单级锥齿轮减速器设计.

机械课程设计

说明书

设计题目：带式运输机传动装置的设计 专业班级： 学生姓名： 学生学号： 指导教师： 时间：2013-1-17

（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/N

运输带工作速度V/(m/s） 卷筒直径D/mm 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：pdpwkw a（其中：pd为电动机功率，pw为负载功率，而pwFvFvKW, 所以pdKW

10001000aa为总效率。）

传动效率分别为：

联轴器效率150.99

滚动轴承的效率24680.98

圆锥齿轮传动效率30.96 开式齿轮传动效率70.95 卷筒传动效率90.95

传动装置的总效率a应为组成传动装置的各部分运动副效率之乘积,即：

a1234567890.9840.9920.960.950.783 所以

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i1'2~3，一级开式齿轮传动比

''6~21，故电动机转速的可选范围为 i23~7，则总传动比合理范围为ia

根据这个查表可以选择的电动机有以下几种： 额定功率 P KW 电动机转速 r/min 同步转速 满载转速 电动机重量 Kg 参考价格 元 传动装置的传动比 总传动比 齿轮传动 方案 电动机型号 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 表1

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Y132M 2– 6，其主要性能如下表2：

满载时 型号 额定功率 KW 转速r/min 电流 A 效率 % 功率因数 表2

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：

（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错误!未找到引用源。和工作机主动

轴转速n，可得传动装置的总传动比为

错误!未找到引用源。 = 错误!未找到引用源。

(1)

电动机型号为 ，满载转速错误!未找到引用源。 = ,且工作机主动轴转速n = ,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

错误!未找到引用源。 iai1i2in 错误!未找到引用源。 (2)

设错误!未找到引用源。、错误!未找到引用源。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错误!未找到引用源。 = 3 则由公式 （2）可得

得 错误!未找到引用源。

根据圆柱齿轮减速器的传动比范围可取4 ，

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 输入 电动机轴 I轴 4.85 输出 5.0 4.66 转矩T N*M 输入 48.26 输出 49.74 46.33 传动比 转速 n r/m 960 1 960 3 II轴 4.56 4.51 136.21 134.85 305.73 1 III轴 4.43 4.21 132.15 125.54 305.73 4.19 0.93 0.97 0.94 0.97 效率 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20，齿顶高系数ha*1，顶隙系数c*0.2。

（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：

3

d1ZEZH4.7KT12R(10.5R)uHP 2（1）、确定公式内的各计算值

1）查得材料弹性影响系数ZE189.8MPa2，节点区域系数ZH2.5。

2）按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa，大齿轮的接触疲劳极限Hlim2550MPa。

13）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

ZN10.93 ZN20.97 6）计算接触疲劳许用应力

7）可以选取KA1.25，KV1.2，K1.2，K1； 所以KKAKVKK1.251.21.211.8 8)

9）R0.3 10)ui3 (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HP2444.6MPa

3得：d1tZEZH4.7KT12R(10.5R)uHP=89.42mm 22）计算圆周速度v

vd1n1601000103.369606010004.492ms

3)齿数，由公式得大齿轮齿数 z2c•5i2•6d2

d2id13103.36268.26mm，c=18 所以z2c•5i2•6d2=70.94 取z271，则z1z27123.67， 33取z124。则齿数比 uz2712.96， z124与设计要求传动比的误差为1.33%，可用。 4）模数

大端模数 m取标准模数m=4mm。 5）大端分度圆直径

d1mz142496mm d2mz2471284mm

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

d1t89.423.73mm z124z2mz4242 R11 12.96149.969mm(不能圆整）22z17）节圆锥角（未变位时，与分度圆锥角相等） 1arctg211arctg18.664968°=18°39′54″ u2.96 290171.335032°=71°20′6″ 8)大端齿顶圆直径

小齿轮 da1d12mcos1101.61mm 大齿轮 da2d22mcos2285.89mm 9）齿宽 bRR0.3149.96944.99mm

取 b1b245mm 10）进行强度校核计算

HZEZH4.7KT1R(10.5R)du231402.37MPa<444.6MPa

所以强度符合。

3、按齿根弯曲疲劳强度设计公式：

3m4.7KT1YFaYsaR(10.5R)zFP1u2212

(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FE1500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度

FE2380MPa。 2）查得弯曲疲劳寿命系数

YN10.86,YN20.9

3）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳系数S=1.6则

Fp1YN1FE10.86500268.75MPa S1.6YN2FE20.9380213.75MPa S1.6Fp24)查取齿形系数 YFa12.65，YFa22.23 5)应力校正系数 Ysa11.58，Ysa21.76 6)计算大小齿轮的

YFa1Ysa1YFaYsaFP，并加以比较：

FP1YFa2Ysa22.651.580.01558

268.752.231.760.01836

427.5

FP2大齿轮大所以取0.01836 (2)、带入以上数据可以求得

3m4.7KT1YFaYsaR(10.5R)zFP1u2212=2.65

(3)进行强度校核计算带入公式

F4KT1R(10.5R)zm符号 z m i 2213u12YFaYsa206.74MPa<213.75MPa所以符合。

7）、数据整理 名称 齿数 模数 传动比 分度圆锥度 分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿距 齿厚 齿槽宽 顶隙 锥距 齿顶角 齿根角 公式 直齿圆锥小齿轮 24 直齿圆锥大齿轮 71 4 2.96 7120'6'' z m i 290。-1 1839'54'' 1arctg， id96 dmz 4 ha*haham hf4.8 *hf(hac*)m 8.8 hhahf h da *da1d12hamcos1，*da2d22hamcos2 1284 4 4.8 8.8 285.89（大端） 283.11 12.56 6.28 6.28 0.8 149.89 149'42'' 101.61(大端) 90.39 df p s e df1d12h*fmcos1，c R df2d22h*fmcos2 pm 12.56 m 6.28 s 2m6.28 e 2 0.8 cc*m 1149.89 2Rd12d2 2a a1f2，a2f1 149'42'' f f1f2arctghfR 149'42'' 149'42'' 齿顶圆锥角 齿根圆锥角 当量齿数 齿宽

a a11a1，a22a2 2029'36'' 1650'12'' 739'48'' 6930'24'' f f11f1，f22f2 zvzcos zv 25.33 45 221.88 45 b bRR （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z120，则z2u•z142080。 2、按齿根弯曲疲劳强度计算：

3m2KT1YFaYsaY• 2dz1FP(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FE1280MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2270MPa

2)计算应力循环系数：N160n1jLh6032028162501.23109

N11.231093.08108 N2u43)从而查到寿命系数YN10.93,YN20.97 4)选取疲劳安全系数S=2，YST2， 得到：FP1FE1YSTSYN128020.93260.4MPa 2FP2FE2YSTSYN127020.97261.9MPa 2123)材料弹性系数ZE188.0MPa 4)选取齿宽系数d0.5

5)计算载荷系数K

选取KA1.25，KV1.15，K1.2，K1 所以KKAKVKK1.251.151.211.725 6)初选Z120，则相应的YFa12.8，Ysa11.55； YFa22.22，Ysa21.77 所以

YFa1Ysa1FP1YFa2Ysa20.0167

FP20.015选取较大值

又选取Y0.75 7)计算工作转矩

T19.55106PIII4.439.55106138378.6N•mm nIII305.73(2)、带入计算得：

3m2KT1YFaYsaY•3.10 2FPdz1所以选取m=3.75 (3)中心距am(z1z2)187.5mm 2(4)分度圆直径d1mz175mm d2mz2300mm (5)齿轮宽度bdd10.57537.5mm

所以取大齿轮宽度为38mm齿轮宽度为43mm 7）数据整理

名称 齿数 模数 传动比 分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 符号 公式 直齿圆柱小齿轮 20 直齿圆柱大齿轮 80 3.75 3.75 300 3.75 4.5 8.25 307.5 292.5 281.9 187.5 11.78 5.89 6.28 1.00 58 53 z m i z m i ddmz ha*haham *hfhf(hac*)m75 3.75 4.5 8.25 82.5 67.5 70.48 h hhahf da齿顶圆直径 df齿根圆直径 db基圆直径 dad2ha dfd2hf dbdcos20。中心距 齿距 齿厚 齿槽宽 顶隙 齿宽

aam(z1z2)/2 pm p ms s 2me e 2c cc*m bbdd1 五、减速器的结构设计

名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 符号  1 减速器型式及尺寸关系/mm 8 8 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 机盖与座联接螺栓直径 联接螺栓d2的间距 轴承端盖螺栓直径 视孔盖螺钉直径 定位销直径 df、d1、d2到外箱壁距离 df、d2至凸缘边缘距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外箱壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内箱壁距离 齿轮端面与内箱壁距离 箱盖、箱座肋厚 轴承端盖外径 轴承端盖凸缘厚度 轴承旁联接螺栓距离

b1 b b2 df n d1 d2 12 12 20 12 4 9 7 180 5 4 5 18、16、13 16、14、11 30 12 10 m110；m10 l d3 d4 d C1 C2 R1 h l1 1 2 m1、m D2 t S 9

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：

1b60MPa,b640MPa,1275MPa,1155MPa。

(二)、轴的尺寸计算

1、求输出轴上的功率P，转速n和转矩T

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

J13860

J13560即该端选用的半轴连接器的孔径d135mm，故取轴径d135mm，半联轴器毂空的长度L60mm 故取l160mm

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dDB40mm80mm18mm。从而可以知道：

d340mm，l317mm。

6、由经验公式算肩高度：h0.0740(1~2)(3.8~4.8)mm 故取h=4mm，从而确定d448mm

由书上公式要求得：l412.5d3l383mm,取l4187mm 7、根据轴承安装方便的要求，取，d2,d5均比d3小1mm,则：

d2d539mm

根据安装轴承旁螺栓的要求取l250mm。 根据齿轮与内壁的距离要求，取l4216mm 所以l4l41l42871671mm

8、根据齿轮孔的轴径和长度，确定d633mm,l654mm 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bh10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm（标准键长见GB/T 10961079）。

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bh10mm8mm (GB/T10962003)，键槽用键槽铣刀加工，长为26mm准键长见GB/T10962003）。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

3、校核轴承寿命：

查手册得6207型深沟球轴承参数Cr29500N,C0r18000N 查表8.6得fp1.0

（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：

轴承2：

（3）轴承寿命Lh计算

(3) 做弯矩图

(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T,的含义见前面，并且取0.6

(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Mca，Mca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：

二、减速器低速轴II的计算

1.求输出轴上的功率P2，转速n2和转矩T2

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C110于是得

同时选取联轴器型号，联轴器的计算转矩：

按照计算转矩Tca，选用弹性注销联轴器，型号 GY5联轴器

J13060，即

J13060该端选用的半联轴器的孔径d130mm，故取轴径d130mm，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

d130mm,l158mm

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dDB35mm62mm14mm。

套筒的长取8mm，为了利于固定，一般取l3比（b+8）小1mm（如图3所示），故可确定d335mm,l321mm。 3）由经验公式算轴肩高度：h44mm

取轴肩高为3mm ,确定d443mm 取l448mm

4）由经验公式取h55mm，则d553mm

取 l5110mm。

5）取d2比d3小1mm,则d234mm 取l250mm

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bh8mm7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm（标准键长见GB/T 10961079）。

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bh10mm8mm (GB/T10962003)，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm（标准键长见GB/T10962003）。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245，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：

5. 校核轴承寿命：

（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： 轴承1：

（3）轴承寿命Lh计算

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T,的含义见前面，并且取0.6

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Mca，Mca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。

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10X8GB1096-2003 A型 2 轴I（齿轮处） 键 10X8 GB1096-2003 A型 3 轴II（联轴器） 键 8X7 GB1096-2003 A型 4 轴II（齿轮处） 键10X8 GB1096-2003 A型

查表的钢的静联接在时的许用应力[ 错误!未找到引用源。]=125~150MPa 校核键1 错误!未找到引用源。 =17.23MPa〈 [错误!未找到引用源。] d = 35mm L = 48mm

校核键2 错误!未找到引用源。 = 19.24 MPa〈[错误!未找到引用源。] d = 33 mm L = 46mm

校核键3 错误!未找到引用源。 = 63.28 MPa〈[错误!未找到引用源。] d = 30 mm L = 48mm

校核键4 错误!未找到引用源。 =37.5 MPa〈[错误!未找到引用源。] d = 30mm L = 50 mm

错误!未找到引用源。 错误!未找到引用源。 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 5.43Kg D=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 9.57Kg D=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 ISBN 7-5629-1725-6

武汉理工大学出版社 2006年12月第3次印刷。 2、机械设计课程设计手册/吴忠泽，罗圣国主编 编号

ISBN978-7-04-019303-9高等教育出版社 2006年5月（2009重印） 3、机械设计课程设计指导书/龚溎义主编 编号ISBN 978-7-04-002728-0

高等教育出版社 1990年4月（2009重印）。

4、机械设计课程设计图册/龚溎义主编 编号ISBN 978-7-04-000712-1

高等教育出版社 1989年5月（2009重印）。