单级圆锥齿轮减速器设计计算说明书[1]

结 果

Pw=4.56KW

η =0.748

Pd≈6.10KW

nw≈120.96r/min

计算行动装置总传动比及分配各级传动比 1.计算传动装置总传动比

inm

总=n=

970w

120.96

=8.019

2.分配各级传动比

0轴——电动机轴 P0=Pd=6.10KW

n0=nm=970r/min

T0=9550

P0.10n=9550

60

970

≈60.06N·m

1轴——高速轴 P1=P0η

01=5.856KW

nn0

1=i

=

970≈323.33r/min

1

3

5.8562轴——低速轴nn1

2=i

=

2

3轴——卷筒轴3wTP3=9550

3n=9550

5.234120.96

≈413.23N·m

3

V带传动设计

1.确定计算功率 查表得KA=1.4，则

PC=KAP=1.4×7.5=10.50KW 2.确定V带型号

按照任务书得要求，选择普通V带。

根据PC=10.50KW及n1=970r/min，查图确定选用B型普通V带。

3.确定带轮直径

（1）确定小带轮基准直径

根据图推荐，小带轮选用直径范围为125—140mm，选择dd1=140mm。

i总= 8.019

P0=6.10KW n0=970r/min T0≈60.06N·m

P1==5.856KW

n1≈323.33r/min T1≈172.97N·m

P2≈5.508KW n2≈120.96r/min T2≈434.87N·m

P3=5.234KW n3=120.96r/min T3=≈413.23N·m

PC=10.50KW

选用B型普通V带

dd1=140mm

（2）验算带速

v =

dd1n1

140970

601000

=

60000

=7.11m/s

5m/s＜v＜25m/s,带速合适。 （3）计算大带轮直径

dd2= i dd1（1-ε）=3×140×（1-0.02）=411.6mm 根据GB/T 13575.1-9规定，选取dd2=400mm 4.确定带长及中心距

（1）初取中心距a0

0.7dd1dd2a02dd1dd2

得378≤a0≤1080，

(2) 确定带长Ld：

Ldo2a0



2

dd1d=2800



2

(3)aa-Ld0

=8002500-2469.36

0

Ld2

2

=815.32mm

5.验算包角：

d2dd1

1180



da

57.3



=180



400140

815.32

57.3

=161.73°＞120°，包角合适。

6.确定V带根数Z

PZ≥

c

(P0P

0)KKL

根据dd1=140mm及n1=970r/min，查表得P0=2.11KW,ΔP0=0.364KW

v =7.11m/s,带速合适

dd2=400mm

取ao=800 mm

取Ld =2500mm

中心距a=815.32mm

包角α=161.73° 包角合适

V带根数Z取5

Kα=1KL则Z

粗拉力F0=247.11N

7.F0

F0=

8.Q=2ZF0带轮轴所受压力Q=2439.76N

1.查得σ故[σ

粗选8级精度 小齿轮齿数Z1=17 大齿轮齿数Z2=46

[σ粗选8动比2.

T1=

1=69.72° 2=20.28°

v1=18.12 v2=132.71

mm=3.43

m=4.5

1=76.50mm 2=207.00mm

R=109.16mm

b1=b2=35mm

则圆周速度 v =

dm1n1

65.025323.33

601000

=

601000

=1.10m/s

由表可知，选择8级精度合适。

3.验算轮齿弯曲疲劳强度

σ2KTY5

F1=

1F1bm2

Z=

21.11.7297103.02

1

354.52

17

=95.38Mpa

[σF1]=129Mpa, σF1＜[σF1]，故安全。

轴的结构设计 1.低速轴的设计

（1）确定轴上零件的定位和固定方式(如图)

(2)

d查表取A0=105，于是得(3) ○1并圆整，取轴径35mm倒角。 ○2左起第二段直径取42的要求和箱体的厚度，则取第二段的长度34mm。

○3左起第三段，该段装有滚动轴承，选用圆锥滚子轴承， 取轴径45mm，长度为39mm。

○4左起第四段，仅为轴段的过渡,其直径略小于第三段轴，取42mm，长 度取50mm。

齿轮的圆周速度

v =1.10m/s

8级精度合适

轮齿弯曲疲劳强度

σF1＜[σF1]，安全

估算轴的最小直径 dmin=27.57mm

○5左起第五段为滚动轴承段，则此段的直径为45mm。由于还装有挡油环，

长度取52mm。 ○6左起第六段，对轴承右端进行定位，取轴径53mm。长度取8mm。

2.输出轴的设计

（1）确定轴上零件的定位和固定方式(如图)

(2)

查表取A0=105(3) ○1轴径40mm，长度○2○3左起第三段，该段装有滚动轴承，选用圆锥滚子轴承， 取轴径50mm，长度为46mm。 ○4左起第四段，对轴承起到轴肩定位作用,其直径大于第三段轴，取60mm。根据整体布局，长度取90mm。

○5左起第五段安装大圆锥齿轮，根据齿轮的孔径，此段的直径取54mm，长度取60mm。

○6左起第六段，为轴承安装段，根据轴承的尺寸，取轴径50mm。长度取50mm。

轴的强度校核

由于该轴为转轴，应按弯扭组合强度进行校核计算。

1.作轴的受力简图（a）

估算轴的最小直径 dmin=36.86mm

2.作轴的垂直面受力图（d） 3.绘制垂直面弯矩图

（1）求垂直面的支反力

FrL2Fda

618.171431543.86

207Rv1=

2

L=

=1036.81N

3

198

Rv2= Rv1-Fr=1036.81-618.17=418.64N

（2）求垂直面弯矩

MVC1= -Rv2L2=-283.76×143=-40577.68N·mm M207VC2= MVC1+Fa·d

2= -40577.68+1543.86×

2

=119211.83N·mm

(3)绘制弯矩图（e）

4.

5.（1RH1= R（2MHC=R（36.（1MB=M2

VBM

2HB

=0 MC1=M2

2VC1MHC

=(40577.68)2

323329.3635

2

=325865.656N·mm MC2=

M2

VC2M

2=

2

HC

.83

323329.3635

2

=344606.062N·mm

(2)绘制弯矩图（f）

7.绘制扭矩当量弯矩图（g）

轴单向转动，扭转切应力为脉动循环变应力，取α≈0.6，则当量弯矩为MT=αT=0.6×172.97×1000=103782N·mm

8.绘制总当量弯矩图（h）

（1）计算总当量弯矩

MeB=M

222

B

M

T

=

=103782N·mm

MeC1=

22C1

T

325865.6562

MM

=

103782

2

=103782N·mm

MeC2

9.σbC

轴承的选择及校核

主动轴32309轴承两对，从动轴32310轴承两对。根据要求对从动轴上的轴承进行强度校核。

查相关手册，32310轴承的判断系数e=0.35，当a≤e时，Pr=Fr；当a

FrFr

＞e时，Pr=0.4Fr+YFa,Y=1.7。轴承基本额定动载荷Cr=168KN，轴承采F

F

用正装，要求寿命为105120小时。

1.绘制轴承计算简图

2.

D处垂直Fr1Fr23.FS1FS2=eFr2=0.35×2299.47=804.81N 4.判断放松、压紧端

FS1+Fa=807.60+1543.86=2414.46N＞FS2

故，轴承2压紧，轴承1放松。

则 Fa1=FS1=807.60N , Fa2=FS1+Fa=2414.46N

5.计算当量动载荷

对轴承1

Fa1.60F=870r12487.43=0.3499＜e, P1=Fr1=2487.43N

对轴承2

Fa22414.46F=

r2

2299.47

=1.05＞e, P2=0.4Fr2+1.7Fa2=5024.37N

因P2＞P1，故按轴承2的当量动载荷计算寿命，即取 P=P1=5024.37N

6.轴承寿命校核计算 6

L10

ftCr

16810

3

10

3

h=

60n

(

f=

10

6

pP

)

60120.96

(

11.25024.37

)

=8.99×105

h＞105120h 故，所选轴承符合要求。

键的选择及校核

高速轴与带轮连接选用键A10×8×70

σ4T4172.971000

p=

dhl

=

35860

=41.18MPa＜[σp]=100MPa

故，该键满足强度要求。

输出轴与大齿轮连接选用键A16×10×50

σ4T

871000p=

4434.σp=

4Tdhl

计算转矩

根据工作情况，查表得KA=1.5，

则Tca=KAT=1.5×434.87=652.305N·m 所以考虑选用弹性柱销联轴器HL4

YA4084YA4084

GB/T 5014-1985。其主要参数

如下：

公称转矩：1250 N·m 轴孔直径：40mm 质量：22Kg 转动惯量：3.4Kg/m2

减速器附件的选择 通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M12×1.25

油面指示器

选用油标尺M12

起吊装置

箱盖采用M12吊环螺钉、箱座采用吊钩。

放油螺塞

轴承寿命

Lh=8.99×105h Lh＞[Lh]，轴承可用

选用键A10×8×70 满足强度要求

选用键A16×10×50 满足强度要求

选用键A12×8×70 满足强度要求

选用弹性柱销联轴器 HL4

YA4084YA4084

GB/T 5014-1985

选M12×1.25通气器

选用油标尺M12

箱盖采用M12吊环螺钉、箱座采用吊钩。

选用外六角油塞及垫片M14×1.5

润滑与密封 1.齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于低速级周向速度为1.10m/s，浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

2.滚动轴承的润滑

轴承采用开设油沟、飞溅润滑。

3.润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，选用L-AN15润滑油。

4.密封方法的选取

选用凸缘式轴承端盖，

设计小结

通过这次课程设计，我熟悉了机械设计的基本方法及流程，使得在以后的设计中避免很多不必要的工作，设计出结构更紧凑，

传动更稳定、更精确的设备。

选用外六角油塞及垫片M14×1.5

齿轮采用浸油润滑，浸油高度为35mm。

轴承采用开设油沟、飞溅润滑

选用L-AN15润滑油

参考资料

王云，潘玉安.机械设计案例教程[M].北京：北京航空航天大学出版社,2006 许瑛，机械设计课程设计[M].北京：北京大学出版社，2008 吴玮，任红英.机械设计教程[M].北京：北京理工大学出版社，2007 龚溎义，机械设计课程设计图册[M].北京：高等教育出版社，1989

结 果

Pw=4.56KW

η =0.748

Pd≈6.10KW

nw≈120.96r/min

计算行动装置总传动比及分配各级传动比 1.计算传动装置总传动比

inm

总=n=

970w

120.96

=8.019

2.分配各级传动比

0轴——电动机轴 P0=Pd=6.10KW

n0=nm=970r/min

T0=9550

P0.10n=9550

60

970

≈60.06N·m

1轴——高速轴 P1=P0η

01=5.856KW

nn0

1=i

=

970≈323.33r/min

1

3

5.8562轴——低速轴nn1

2=i

=

2

3轴——卷筒轴3wTP3=9550

3n=9550

5.234120.96

≈413.23N·m

3

V带传动设计

1.确定计算功率 查表得KA=1.4，则

PC=KAP=1.4×7.5=10.50KW 2.确定V带型号

按照任务书得要求，选择普通V带。

根据PC=10.50KW及n1=970r/min，查图确定选用B型普通V带。

3.确定带轮直径

（1）确定小带轮基准直径

根据图推荐，小带轮选用直径范围为125—140mm，选择dd1=140mm。

i总= 8.019

P0=6.10KW n0=970r/min T0≈60.06N·m

P1==5.856KW

n1≈323.33r/min T1≈172.97N·m

P2≈5.508KW n2≈120.96r/min T2≈434.87N·m

P3=5.234KW n3=120.96r/min T3=≈413.23N·m

PC=10.50KW

选用B型普通V带

dd1=140mm

（2）验算带速

v =

dd1n1

140970

601000

=

60000

=7.11m/s

5m/s＜v＜25m/s,带速合适。 （3）计算大带轮直径

dd2= i dd1（1-ε）=3×140×（1-0.02）=411.6mm 根据GB/T 13575.1-9规定，选取dd2=400mm 4.确定带长及中心距

（1）初取中心距a0

0.7dd1dd2a02dd1dd2

得378≤a0≤1080，

(2) 确定带长Ld：

Ldo2a0



2

dd1d=2800



2

(3)aa-Ld0

=8002500-2469.36

0

Ld2

2

=815.32mm

5.验算包角：

d2dd1

1180



da

57.3



=180



400140

815.32

57.3

=161.73°＞120°，包角合适。

6.确定V带根数Z

PZ≥

c

(P0P

0)KKL

根据dd1=140mm及n1=970r/min，查表得P0=2.11KW,ΔP0=0.364KW

v =7.11m/s,带速合适

dd2=400mm

取ao=800 mm

取Ld =2500mm

中心距a=815.32mm

包角α=161.73° 包角合适

V带根数Z取5

Kα=1KL则Z

粗拉力F0=247.11N

7.F0

F0=

8.Q=2ZF0带轮轴所受压力Q=2439.76N

1.查得σ故[σ

粗选8级精度 小齿轮齿数Z1=17 大齿轮齿数Z2=46

[σ粗选8动比2.

T1=

1=69.72° 2=20.28°

v1=18.12 v2=132.71

mm=3.43

m=4.5

1=76.50mm 2=207.00mm

R=109.16mm

b1=b2=35mm

则圆周速度 v =

dm1n1

65.025323.33

601000

=

601000

=1.10m/s

由表可知，选择8级精度合适。

3.验算轮齿弯曲疲劳强度

σ2KTY5

F1=

1F1bm2

Z=

21.11.7297103.02

1

354.52

17

=95.38Mpa

[σF1]=129Mpa, σF1＜[σF1]，故安全。

轴的结构设计 1.低速轴的设计

（1）确定轴上零件的定位和固定方式(如图)

(2)

d查表取A0=105，于是得(3) ○1并圆整，取轴径35mm倒角。 ○2左起第二段直径取42的要求和箱体的厚度，则取第二段的长度34mm。

○3左起第三段，该段装有滚动轴承，选用圆锥滚子轴承， 取轴径45mm，长度为39mm。

○4左起第四段，仅为轴段的过渡,其直径略小于第三段轴，取42mm，长 度取50mm。

齿轮的圆周速度

v =1.10m/s

8级精度合适

轮齿弯曲疲劳强度

σF1＜[σF1]，安全

估算轴的最小直径 dmin=27.57mm

○5左起第五段为滚动轴承段，则此段的直径为45mm。由于还装有挡油环，

长度取52mm。 ○6左起第六段，对轴承右端进行定位，取轴径53mm。长度取8mm。

2.输出轴的设计

（1）确定轴上零件的定位和固定方式(如图)

(2)

查表取A0=105(3) ○1轴径40mm，长度○2○3左起第三段，该段装有滚动轴承，选用圆锥滚子轴承， 取轴径50mm，长度为46mm。 ○4左起第四段，对轴承起到轴肩定位作用,其直径大于第三段轴，取60mm。根据整体布局，长度取90mm。

○5左起第五段安装大圆锥齿轮，根据齿轮的孔径，此段的直径取54mm，长度取60mm。

○6左起第六段，为轴承安装段，根据轴承的尺寸，取轴径50mm。长度取50mm。

轴的强度校核

由于该轴为转轴，应按弯扭组合强度进行校核计算。

1.作轴的受力简图（a）

估算轴的最小直径 dmin=36.86mm

2.作轴的垂直面受力图（d） 3.绘制垂直面弯矩图

（1）求垂直面的支反力

FrL2Fda

618.171431543.86

207Rv1=

2

L=

=1036.81N

3

198

Rv2= Rv1-Fr=1036.81-618.17=418.64N

（2）求垂直面弯矩

MVC1= -Rv2L2=-283.76×143=-40577.68N·mm M207VC2= MVC1+Fa·d

2= -40577.68+1543.86×

2

=119211.83N·mm

(3)绘制弯矩图（e）

4.

5.（1RH1= R（2MHC=R（36.（1MB=M2

VBM

2HB

=0 MC1=M2

2VC1MHC

=(40577.68)2

323329.3635

2

=325865.656N·mm MC2=

M2

VC2M

2=

2

HC

.83

323329.3635

2

=344606.062N·mm

(2)绘制弯矩图（f）

7.绘制扭矩当量弯矩图（g）

轴单向转动，扭转切应力为脉动循环变应力，取α≈0.6，则当量弯矩为MT=αT=0.6×172.97×1000=103782N·mm

8.绘制总当量弯矩图（h）

（1）计算总当量弯矩

MeB=M

222

B

M

T

=

=103782N·mm

MeC1=

22C1

T

325865.6562

MM

=

103782

2

=103782N·mm

MeC2

9.σbC

轴承的选择及校核

主动轴32309轴承两对，从动轴32310轴承两对。根据要求对从动轴上的轴承进行强度校核。

查相关手册，32310轴承的判断系数e=0.35，当a≤e时，Pr=Fr；当a

FrFr

＞e时，Pr=0.4Fr+YFa,Y=1.7。轴承基本额定动载荷Cr=168KN，轴承采F

F

用正装，要求寿命为105120小时。

1.绘制轴承计算简图

2.

D处垂直Fr1Fr23.FS1FS2=eFr2=0.35×2299.47=804.81N 4.判断放松、压紧端

FS1+Fa=807.60+1543.86=2414.46N＞FS2

故，轴承2压紧，轴承1放松。

则 Fa1=FS1=807.60N , Fa2=FS1+Fa=2414.46N

5.计算当量动载荷

对轴承1

Fa1.60F=870r12487.43=0.3499＜e, P1=Fr1=2487.43N

对轴承2

Fa22414.46F=

r2

2299.47

=1.05＞e, P2=0.4Fr2+1.7Fa2=5024.37N

因P2＞P1，故按轴承2的当量动载荷计算寿命，即取 P=P1=5024.37N

6.轴承寿命校核计算 6

L10

ftCr

16810

3

10

3

h=

60n

(

f=

10

6

pP

)

60120.96

(

11.25024.37

)

=8.99×105

h＞105120h 故，所选轴承符合要求。

键的选择及校核

高速轴与带轮连接选用键A10×8×70

σ4T4172.971000

p=

dhl

=

35860

=41.18MPa＜[σp]=100MPa

故，该键满足强度要求。

输出轴与大齿轮连接选用键A16×10×50

σ4T

871000p=

4434.σp=

4Tdhl

计算转矩

根据工作情况，查表得KA=1.5，

则Tca=KAT=1.5×434.87=652.305N·m 所以考虑选用弹性柱销联轴器HL4

YA4084YA4084

GB/T 5014-1985。其主要参数

如下：

公称转矩：1250 N·m 轴孔直径：40mm 质量：22Kg 转动惯量：3.4Kg/m2

减速器附件的选择 通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M12×1.25

油面指示器

选用油标尺M12

起吊装置

箱盖采用M12吊环螺钉、箱座采用吊钩。

放油螺塞

轴承寿命

Lh=8.99×105h Lh＞[Lh]，轴承可用

选用键A10×8×70 满足强度要求

选用键A16×10×50 满足强度要求

选用键A12×8×70 满足强度要求

选用弹性柱销联轴器 HL4

YA4084YA4084

GB/T 5014-1985

选M12×1.25通气器

选用油标尺M12

箱盖采用M12吊环螺钉、箱座采用吊钩。

选用外六角油塞及垫片M14×1.5

润滑与密封 1.齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于低速级周向速度为1.10m/s，浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

2.滚动轴承的润滑

轴承采用开设油沟、飞溅润滑。

3.润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，选用L-AN15润滑油。

4.密封方法的选取

选用凸缘式轴承端盖，

设计小结

通过这次课程设计，我熟悉了机械设计的基本方法及流程，使得在以后的设计中避免很多不必要的工作，设计出结构更紧凑，

传动更稳定、更精确的设备。

选用外六角油塞及垫片M14×1.5

齿轮采用浸油润滑，浸油高度为35mm。

轴承采用开设油沟、飞溅润滑

选用L-AN15润滑油

参考资料

王云，潘玉安.机械设计案例教程[M].北京：北京航空航天大学出版社,2006 许瑛，机械设计课程设计[M].北京：北京大学出版社，2008 吴玮，任红英.机械设计教程[M].北京：北京理工大学出版社，2007 龚溎义，机械设计课程设计图册[M].北京：高等教育出版社，1989