机械设计课程设计-单级锥齿轮减速器.doc
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机械课程设计
说明书
设计题目：
单级锥齿轮减速器
专业班级：
机械0702
学生姓名：
学生学号：
指导教师：
2010-7-7
西南科技大学
制造科学与工程学院
（1）引言……………………………………………………………………………………
（2）设计题目………………………………………………………………………………
（3）电动机的选择…………………………………………………………………………
（4）传动零件的设计和计算……………………………………………………………
（5）减速箱结构的设计…………………………………………………………………
（6）轴的计算与校核………………………………………………………………………
（7）键连接的选择和计算………………………………………………………………
（8）联轴器的选择………………………………………………………………………
（9）设计小结……………………………………………………………………………
（10）参考文献……………………………………………………………………………
一、引言
课程设计是考察学生全面在掌握基本理论知识的主要环节。
本次是设计一个锥齿
轮减速器，减速器是用于电动机和工作机之间的独立的闭式传动装置。
课程设计
内容包括：
设计题目，电机选择，运动学动力学计算，传动零件的设计及计算，
减速器结构设计，轴的设计计算与校核。
锥齿轮减速器的计算机辅助机械设计，计算机辅助设计及计算机辅助制造
（CAM/CAD）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术，通过本课题的
研究，将进一步深入的对这一技术进行深入的了解和学习。
减速器的设计基本上符合生产设计的要求，限于作者水平有限，错误之处在所难
免，望老师予以批评改正。
二、设计题目：
带式运输机传动装置的设计
1.传动方案
锥齿轮减速器——开式齿轮
2.带式运输机的工作原理
如图20-1
3.工作情况
1）工作条件：
两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35度；
2）使用折旧期：
8年；
3）检修间隔期：
四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；
4）动力来源：
电力，三相流，电压380、220V；
5）运输带速度允许误差：
5%；
6）制造条件及生产批量：
一般机械厂制造，小批量生产。
4.设计数据
运输带工作拉力F/N2800
运输带工作速度V/（m/s）1.4
卷筒直径D/mm350
5设计内容
1）按照给定的原始数据和传动方案设计减速器装置；
2）完成减速器装配图1张；
3）零件工作图1-3张；
4）编写设计计算说明书一份。
三、电动机的选择：
（一）、电动机的选择
1、选择电动机的类型：
按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。
2、选择电动机容量：
电动机所需的功率为：
（其中：
为电动机功率，为负载功率，为总效率。
）
而KW,所以KW
传动效率分别为：
联轴器效率
滚动轴承的效率
圆锥齿轮传动效率
开式齿轮传动效率
卷筒传动效率
传动装置的总效率应为组成传动装置的各部分运动副效率之乘积,即：
所以KW
3、确定电动机转速
卷筒轴工作转速为
查表可得：
一级圆锥齿轮减速器传动比，一级开式齿轮传动比，则总传动比合理范围为，故电动机转速的可选范围为
符合这一范围的同步转速有750,1000和1500
根据这个查表可以选择的电动机有以下几种：
表1
方案
电动机型号
额定功率P
KW
电动机转速
r/min
电动机重量
Kg
参考价格
元
传动装置的传动比
同步转速
满载转速
总传动比
齿轮传动
减速器
1
Y132S–4
5.5
1500
1440
68
2
Y132M2–6
5.5
1000
960
84
3
Y160M2–8
5.5
750
710
119
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比可见第2个方案比较合适因此选定电动机型号为Y132M2–6，其主要性能如下表2：
表2
型号
额定功率KW
满载时
转速r/min
电流
A
效率
%
功率因数
Y132SM2–6
5.5
960
2.0
2.0
电动机主要外形和安装尺寸列于下表：
中心高H
外形尺寸
脚底安装尺寸
地脚螺栓孔直径K
轴伸尺寸
安装部位尺寸
132
12
（二）、确定传动装置的总传动比和分配传动比
1、总传动比
由选定的的电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得传动装置的总传动比为
=
（1）
电动机型号为Y132SM2-6，满载转速=960r/m,且工作机主动轴转速n=76.43r/min,则由上面公式
（1）可得：
2、分配传动比
总传动比为各级传动比的乘积，即
（2）
设、分别为圆锥齿轮的传动比和圆柱齿轮的传动比，在圆锥齿轮减速器的传动比范围内=3
则由公式
（2）可得
=12.56
得=4.19
根据圆柱齿轮减速器的传动比范围可取4，则。
3、计算传动装置的运动和动力参数
（1）、各轴转速
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
Ⅳ轴
（2）、各轴输入功率
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
Ⅳ轴
（3）、各轴输入转矩
电机轴输出转矩
所以各轴输出转矩为：
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
Ⅳ轴
轴名
效率P
KW
转矩T
N*M
转速n
r/m
传动比
效率
输入
输出
输入
输出
电动机轴
5.0
49.74
960
1
0.97
I轴
4.85
4.66
48.26
46.33
960
3
0.94
II轴
4.56
4.51
136.21
134.85
305.73
1
0.97
III轴
4.43
4.21
132.15
125.54
305.73
4.19
0.93
IV轴
4.12
3.91
515.50
489.43
76.43
四、传动零件的设计计算
（一）、选择圆锥齿轮传动的设计计算
1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度，齿形角，齿顶高系数，顶隙系数。
（2）材料选择，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。
2.按齿面接触疲劳强度设计
公式：
（1）、确定公式内的各计算值
1）查得材料弹性影响系数，节点区域系数。
2）按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳极限。
3）计算应力循环次数
小齿轮：
大齿轮：
4）查表得到：
.
5）查得接触批量寿命系数
6）计算接触疲劳许用应力
7）可以选取，，，；
所以
8）
9）
10）
（2）计算
1）试算小齿轮的分度圆直径，带入许用应力中的较小值
得：
=89.42mm
2）计算圆周速度v
3）齿数，由公式得大齿轮齿数
，c=18
所以=70.94
取，则，
取。
则齿数比，
与设计要求传动比的误差为1.33%，可用。
4）模数
大端模数
取标准模数m=4mm。
5）大端分度圆直径
小齿轮大端分度圆直径大于强度计算要求的89.43mm。
6）节锥顶距
7）节圆锥角（未变位时，与分度圆锥角相等）
18.°=18°39′54″
71.°=71°20′6″
8）大端齿顶圆直径
小齿轮
大齿轮
9）齿宽
取
10）进行强度校核计算
402.37MPa<444.6MPa
所以强度符合。
3、按齿根弯曲疲劳强度设计公式：
（1）确定公式内的各计算值
1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度。
2）查得弯曲疲劳寿命系数
3）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳系数S=1.6则
4）查取齿形系数，
5）应力校正系数，
6）计算大小齿轮的，并加以比较：
大齿轮大所以取0.01836
（2）、带入以上数据可以求得
=2.65
（3）进行强度校核计算带入公式
206.74MPa<213.75MPa所以符合。
7）、数据整理
名称
符号
公式
直齿圆锥小齿轮
直齿圆锥大齿轮
齿数
24
71
模数
m
m
4
传动比
i
i
2.96
分度圆锥度
，
分度圆直径
96
284
齿顶高
4
4
齿根高
4.8
4.8
齿全高
h
8.8
8.8
齿顶圆直径
，
101.61（大端）
285.89（大端）
齿根圆直径
，
90.39
283.11
齿距
p
12.56
12.56
齿厚
s
6.28
6.28
齿槽宽
e
6.28
6.28
顶隙
c
0.8
0.8
锥距
R
149.89
149.89
齿顶角
，
齿根角
齿顶圆锥角
，
齿根圆锥角
，
当量齿数
25.33
221.88
齿宽
45
45
（二）、开式圆柱齿轮的设计计算
1、选定齿轮类型和精度等级。
因为为开式齿轮所以选择硬齿面，工作较为平稳选用8级精度，选择材料是铸钢，硬度为250HBS。
小齿轮齿面强度为400HBS，大齿轮齿面强度为360HBS，两者材料硬度相差为40HBS。
选取小齿轮齿数，则。
2、按齿根弯曲疲劳强度计算：
（1）、确定公式中的各计算值：
1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限
大齿轮的弯曲疲劳强度极限
2）计算应力循环系数：
3）从而查到寿命系数
4）选取疲劳安全系数S=2，，
得到：
3）材料弹性系数
4）选取齿宽系数
5）计算载荷系数K
选取，，，
所以
6）初选，则相应的，；
，
所以
选取较大值
又选取
7）计算工作转矩
（2）、带入计算得：
所以选取m=3.75
（3）中心距
（4）分度圆直径
（5）齿轮宽度
所以取大齿轮宽度为38mm齿轮宽度为43mm
7）数据整理
名称
符号
公式
直齿圆柱小齿轮
直齿圆柱大齿轮
齿数
20
80
模数
m
m
3.75
传动比
i
i
3.75
分度圆直径
75
300
齿顶高
3.75
3.75
齿根高
4.5
4.5
齿全高
h
8.25
8.25
齿顶圆直径
82.5
307.5
齿根圆直径
67.5
292.5
基圆直径
70.48
281.9
中心距
187.5
齿距
p
11.78
齿厚
s
5.89
齿槽宽
e
6.28
顶隙
c
1.00
齿宽
58
53
五、减速器的结构设计
名称
符号
减速器型式及尺寸关系/mm
箱座壁厚
8
箱盖壁厚
8
箱盖凸缘厚度
12
箱座凸缘厚度
12
箱座底凸缘厚度
20
地脚螺钉直径
12
地脚螺钉数目
4
轴承旁联接螺栓直径
9
机盖与座联接螺栓直径
7
联接螺栓的间距
180
轴承端盖螺栓直径
5
视孔盖螺钉直径
4
定位销直径
5
、、到外箱壁距离
18、16、13
、至凸缘边缘距离
16、14、11
轴承旁凸台半径
凸台高度
外箱壁至轴承座端面距离
30
大齿轮顶圆与内箱壁距离
12
齿轮端面与内箱壁距离
10
箱盖、箱座肋厚
、
；
轴承端盖外径
轴承端盖凸缘厚度
9
轴承旁联接螺栓距离
六、轴的计算
一、减速器高速轴I的设计
（一）、选择轴的材料
初选轴的材料为45刚，调质处理，其机械性能查表可得：
。
（二）、轴的尺寸计算
1、求输出轴上的功率，转速和转矩
由前面的计算可得
2、初步确定轴的最小直径
查得
3、轴的结构设计
（1）下图为I轴的装配方案：
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如下图：
4、选择联轴器：
根据条件选取
确定联轴器转矩
结合电动机型号，选用弹性套柱销联轴器，型号LT6联轴器
即该端选用的半轴连接器的孔径，故取轴径，半联轴器毂空的长度
故取
5、初步选择滚动轴承
轴承同时承载径向力和轴向力，但轴向力较小，故选用单列深沟球轴承。
参照工作要求，并根据尺寸，选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承
6208，其尺寸为。
从而可以知道：
，。
6、由经验公式算肩高度：
故取h=4mm，从而确定
由书上公式要求得：
取
7、根据轴承安装方便的要求，取，均比小1mm,则：
根据安装轴承旁螺栓的要求取。
根据齿轮与内壁的距离要求，取
所以
8、根据齿轮孔的轴径和长度，确定
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
9、轴上零件的周向定位
齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。
按手册查得，半联轴器与轴的联接处的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm（标准键长见）。
为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器轮毂与轴配合为H7/k6。
齿轮与轴的联接处的平键截面（），键槽用键槽铣刀加工，长为26mm准键长见）。
为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为H7/n6。
滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
10、确定轴上的圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为2×45°，各轴肩处的圆角半径见图
（三）、求轴上的载荷及其校核
根据轴的结构图，做出轴的计算简图：
（齿轮取齿宽中点处的分度圆直径作为力的作用点，轴承在宽度中点为作用点）。
轴承1和轴承2之间的距离为88mm，轴承2和锥齿轮间的距离为51.5mm
1、计算作用在齿轮上的力
圆锥小齿轮
圆锥大齿轮
2、求作用在轴上的支反力
所以
所以
3、校核轴承寿命：
查手册得6207型深沟球轴承参数
查表8.6得
（1）计算轴承所承受的轴向载荷
因为轴承1固定，轴承2游离，结合受力分析图可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。
由此可得轴承2不受轴向力，所以
（2）计算当量动负荷
轴承1：
，由表8.5，用线性插值法可求得：
由查表8.5，并用线性插值法求得：
，由此可得
轴承2：
由表8.5，用线性插值法可得：
由差表8.5，用线性插值法求得，由此可得
（3）轴承寿命计算
因为,所以按轴承2计算轴承的寿命
所选轴承6208深沟球轴承合格
（3）做弯矩图
根据上述的图，求出总的弯矩和做出弯矩图
（4）作扭矩图
扭矩图如图11.2（机械设计课本）所示，为了使扭矩图符合下述强度计算公式，图中已把T这算成的含义见前面，并且取
（5）作出计算弯矩图
根据以作的总弯矩图和扭矩图，求出计算弯矩图，的计算公式为
（6）、校核轴的强度
只需校核轴上最大弯矩截面的强度：
，故安全。
二、减速器低速轴II的计算
1.求输出轴上的功率，转速和转矩
由前面的计算可得
2.初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢，调质处理。
取于是得
同时选取联轴器型号，联轴器的计算转矩：
取K=1.3,
按照计算转矩，选用弹性注销联轴器，型号 GY5联轴器，即该端选用的半联轴器的孔径，故取轴径，半联轴器毂孔的长度L=60mm。
3.轴的结构设计
（1）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如下图：
1）由联轴器尺寸确定
由联轴器的毂孔长度L和直径d及相关要求，可确定
2）初步选择滚动轴承。
轴承同时承载径向力和轴向力，但轴向力较小，故选用单列深沟球轴承。
参照工作要求，并根据尺寸，选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6007，其尺寸为。
套筒的长取8mm，为了利于固定，一般取比（b+8）小1mm（如图3所示），故可确定。
3）由经验公式算轴肩高度：
取轴肩高为3mm,确定
取
4）由经验公式取，则
取。
5）取
取
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度
（3）、轴上的零件的周向定位
齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。
按手册查得，半联轴器与轴的联接处的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm（标准键长见）。
为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器轮毂与轴配合为H7/k6。
齿轮与轴的联接处的平键截面（），键槽用键槽铣刀加工，长为63mm（标准键长见）。
为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为H7/n6。
滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
（4）、确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为，除下图标注外，各轴肩处的圆角半径，均为R1，如图：
4.求轴上的载荷
根据轴的结构图（图3）作出轴的计算简图
（齿轮取齿宽中点处的分度圆直径作为力的作用点，轴承在宽度中点为作用点）。
轴承1和轴承2之间的距离为179mm，轴承2和锥齿轮间的距离为33.5mm
大锥齿轮：
所以
所以
5.校核轴承寿命：
查手册得6007型深沟球轴承参数
查表8.6得
（11）计算轴承所承受的轴向载荷
结合受力分析图可知，轴承1被“放松”，轴承2被“压紧”。
由此可得轴承1不受轴向力，所以
（12）计算当量动负荷
轴承2：
，由表8.5，用线性插值法可求得：
0.25
由查表8.5，并用线性插值法求得：
，由此可得
轴承1：
由表8.5，用线性插值法可得：
由差表8.5，用线性插值法求得，由此可得
（3）轴承寿命计算
因为,所以按轴承2计算轴承的寿命
所选轴承6007深沟球轴承合格。
6.做弯矩图：
根据上述见图，求出总的弯矩并作弯矩图。
7作扭矩图
扭矩图如图11.2（机械设计课本）所示，为了使扭矩图符合下述强度计算公式，图中已把T这算成的含义见前面，并且取
8.作出计算弯矩图
根据以作的总弯矩图和扭矩图，求出计算弯矩图，的计算公式为
9.校核轴的强度
已知轴的计算弯矩后，即可针对某些危险截面（即计算弯矩大而直径可能不足的截面）做强度校核计算，通常只校核轴上承受最大计算弯矩的截面（即危险截面C）的强度。
因为轴的材料为45钢，经调质处理不起机械性能由表11.1和表11.4查得,
所以故安全。
七键连接的选择和计算
根据轴的各个阶梯的直径和长度尺寸选取键的尺寸，查有关资料如下：
本减速器的工作条件为有轻度冲击载荷，选择键如下：
键名 国标
1轴I（联轴器）键10X8GB1096-2003A型
2轴I（齿轮处）键10X8GB1096-2003A型
3轴II（联轴器） 键8X7GB1096-2003A型
4轴II（齿轮处） 键10X8GB1096-2003A型
查表的钢的静联接在时的许用应力[]=125~150MPa
校核键1=17.23MPa〈[]d=35mmL=48mm
校核键2=19.24MPa〈[]d=33mmL=46mm
校核键3=63.28MPa〈[]d=30mmL=48mm
校核键4=37.5MPa〈[]d=30mmL=50mm
所以所有键均符合设计要求，可用。
八、联轴器的选择
考虑到电动机转轴直径、轴的最小直径、传动转矩选取联轴器
联轴器1为凸缘联轴器：
型号如下
GY5联轴器（GB/T5843-2003）
公称转矩T=400N/m额定转速n=8000r/min
质量5.43KgD=120㎜
联轴器2为凸缘联轴器：
型号如下
LT6联轴器（GB/T4323-2003）
公称转矩T=250N/m许用转速n=3800r/min
质量9.57KgD=160㎜
九、设计小节
通过这次设计一级减速器，让我更为系统地认识了解了机械设计的全过程，增强了我们对机械行业的了解。
课程设计的优点：
让我们学会了灵活运用以往学习的知识，及时了解并且弥补自己的不足。
并且通过这次设计对制图软件更加熟悉。
十、参考资料
1、机械设计/杨明忠，朱家诚主编编号ISBN7-5629-1725-6
武汉理工大学出版社2006年
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