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沈阳工业大学

机械零件课程设计任务书

1. 涉及题目：圆锥圆柱齿轮减速器

2. 原始数据

垂直轴所需功率Px=3.2 kW 垂直轴转速=19 r/min 开式圆锥齿轮传动比iKZ=4.6

3. 工作条件

a. 传动不逆转

b. 工作连续，有轻微振动 c. 每天工作8小时，寿命10年 d. 启动载荷为公称载荷的1.5倍 e. 批量生产

4. 设计任务量

1） 设计说明书一份，内容包括： a. 减速器的主要特点

b. 减速器的主要零件计算，并附计算必要的简图 c. 减速器的使用与维护 2） 设计图 a. 总装配图一张 b. 主要零件工作图2-3张

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第一章 传动件的总体设计

1.1选择电动机

1.1.1选择电动机的类型

按工作要求和工作条件选用Y系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭自扇冷式结 构，电压为360V。

1.1.2 选择电动机的容量（功率） 工作的有效功率为

PW=PX=3.2kW 注：PX=3.2kW是设计给定的参数 从动电机到工作机间的总效率为 η∑ =η

2

1

·η

52·η33

式中η1、η2、η3分别为联轴器、轴承、齿轮传动的传动效率。由表9.1可知，η1=0.99，η2=0.98，η3=0.97。

η∑ =0.992×0.984×0.973=0.809 所以电动机所需要的功率为

Pd= W=0.809=3.56kW

η∑

P3.2

1.1.3确定电动机转速

按表9.1推荐的传动比合理范围，二级圆锥圆柱减速器传动比i‘∑ =4～20而工作机的转轴的转速为

nW=n1·iKZ=4.6×19≈87r/min 注：n1和iKZ为设计所给的参数n1=19r/min，iKZ=4.6 所以电动机转速的可选范围为

nd=i‘∑ nW=（4～20）×87= 350～1748 r/min

符合这一范围的同步转速为750r/min，1000r/min和1500r/min三种。综合考虑电动机的转动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使电动机装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机。

根据电动机的类型、容量（功率）和转速，由电机产品目录或有关手册选定电动机型号

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为，其主要的性能如表1.1所示。

表1.1 Y132M1-6型电动机的主要参数性能

1.2 计算传动装置的总传动比 ∑并分配传动比

1.2.1总传动比i∑ i∑=nm=

W

n96087

=11.03

1.2.2分配传动比

i∑=iⅠ×iⅡ

考虑润滑条件，为使两级大齿轮相近，取iⅠ=0.25i∑ iⅠ=0.25i∑=0.25×11.03=2.7575 iⅡ=

i∑iⅠ

=

11.032.7575

=4

注：iⅠ为圆锥·圆锥齿轮的传动比、iⅡ为圆柱·圆柱齿轮的传动比

1.3 计算传动装置各轴的运动和动力参数

1.3.1各轴的转速

Ⅰ轴 nⅠ=nm=960r/min

Ⅱ轴 nⅡ=i=2.7575=348.14r/min

Ⅰ

nⅠ

960

Ⅲ轴 nⅢ=

nⅡiⅡ

=

348.144

≈87r/min

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1.3.2各轴的输入功率

Ⅰ轴 PⅠ=Pdη1=3.56×0.99=3.52kW Ⅱ轴 PⅡ=PⅠη2ηⅢ轴 PⅢ=PⅡη2η1.3.3各轴的输入转矩 电动机轴输出转矩Td为

Td=9.55×106×

故Ⅰ轴 TⅠ=Tdη

1

3

=3.52×0.98×0.97=3.35kW =3.35×0.98×0.97=3.18kW

3

Pd3.56=9.55×106×=3.54×104N·mm nm=3.54×104×0.99=3.51 ×104 N·mm

Ⅱ轴 TⅡ= TⅠη2η3iⅠ=3.51 ×104×0.98×0.97×2.7575=9.19×104N·mm

Ⅲ轴 TⅢ= TⅡη2η3iⅡ=9.19×104×0.98×0.97×4=3.49 ×105N·mm 将上述计算结果汇总与表1.2，以备查用

表1.2 轮毂传动装置的运动和动力参数

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第二章 传动件设计

2.1 齿轮的计算

2.1.1 锥齿轮参数的计算

工作机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）

材料选择。由表10-1选择小锥齿轮的材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS,大锥齿轮材料为45钢（调质）硬度为240 HBS，二者的材料硬度差为40 HBS。

选小锥齿轮的齿数Z1=30，大锥齿轮齿数为Z2=2.7575×30=82.725，取Z2=83。 按齿面接触强度设计

由设计计算公式（10-26）进行计算，即 d1t≥2.92 σE

H

3

Z

KtT1

R 1 0.5 R 2u

初步计算确定公式内的各计算数值 试选载荷系数Kt=1.4。 计算小锥齿轮的传递转矩 TⅠ=Tdη R=3注： R一般选取范围 R:0.25~0.35 由表10-6查的材料的弹性影响系数为 ZE=189.8MPa2

由图10-21d按齿轮面硬度查的小锥齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa；大锥齿轮的接触强度极限σHlim2=530MPa。

由式10-13计算应力循环次数

N1=60n1jLh=60×960×1×24000=1.38×109

注：按照给定的条件工作机工作10年，每天工作8小时得Lh=300×10×8=24000h N2=i1=

Ⅰ

1

1

=3.54×104×0.99=3.51 ×104 N·mm

1

N

1.38×1092.7575

=5.01×108

由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.9;KHN2=0.92 计算接触疲劳许用应力

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取失效概率为1%，安全系数S=1.15,由式 10 12

σH 1=

σH 2=

计算

试算小锥齿轮分度圆直径d1t，代入 σH 中较小的值 d1t≥2.92 σE

H

3

KHN1σHlim1

=469.56 MPa KHN2σHlim

S

2

=424 MPa

Z

KtT1

R 1 0.5 R 2u

=2.92

3

189.82424

1.4×3.5×104

11 1 0.5××2.7733

=72.62mm

计算圆周速度v

1t1

v=60×1000=

πdnπ×72.62×96060×1000

m/s

=3.65m/s

由u=z2=d2=cotδ1=tanδ2得

1

1

zd

δ1=20° δ2=70°

求锥矩R

R=dt1

2

=72.62

2

=106.93mm 求齿宽b，由 R=R得 b= R·R =3×106.93 =35.64mm 计算齿宽与齿高之比h h=5.325=6.693 注：mt=

d1tZ1

b

35.64

b1b

=

72.6230

=2.42mm

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h=2.2mt=2.42×2.2=5.325mm 计算载荷系数

根据v=3.65m/s,7级精度，由图10-8查的动载系数Kv=1.12 由表10-3得，KHα=KFα=1 由表10-2查得，KA=1

由KHβ=KFβ=1.5KHβbe=1.5×1.25=1.875 注：KHβbe由表10-9查得KHβbe=1.25 K=KA·KV·KHα·KHβ =1×1.12×1×1.879 =2.104

按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a） d=d1t K=72.62

t3

K

3

2.1041.4

=83.18mm

计算模数m

m=Z=

1

d83.1830

=2.77mm

根据标准模数选择m=3mm

d1=mZ1=3×30=90mm d2=mZ2=3×83=249mm 由u=z2=d2=cotδ1=tanδ2得

1

1

zd

δ1=19.88° δ2=70.12°

平均分度圆直径dm

dm1=d1 1 0.5 R =90 1 0.5×

3 =75mm dm2=d2 1 0.5 R =249 1 0.5×3 =207.5mm 求锥矩R

11

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R=d1

2

=75

2

=110.44mm 求齿宽b，由 R=得

Rb

b= R·R =3×110.44 =36.81mm 计算齿宽与齿高之比

hb1

=

h

b36.815.5

=6.69

注：mt=

d1Z1

=

7530

=2.5mm

h=2.2mt=2.5×2.2=5.5mm

一般小的锥齿轮的齿宽要比大锥齿轮的宽度宽，所以 B1=42mm B2=37mm

2.1.2锥齿轮的齿根弯曲强度校核 按齿轮弯曲强度进行校核 锥齿轮的当量模数Zv为

zv1=mv=coS1δ=0.94≈32mm

m

1

dZ30

zv2=mv=coS2δ=0.345≈240.58mm

m

2

dZ83

σF=

KFtYFaYSa

bmm

≤ σF

确定公式中的数值

K=KA·KV·KHα·KHβ

根据v=3.77m/s,7级精度，由图10-8查的动载系数Kv=1.12

11

注：v=60×1000=

πdnπ×75×96060×1000

m/s

=3.77m/s

由表10-3得，KHα=KFα=1

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由表10-2查得，KA=1

由KHβ=KFβ=1.5KHβbe=1.5×1.25=1.875 注：KHβbe由表10-9查得KHβbe=1.25 K=KA·KV·KHα·KHβ =1×1.12×1×1.875 =2.1

YFa、YSa分别为齿形系数及应力校正系数，按当量齿数zv查表10-5 YFa1=2.49，YFa2=2.06 YSa1=1.635，YSa2=1.97 计算Ft

Ft1=d =

2T1

m1

=m

60

2T1

mZ1

=Z

2T1

11 0.5 Rm

2×3.51 ×104

=1170N

Ft2=d

=

2T1

m2

=m

171

2T1

mZ2

=Z

2T1

2 1 0.5 R m

2×3.51 ×104

=410.5N 计算许用应力 σF σF 1= σF 2=

KFN1σFE1

SKFN2σFE2

S

注：N1=60n1jLh=60×960×1×24000=1.38×109 N2=

N1iⅠ

=

1.38×1092.7575

=5.01×108

由图10-18取接触疲劳寿命系数KFN1=0.91;KFN2=0.89

由图10-20c查得小锥齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=610 MPa，大锥齿轮的弯曲疲劳强度极σFE2=450 MPa限

去弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式 10 12 得 σF 1=

KFN1σFE1

S

=

0.91×6101.4

=396.5 MPa

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σF 2=

KFN2σFE2

S

=

089×4501.4

=286.07 MPa

将数据代入下式，进行校核，其中许用应力取小的值代入 σF1= =

KFt1YFa1YSa1b 1 0.5 R m

≤ σF 1

2.1×1170×2.49×1.63532× 1 0.5××2.5

=150.02 MPa< σF 1

σF2=

=

KFt2YFa2YSa2b 1 0.5 R m

3

≤ σF 2

2.1×410.5×2.06×1.9732× 1 0.5× ×2.5

=42 MPa< σF 2 则，设计参数合格。

将上面的数值全部汇总与下面表格2.1中

表2.1 锥齿轮的设计参数汇总

2.1.3直齿轮参数计算

工作机为一般的工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）

材料选择。由表10-1选择小齿轮的材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS,大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240 HBS，二者的材料硬度差为40 HBS。

选小齿轮的齿数Z1=24，大齿轮齿数为Z2=4×24=96，取Z2=96。

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按齿面接触强度设计

有设计计算公式（10-9a）进行计算，即 d1t≥2.32 σE H

3

Z

u 1tⅡ

u

d

确定公式内的各计算数值 试选载荷系数Kt=1.3。 计算小齿轮的传递转矩

TⅡ=TⅠη2η3iⅠ=3.51×104×0.98×0.97×2.7575=9.19×104N·mm 由表10-7选取齿宽系数 d=1 由表10-6查的材料的弹性影响系数为 ZE=189.8MPa

由图10-21d按齿轮面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa；大齿轮的接触强度极限σHlim2=550MPa。

由式10-13计算应力循环次数

N1=60n1jLh=60×348.14×1×24000=5.01×108

注：按照给定的条件工作机工作10年，每天工作8小时得Lh=300×10×8=24000h N2=i=

Ⅱ

1

N1

5.01×108

4

=1.25×108

由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.94;KHN2=0.96 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

σH 1=

σH 2=

计算

试算小齿轮分度圆直径d1t，代入 σH 中较小的值 d1t≥2.32 σE H

3

KHN1σHlim1

=0.94×600 MPa=564 MPa KHN2σHlim

S

2

=0.96×550 MPa=528 MPa

Z

2u 1KtTⅡ

u

d

189.8

=2.32 5283

24+11.3×9.19×104

4

1

=64.014mm

内容有不完善之处 希望同学们在用的时候能够完善里面的内容 有不到之处希望读者能够理解,因为本人能力有限 谢谢

计算圆周速度v

1t1

v=60×1000=

πdnπ×64.014×348.14

60×1000

m/s

=1.167m/s

求齿宽b，由b= d·d1t得 b= d·d1t =1×64.014 =64.014mm 计算齿宽与齿高之比

hb

=

h

b64.0146.001

=10.669

注：mt=

d1tZ1

=

64.01424

=2.667mm

h=2.25mt=2.667×2.25=6.001mm 计算载荷系数

根据v=1.667m/s,7级精度，由图10-8查的动载系数Kv=1.08 由表10-3得，KHα=KFα=1 由表10-2查得，KA=1

由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时KHβ=1.42 由=

hb

64.0146.001

=10.669，KHβ=1.42查图10-13得KFβ=1.35

K=KA·KV·KHα·KHβ =1×1.08×1×1.42 =1.5336

按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a） d1=d1t 计算模数m

m=Z1=

1

3

K

Kt

=64.014

3

1.53361.3

=67.639mm

d67.63924

=2.82mm

根据标准模数选择m=3mm

d1=mZ1=3×24=72mm d2=mZ2=3×96=288mm

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计算中心距 a=

d1+d2

2

=

72+288

2

=180mm

求齿宽b，由b= d·d1得 b= d·d1 =1×72 =72mm

一般小齿轮的齿宽要比大齿轮的宽度宽，所以 B1=77mm B2=72mm

2.1.4直齿轮的齿根弯曲强度校核 按齿轮弯曲强度进行校核 σF=

2KT1YFaYSa

bdm

≤ σF

确定公式中的数值

T1=TⅡ=TⅠη2η3iⅠ=3.51×104×0.98×0.97×2.7575=9.19×104N·mm K=KA·KV·KHα·KHβ

根据v=1.32m/s,7级精度，由图10-8查的动载系数Kv=1.12

11

注：v=60×1000=

πdnπ×72×348.1460×1000

m/s

=1.312m/s 由表10-3得，KHα=KFα=1 由表10-2查得，KA=1

由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时KHβ=1.42 由h=

b

64.0146.001

=10.669，KHβ=1.42查图10-13得KFβ=1.35

K=KA·KV·KHα·KHβ =1×1.08×1×1.42 =1.5336

YFa、YSa分别为齿形系数及应力校正系数，按齿数z查表10-5

YFa1=2.65,YSa1=1.58 YFa2=2.23,YSa=1.775

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计算许用应力 σF σF 1= σF 2=

KFN1σFE1

S

KFN2σFE2

S

由式10-13计算应力循环次数

N1=60n1jLh=60×348.14×1×24000=5.01×108

注：按照给定的条件工作机工作10年，每天工作8小时得Lh=300×10×8=24000h N2=

N1iⅡ

=

5.01×108

4

=1.25×108

由图10-18取接触疲劳寿命系数KFN1=0.91;KFN2=0.93

由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=610 MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极σFE2=450 MPa限

去弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式 10 12 得 σF 1= σF 2=

KFN1σFE1

SKFN2σFE2

S

==

0.91×6101.40.93×4501.4

=396.5 MPa =286.07 MPa

将数据代入下式，进行校核，其中许用应力取小的值代入 σF1= =

2KT1YFaYSa

bd1m

≤ σF 1

2×1.53×2.65×1.58×9.19×104

72×72×3

=75.7 MPa< σF 1

σF2=

=

2KT1YFaYSa

bd2m

≤ σF 2

2×1.53×2.23×1.775×9.19×104

72×288×3

=17.89 MPa< σF 2

则，设计参数合格。

将直齿轮所有数据汇总与表2.2当中

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表 2.2 直齿轮的参数汇总

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第三章 减速器装配草图的设计

3.1 装配草图设计前的准备工作

3.1.1 安装尺寸的选

将所用到的数据计算汇总于表3.1中

表3.1 铸铁减速器机体结构尺寸计算表汇总表

3.1.2 选定联轴器的类型

在圆柱-圆锥减速器中我们用到两个联轴器，在选用联轴器的时候，我们要按照轴的直径来选取，根据轴的直径我选取了两个联轴器，选定联轴器，将参数填入表3.2。