锥齿轮间距离545mm
1 计算作齿轮力
圆锥齿轮
已知高速级锥齿轮均分度圆直径dm17577mm
Ft2T1dm12×7627007577202376N
Fr1Fttanαcosδ1202376×tan20°cos184°68993N
Fa1Fttanαsinδ1202376×tan20°sin184°23494N
2 求作轴支反力
FH127334N FH296327N
FN1105043N FN2307419N
Fa123494N Fa20
Fr1273342+1050432108541N
Fr2963272+3074192322157N
3校核轴承寿命：
查手册6309型深沟球轴承参数Cr52800N C0r31800N
查表136fp11
（1） 计算轴承承受轴载荷
轴承1固定轴承2游离结合受力分析图知轴承1压紧轴承2放松轴承2受轴力
Fa123494N Fa20
（2） 计算量动负荷
轴承1： FaC0234943180000074表135线性插值法求：e10175
FaFr23494108541002165>e1
查表135线性插值法求：X1056 Y1236
P1fpX1Fr1+Y1Fa111×(056×108541+236×23494)127852N
轴承2：FaC00
表135线性插值法e216
FaFr0e2差表135X21 Y20
P2fpX2Fr2+Y2Fa211×1×322157354373N
（3）轴承寿命Lh计算
轴承2计算轴承寿命
Lh10660×720×(52800354373)37656603>48000
选轴承6309深沟球轴承合格
4做弯矩图扭矩图
5校核轴强度
弯矩图知危险截面出现轴承2处
校核轴弯矩截面强度：
σcaM2+(αT)2W28702+110252+(06×7627)2911×1061347MPa<[σ1]60MPa安全
42轴二设计
（）链传动设计计算：
采滚子链传动
1选择链轮齿数Z1Z2
取Z1 17Z2223×1738
2 计算功率查手册工作系数1 图913查kz152单排链计算功率PcaKAKZP1×152×552839KW
3选择链条型号节距
根Pca839kwn2240rmin查图911选16A
查表91链条节距P254 mm
4计算链节数中心距
初定中心距a030~50P(30~50)×254762~1270mm
取a01000mm
相应链节数
2×1000254+17+382+(38172π)22541000
10652
链节数LP106
查表97中心距计算系数f1024909链传动中心距
af1P2LPz1+z2024909×254×[2×10655]≈993mm
5 计算链速确定润滑方式
vnz1p60×1000240×19×25460×1000193ms
v193ms链号16A查图914知应采油池润滑
6作轴压轴力FP
效圆周力Fe1000Pv1000×5522413≈2288N
水布置取压轴力系数115压轴力115×2288 2631N
（二）轴二结构设计
1求输出轴功率转速转矩
前面计算
P2552KW n2240rmin T221965Nm
2初步确定轴直径
选取轴材料45钢调质处理取A0112
d≥A03Pn112×3552240319mm
键槽存取dmin40mm
3轴结构设计
（1）根轴定位求确定轴段直径长度图：
1）取d140mm L170mm
2）初步选择滚动轴承
轴承时承载径力轴力轴力较选单列深沟球轴承参工作求根尺寸选取0基游隙组标准精度级单列深沟球轴承6309尺寸d×D×B45×100×25
确定d345mm 取 l324mm
3）套筒长度取8mm取l735mm
4）查滚动轴承手册取d650mm
取齿轮轮毂长80mm取l678mm定位轴肩高度h>007d6取h4mmd558mm取 l58mm d450mm l4142mm
段直径长度表示
段标号
1
2
3
4
5
6
7
dmm
40
42
45
50
58
50
45
lmm
70
50
24
142
8
78
35
已初步确定轴段直径长度
（3）轴零件周定位
齿轮链轮轴周定位均采键联接查设计手册选链轮轴周定位键公称尺寸b×h12×8键长度定60mm齿轮轴周定位键公称尺寸b×h14×9键长度定60mm
1确定轴圆角倒角尺寸
取轴端倒角2×45°
2求轴载荷
根轴结构图（图3）作出轴计算简图
（齿轮取齿宽中点处分度圆直径作力作点轴承宽度中点作点）
轴承1轴承2间距离261mm轴承2锥齿轮间距离914mm
锥齿轮：
已知锥齿轮均分度圆直径dm222731mm
Ft2T1dm12×2196502273193269N
Fr1Fttanαcosδ1193269×tan20°cos716°22204N
Fa1Fttanαsinδ1193269×tan20°sin716°66748N
3求作轴支反力
FH121237N FH243441N
FV167577N FV2125692N
Fa10 Fa266748N
Fr1212372+67577270835N
Fr2434412+1256922132987N
4 校核轴承寿命：
查手册6309型深沟球轴承参数Cr52800N C0r31800N
查表136fp11
（1）计算轴承承受轴载荷
轴承1固定轴承2游离结合受力分析图知轴承2压紧轴承1放松轴承1受轴力
Fa10 Fa266748N
（2）计算量动负荷
轴承1： FaC00318000表135线性插值法求：e1016
FaFr0684030查表135线性插值法求：X11 Y10
P1fpX1Fr1+Y1Fa111×1×7083577919N
轴承2：FaC0667485280000126
表135线性插值法e2020
FaFr66748132987050>e2
查表135X2056 Y222
P2fpX2Fr2+Y2Fa211×（056×132987+22×66748）243450N
（3）轴承寿命Lh计算
P1Lh10660×240×(52800243450)370845120>48000
选轴承6309深沟球轴承合格
5做弯矩图扭矩图
6校核轴强度
弯矩图知危险截面出现轴承2处
校核轴弯矩截面强度：
σcaM2+(αT)2W39792+114612+(06×21965)2972×1061843MPa<[σ1]60MPa安全
第五章 键校核
51轴键校核
（）键校核：
轴 左键强度计算：
σp12T1×103kld2×7667×1034×68×401409MPa<60MPa
轴右键强度计算
σp22T1×103kld2×7667×1034×30×333872MPa<60MPa
两键均安全
52 轴二键校核
（）键校核
轴二左键强度计算：
σp12T2×103kld2×22084×1034×48×40575MPa<60MPa
轴二右键强度计算
σp22T2×103kld2×22084×10345×46×504267MPa<60MPa
两键均安全
第六章 润滑方式密封形式选择
61润滑方式
（）侵油润滑种润滑方式轴承直接侵入箱油中润滑（例置式蜗杆减速器蜗杆轴承）油面高度应超轴承低滚动体中心免加搅油损失油面接触高度高速运转蜗杆斜齿轮齿螺旋线作会迫润滑油轴承带入杂质影响润滑效果轴承前常设挡油环担挡油环应封死轴承孔利油进入润滑轴承
（二）脂润滑
滚动轴承速度较低时常采脂润滑脂润滑机构简单易密封般隔半年左右补充更换次润滑脂润滑脂填装量应超轴承空间12通座注油孔通道注入防止箱油侵入轴承润滑脂混合防止润滑脂流失应箱体测装挡油环
（三）飞贱润滑
般闭式齿轮传动装置中轴承常润滑方式次设计轴承采飞贱润滑
62 密封形式选择
轴伸端密封方式接触式非接触式两种橡胶油封接触性密封中性种油脂润滑轴承中防漏油时油封唇边着箱防外界灰尘时唇边着箱外两油封相背放置时防漏防尘力强安装油封方便轴做出斜角
第七章 减速器箱体设计
71 箱体设计
1 选择材料选择箱体材料HT150硬度140HBS
2设计结构尺寸
（1） 箱座壁厚查表001(d1+d2)+1≥8 取 δ10
（2） 箱盖壁厚查表00085(d1+d2)+1≥8 取 δ110
（3） 箱座凸缘厚度b15δ15
（4） 箱盖凸缘厚度：b115δ115
（5） 箱座底凸缘厚度b225δ25
（6） 脚螺栓设计df0015d1+d2+1≥12 取df16
（7） 脚螺栓数目 n4
（8） 轴承旁联接螺栓直径d107df112 取d112
（9） 箱盖座箱联接螺栓直径d2(05~06)df 8~96 取d210
（10） 联接螺栓间距l150~200
（11） 轴承端盖螺钉直径d3(04~05)df64~8 取d38
（12） 窥视孔盖螺钉直径d4(03~04)df48~64 取d46
（13） 定位销直径d(07~08)d27~8 取d8
（14） 螺栓扳手空间凸缘宽度：
安装螺栓直径
M10
M12
M16
M20
M24
M30
外箱壁直径
13
16
18
22
26
34
40
凸缘边距离
11
14
16
20
24
28
34
沉头座直径
20
24
26
32
40
48
60
（15） 轴承旁凸台半径R1C216
（16） 凸台高度：20
（17） 外箱壁轴承座端距离l1c1+c2+(5~10)39~44 取l142
（18） 齿轮顶圆壁距离∆1>12δ 取∆114
（19） 齿轮端面距离∆2>δ 取∆212
（20） 箱盖箱座肋骨m1≈085δ185 m≈085δ85
（21） 轴承端盖外径D2轴承孔直径+(5~55)d3140~144 取D2142
（22） 轴承端盖凸缘厚度t(1~12)d38~96 取t9
（23） 轴承旁联接螺栓距离s≈D2142
第八章 设计总结
1做设计时存问题碰麻烦第次做整机器设计开始东西没考虑周全着课步步进行设计计算结果发现面情况前面头开始计算尺寸没箱体总体结构分析画装配图时发现相配合回前面改然现完成存合理方
2设计程中遇少困难手头资料课机械课程设计指导时候发现资料够通网络处找资料花费少时间尤面处考试复阶段边复边抽时间做设计整天时间花里面常晚睡觉时候整脑点晕晕
3然设计程中遇少困难终步步设计完成觉次设计学学专业知识次前学知识次运相重新复遍绘图软件应进步熟练整程学东西挺挺意义
参考文献
[1]濮良贵纪名刚 机械设计 8版 北京：高等教育出版社2011
[2]孙恒陈作模葛文杰机械原理 7版 北京：高等教育出版社2011
[3]孔凌嘉张春林 机械基础综合课程设计 北京：北京理工学出版社2004
[4]胡凤兰 互换性技术测量基础 北京：高等教育出版社2011
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设计题目：级圆锥齿轮减速器
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三 圆锥齿轮设计计算 第6页
四 轴设计计算 第10页
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第章设计务
1设计题目
带式运输机级圆锥齿轮减速器
传动装置简图右图 示
定条件：电动机驱动运输带工作拉力2800N运输带速度18ms运输机滚筒直径320mm
（1）带式运输机数
见数表格
（2）工作条件
两班制工作空载启动单连续运转载荷稳运输带速度允许速度误差±5
（3） 期限
工作期限十年年工作300天检修期间隔三年
（4） 生产批量
批量生产
2设计务
1)选择电动机型号
2)确定链传动参数尺寸
3)设计减速器
4)选择联轴器
3具体作业
1)减速器装配图张
2)零件工作图二张（齿轮输出轴）
3)设计说明书份
第二章 电动机选择
21选择电动机类型结构型式
电动机工作电源工作条件荷载特点选择三相异步电动机
22选择电动机容量
标准电动机容量额定功率表示选电动机额定功率应等稍工作求功率容量工作求保证工作机正常工作电动机长期载发热早损坏容量增成效率功率数低造成浪费
工作运输带工作压力F2800N运输带工作速度V18ms工作需功率：
pwFV1000504KW
电动机工作机间传动装置总效率η：
ηη1η2η33η4η50993×097×0993×096×097≈0870
需电动机功率：
PdPwη504÷0870579kw
式中：η10993——联轴器效率
η2097——圆锥齿轮效率
η3099——滚动轴承效率
η4096——链轮传动效率
η5097——传动滚筒效率
电动机额定功率P额略Pd选步转速750rmin选Y160L8型三相异步电动机P额75kwnm 720 rmin
23确定电动机转速总传动级传动
工作机转速nw60vπD60×18π×03210743rmin
传动装置总传动：inmnw7201074367
式中nm——电动机满载转速rmin
nw——工作机转速rmin
二级传动中总传动67
减速器传动i013链式传动传动i02ii01673223
24 计算传动装置运动运动参数
1）轴转速：传动装置电动机工作机三轴次123轴：
电动机轴n0nm720rmin
高速轴n1nm720rmin
低速轴 n2n1i017203240rmin
滚筒轴 n3n2i022402231076rmin
2）轴输入功率：
电动机轴P0Pd579KW
高速轴P1P0η1579×0993575KW
低速轴 P2P1η2η3575×097×099552KW
滚筒轴 P3P2η3η4552×099×096525KW
3）轴转矩：
电动机轴 T09550×5797207680Nm
高速轴 T19550×5757207627Nm
低速轴 T29550×55224021965Nm
滚筒轴 T39550×525107646596Nm
运动动力参数计算表21示：
输入功率PKW
转速n(rmin)
转矩TNm
传动i
效率η
电动机轴
579
720
7680
1
0993
高速轴
575
720
7627
3
096
低速轴
552
240
21965
223
095
滚筒轴
525
1076
46596
第三章 圆锥齿轮设计计算
1 选定齿轮类型精度等级材料齿数：
（1） 选择材料热处理
圆锥选40Cr调质处理调质硬度280HBS
圆锥选45#钢调质处理调质硬度240HBS
(2)选齿轮
齿轮选24齿轮选72
圆锥均选7级精度
轴交角90度直齿圆锥齿轮传动u3tancotδ2716°δ1 184°
2齿面接触疲劳强度计算：
d1≥2923(ZE[σH])2KT1ΦR(105ΦR)2u
1） 定公式计算数值
试选载荷系数Kt13
（1） 圆锥齿轮转矩T17627Nmm
（2） 查机械设计教材知锥齿轮传动齿宽系数ΦR13
（3） 表106查材料弹性影响系数ZE1898MPa
（4） 图1021d齿面硬度查齿轮解疲劳强度极限600MPa550MPa
（5） 计算应力循环次数：
6060×720×1×2×8×300×10207×109
207×1093069×109
（6） 计算接触疲劳许应力
取失效概率1安全系数S1式（1012）[S09600540MPa
[S0955505225MPa
2） 试算齿轮分度圆直径
d1t≥2923(ZE[σH])2KT1ΦR(105ΦR)2u
77834mm
试算锥距 Rtd1tu2+12123066mm
计算锥齿轮均分度圆处圆周速度
Vπd1n160×1000π×77834×72060×1000293ms
均分度圆圆周处速度Vm2445ms
根Vm2445ms7级精度图108查动载荷系数114
查表102KA1 查教材KHαKFα1KHβKFβ1875
计算载荷系数KKAKVKHαKHβ1×114×1×187521375
实际载荷系数校正算分度圆直径
d1d1t3KKt91866mm
计算模数
md1z1383mm
3齿根弯曲强度设计
式（1024）弯曲强度设计公式
m≥34KT1ΦR(105ΦR)2z12u2+1YFaYSa[σF]
（1）计算载荷系数
K11141187521375
（2）图1018查弯曲疲劳寿命系数085088
（3）图1020C查齿轮弯曲疲劳强度极限500MPa齿轮弯曲疲劳强度极限380MPa
（4）计算弯曲疲劳许应力
取弯曲疲劳安全系数S13
（5） 查取齿形系数（均分度圆处量圆柱查）
表105查YFa1262YFa2206Ysa1159YSa2197
（6） 计算齿轮加较
YFa1Ysa1[σF]1262×15930357001372
YFa2Ysa2[σF]2206×19723886001699
齿轮数值
（7） 设计计算
m≥34KT1ΦR(105ΦR)2z12u2+1YFaYSa[σF]
298
结果齿面接触疲劳强度计算模数m齿根弯曲强度计算模数齿轮模数m取决弯曲强度决定承载力齿面接触疲劳强度决定承载力仅齿轮直径关取弯曲强度算模数圆整m3接触算分度圆直径91866mm算齿轮齿数30齿轮齿数90
样设计齿轮传动满足齿面接触强度满足齿根弯曲疲劳强度做结构紧凑避免浪费
4尺寸计算：
1） 计算分度圆直径
m90mm
m270mm
2） 锥度Rd1u2+1290×1021423mm
3） 锥齿宽度bR131423474mm
选取宽度B1B245mm
4)数整理
名称
符号
公式
直齿圆锥齿轮
直齿圆锥齿轮
齿数
30
90
模数
m
m
3
传动
i
i
3
分度圆锥度
184°
716°
分度圆直径
90
270
齿顶高
3
3
齿根高
36
36
齿全高
h
66
66
齿顶圆直径
9569(端)
27189（端）
齿根圆直径
8317
26773
齿距
p
942
942
齿厚
s
471
471
齿槽宽
e
471
471
顶隙
c
06
06
锥距
R
1423
1423
齿顶角
齿根角
齿顶圆锥角
齿根圆锥角
量齿数
3165
28513
齿宽
bR
45
45
第四章 轴设计计算
41 轴设计
()选择轴材料
初选轴材料45号钢调质处理机械性查表：
(二)轴尺寸计算
1输入轴功率575KW转速720rmin转矩T17627Nm
2初步确定轴直径
取A0112
d≥A03Pn112×35757202239mm
3轴结构设计
(1)图I轴装配方案：
(1) 根轴定位求确定轴段直径长度图：
4选择联轴器：根条件选取
确定联轴器转矩TcaKAT113×76279915Nm
结合电动机型号选弹性套柱销联轴器型号TL7联轴器
该端选半轴连接器孔径d140mm取轴径d140mm半联轴器毂空长度L112mm
取l1112mm
5初步选择滚动轴承
轴承时承载径力轴力轴力较选单列深沟球轴承
参工作求根尺寸选取0基游隙组标准精度级单列深沟球轴承6309尺寸d×D×B45×100×25知道：
d345mml324mm
6验公式算肩高度：h007d+1~2415~515mm
取h5mm确定d450mm
取l480mm
7根轴承安装方便求取均2mm：
d2d543mm
根安装轴承旁螺栓求取
根齿轮壁距离求取l516mm
8根齿轮孔轴径长度确定d633mml654mm
已初步确定轴段直径长度
9轴零件周定位
齿轮联轴器轴周定位均采键联接手册查半联轴器轴联接处键截面b×h12mm×8mm键槽键槽铣刀加工长80mm（标准键长见）
保证联轴器轴配合良中性选择联轴器轮毂轴配合H7k6齿轮轴联接处键截面b×h10mm×8mm ()长度40mm键槽键槽铣刀加工
10确定轴圆角倒角尺寸
取轴端倒角2×45°圆角见零件图
(三)求轴载荷校核
根轴结构图做出轴计算简图：
（齿轮取齿宽中点处分度圆直径作力作点轴承宽度中点作点）
轴承1轴承2间距离105mm轴承2锥齿轮间距离545mm
1 计算作齿轮力
圆锥齿轮
已知高速级锥齿轮均分度圆直径dm17577mm
Ft2T1dm12×7627007577202376N
Fr1Fttanαcosδ1202376×tan20°cos184°68993N
Fa1Fttanαsinδ1202376×tan20°sin184°23494N
2 求作轴支反力
FH127334N FH296327N
FN1105043N FN2307419N
Fa123494N Fa20
Fr1273342+1050432108541N
Fr2963272+3074192322157N
3校核轴承寿命：
查手册6309型深沟球轴承参数Cr52800N C0r31800N
查表136fp11
（1） 计算轴承承受轴载荷
轴承1固定轴承2游离结合受力分析图知轴承1压紧轴承2放松轴承2受轴力
Fa123494N Fa20
（2） 计算量动负荷
轴承1： FaC0234943180000074表135线性插值法求：e10175
FaFr23494108541002165>e1
查表135线性插值法求：X1056 Y1236
P1fpX1Fr1+Y1Fa111×(056×108541+236×23494)127852N
轴承2：FaC00
表135线性插值法e216
FaFr0
P2fpX2Fr2+Y2Fa211×1×322157354373N
（3）轴承寿命Lh计算
轴承2计算轴承寿命
Lh10660×720×(52800354373)37656603>48000
选轴承6309深沟球轴承合格
4做弯矩图扭矩图
5校核轴强度
弯矩图知危险截面出现轴承2处
校核轴弯矩截面强度：
σcaM2+(αT)2W28702+110252+(06×7627)2911×1061347MPa<[σ1]60MPa安全
42轴二设计
（）链传动设计计算：
采滚子链传动
1选择链轮齿数Z1Z2
取Z1 17Z2223×1738
2 计算功率查手册工作系数1 图913查kz152单排链计算功率PcaKAKZP1×152×552839KW
3选择链条型号节距
根Pca839kwn2240rmin查图911选16A
查表91链条节距P254 mm
4计算链节数中心距
初定中心距a030~50P(30~50)×254762~1270mm
取a01000mm
相应链节数
2×1000254+17+382+(38172π)22541000
10652
链节数LP106
查表97中心距计算系数f1024909链传动中心距
af1P2LPz1+z2024909×254×[2×10655]≈993mm
5 计算链速确定润滑方式
vnz1p60×1000240×19×25460×1000193ms
v193ms链号16A查图914知应采油池润滑
6作轴压轴力FP
效圆周力Fe1000Pv1000×5522413≈2288N
水布置取压轴力系数115压轴力115×2288 2631N
（二）轴二结构设计
1求输出轴功率转速转矩
前面计算
P2552KW n2240rmin T221965Nm
2初步确定轴直径
选取轴材料45钢调质处理取A0112
d≥A03Pn112×3552240319mm
键槽存取dmin40mm
3轴结构设计
（1）根轴定位求确定轴段直径长度图：
1）取d140mm L170mm
2）初步选择滚动轴承
轴承时承载径力轴力轴力较选单列深沟球轴承参工作求根尺寸选取0基游隙组标准精度级单列深沟球轴承6309尺寸d×D×B45×100×25
确定d345mm 取 l324mm
3）套筒长度取8mm取l735mm
4）查滚动轴承手册取d650mm
取齿轮轮毂长80mm取l678mm定位轴肩高度h>007d6取h4mmd558mm取 l58mm d450mm l4142mm
段直径长度表示
段标号
1
2
3
4
5
6
7
dmm
40
42
45
50
58
50
45
lmm
70
50
24
142
8
78
35
已初步确定轴段直径长度
（3）轴零件周定位
齿轮链轮轴周定位均采键联接查设计手册选链轮轴周定位键公称尺寸b×h12×8键长度定60mm齿轮轴周定位键公称尺寸b×h14×9键长度定60mm
1确定轴圆角倒角尺寸
取轴端倒角2×45°
2求轴载荷
根轴结构图（图3）作出轴计算简图
（齿轮取齿宽中点处分度圆直径作力作点轴承宽度中点作点）
轴承1轴承2间距离261mm轴承2锥齿轮间距离914mm
锥齿轮：
已知锥齿轮均分度圆直径dm222731mm
Ft2T1dm12×2196502273193269N
Fr1Fttanαcosδ1193269×tan20°cos716°22204N
Fa1Fttanαsinδ1193269×tan20°sin716°66748N
3求作轴支反力
FH121237N FH243441N
FV167577N FV2125692N
Fa10 Fa266748N
Fr1212372+67577270835N
Fr2434412+1256922132987N
4 校核轴承寿命：
查手册6309型深沟球轴承参数Cr52800N C0r31800N
查表136fp11
（1）计算轴承承受轴载荷
轴承1固定轴承2游离结合受力分析图知轴承2压紧轴承1放松轴承1受轴力
Fa10 Fa266748N
（2）计算量动负荷
轴承1： FaC00318000表135线性插值法求：e1016
FaFr0684030
P1fpX1Fr1+Y1Fa111×1×7083577919N
轴承2：FaC0667485280000126
表135线性插值法e2020
FaFr66748132987050>e2
查表135X2056 Y222
P2fpX2Fr2+Y2Fa211×（056×132987+22×66748）243450N
（3）轴承寿命Lh计算
P1
选轴承6309深沟球轴承合格
5做弯矩图扭矩图
6校核轴强度
弯矩图知危险截面出现轴承2处
校核轴弯矩截面强度：
σcaM2+(αT)2W39792+114612+(06×21965)2972×1061843MPa<[σ1]60MPa安全
第五章 键校核
51轴键校核
（）键校核：
轴 左键强度计算：
σp12T1×103kld2×7667×1034×68×401409MPa<60MPa
轴右键强度计算
σp22T1×103kld2×7667×1034×30×333872MPa<60MPa
两键均安全
52 轴二键校核
（）键校核
轴二左键强度计算：
σp12T2×103kld2×22084×1034×48×40575MPa<60MPa
轴二右键强度计算
σp22T2×103kld2×22084×10345×46×504267MPa<60MPa
两键均安全
第六章 润滑方式密封形式选择
61润滑方式
（）侵油润滑种润滑方式轴承直接侵入箱油中润滑（例置式蜗杆减速器蜗杆轴承）油面高度应超轴承低滚动体中心免加搅油损失油面接触高度高速运转蜗杆斜齿轮齿螺旋线作会迫润滑油轴承带入杂质影响润滑效果轴承前常设挡油环担挡油环应封死轴承孔利油进入润滑轴承
（二）脂润滑
滚动轴承速度较低时常采脂润滑脂润滑机构简单易密封般隔半年左右补充更换次润滑脂润滑脂填装量应超轴承空间12通座注油孔通道注入防止箱油侵入轴承润滑脂混合防止润滑脂流失应箱体测装挡油环
（三）飞贱润滑
般闭式齿轮传动装置中轴承常润滑方式次设计轴承采飞贱润滑
62 密封形式选择
轴伸端密封方式接触式非接触式两种橡胶油封接触性密封中性种油脂润滑轴承中防漏油时油封唇边着箱防外界灰尘时唇边着箱外两油封相背放置时防漏防尘力强安装油封方便轴做出斜角
第七章 减速器箱体设计
71 箱体设计
1 选择材料选择箱体材料HT150硬度140HBS
2设计结构尺寸
（1） 箱座壁厚查表001(d1+d2)+1≥8 取 δ10
（2） 箱盖壁厚查表00085(d1+d2)+1≥8 取 δ110
（3） 箱座凸缘厚度b15δ15
（4） 箱盖凸缘厚度：b115δ115
（5） 箱座底凸缘厚度b225δ25
（6） 脚螺栓设计df0015d1+d2+1≥12 取df16
（7） 脚螺栓数目 n4
（8） 轴承旁联接螺栓直径d107df112 取d112
（9） 箱盖座箱联接螺栓直径d2(05~06)df 8~96 取d210
（10） 联接螺栓间距l150~200
（11） 轴承端盖螺钉直径d3(04~05)df64~8 取d38
（12） 窥视孔盖螺钉直径d4(03~04)df48~64 取d46
（13） 定位销直径d(07~08)d27~8 取d8
（14） 螺栓扳手空间凸缘宽度：
安装螺栓直径
M10
M12
M16
M20
M24
M30
外箱壁直径
13
16
18
22
26
34
40
凸缘边距离
11
14
16
20
24
28
34
沉头座直径
20
24
26
32
40
48
60
（15） 轴承旁凸台半径R1C216
（16） 凸台高度：20
（17） 外箱壁轴承座端距离l1c1+c2+(5~10)39~44 取l142
（18） 齿轮顶圆壁距离∆1>12δ 取∆114
（19） 齿轮端面距离∆2>δ 取∆212
（20） 箱盖箱座肋骨m1≈085δ185 m≈085δ85
（21） 轴承端盖外径D2轴承孔直径+(5~55)d3140~144 取D2142
（22） 轴承端盖凸缘厚度t(1~12)d38~96 取t9
（23） 轴承旁联接螺栓距离s≈D2142
第八章 设计总结
1做设计时存问题碰麻烦第次做整机器设计开始东西没考虑周全着课步步进行设计计算结果发现面情况前面头开始计算尺寸没箱体总体结构分析画装配图时发现相配合回前面改然现完成存合理方
2设计程中遇少困难手头资料课机械课程设计指导时候发现资料够通网络处找资料花费少时间尤面处考试复阶段边复边抽时间做设计整天时间花里面常晚睡觉时候整脑点晕晕
3然设计程中遇少困难终步步设计完成觉次设计学学专业知识次前学知识次运相重新复遍绘图软件应进步熟练整程学东西挺挺意义
参考文献
[1]濮良贵纪名刚 机械设计 8版 北京：高等教育出版社2011
[2]孙恒陈作模葛文杰机械原理 7版 北京：高等教育出版社2011
[3]孔凌嘉张春林 机械基础综合课程设计 北京：北京理工学出版社2004
[4]胡凤兰 互换性技术测量基础 北京：高等教育出版社2011
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