一级圆锥齿轮减速器课程设计说明书.doc

机械设计课程设计
说明书

题 目： 一级圆锥齿轮减速器
指导老师：

目录
第一章 机械设计课程设计任务书
1.1设计题目 1
第二章 电动机的选择 2
2.1选择电动机类型 2
2.2确定电动机的转速 3
第三章 各轴的运动及动力参数计算
3.1 传动比的确定 4
3.2 各轴的动力参数计算 4
第四章 锥齿轮的设计计算
4.1选精度等级、材料及齿数……………………………………………………………………………….5
4.2按齿面接触强度设计…………………………………………………………………… 5
第五章链传动的设计 8
第六章 轴的结构设计
6.1 轴1（高速轴）的设计与校核……………………………………………………………………………9
6.2 轴2（低速轴）的设计……………………………………………………………………………… 10
第七章 对轴进行弯扭校核
7.1输入轴的校核轴 12
7.2输入轴的校核
13
第八章 轴承的校核
8.1输入轴的校核 14
8.2输出轴的校核 15
第九章 键的选择与校核
16
第十章 减速箱体结构设计
10.1 箱体的尺寸计算 18
10.2窥视孔及窥视孔
20
设计小结
23
参考文献
24

第一章 机械设计课程设计任务
1.1设计题目
用于带式运输机的一级圆锥齿轮减速器。
传动装置简图如右图所示。
（1）带式运输机数据
见数据表格。
（2）工作条件
两班制工作，空载启动，单向连续运转，载荷平稳。运输带速度允许速度误差为±5%。
（3） 使用期限 图1
工作期限为十年，每年工作300天；检修期间隔为三年。
（4） 生产批量
小批量生产。
2.设计任务
1)选择电动机型号；
2)确定链传动的主要参数及尺寸；
3)设计减速器；
4)选择联轴器。
3.具体作业
1)减速器装配图一张；
2)零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；
3)设计说明书一份。

第二章 电动机的选择
2.1选择电动机类型
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y系列全封闭自冷式笼型三相异步电动机,电压380V。
1. 电动机容量的选择
1） 工作机所需功率
＝FV=2800×1.8=5.04KW
电动机的输出功率Pd＝/η
2） 效率:
弹性连轴器工作效率η1=0.99
圆锥滚子轴承工作效率η2=0.99
锥齿轮(8级)工作效率η3=0.97
滚子连工作效率η4=0.96
传动滚筒工作效率η5=0.96
传动装置总效率:
η＝η1×η23×η3×η4×η5
＝0.99×0.993×0.97×0.96×0.96=0.87
则所需电动机功率为:
Pd＝/η=5.04/0.87=5.79KW 取Pd=5.7KW
2.2电动机转速的选择
滚筒轴工作转速
nw=60×1000v/πD=60×1000×1.8/π×320r/min=107r/min
（5） 通常链传动的传动比范围为i1=2-5，一级圆锥传动范围为i2=2-4，则总的传动比范围为i=4-20,故电动机转速的可选范围为n机= nw×i=（4~20）×107=428-2140 r/min
（6） 符合这一范围的同步转速有750 r/min，1000 r/min，1500 r/min，现以同步转速750 r/min，1000 r/min，1500 r/min三种方案比较，由第六章相关资料查的电动机数据及计算出的总传动比列于下表
方案
电动机型号
额定功率（KW）
同步转速/满载转速
1
Y132S-4
5.5
1500 r/min/1440 r/min
2
Y132M2-6
5.5
1000 r/min/960 r/min
3
Y160M2-8
5.5
750 r/min/720r/min

4．电动机型号的确定
方案1电动机轻便，价格便宜，但总的传动比比较大，传动装置外轮廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑，固不可取。而方案2与方案3比较，综合考虑电动机和传动比，装置的尺寸，重量价格，及总的传动比，可以看出为使传动装置紧凑，选用方案3比较好。如果考虑电动机的重量和价格应选2，现拟选方案2，选择电动机型号Y132M2-6。

第三章 各轴的动力参数计算
3.1 传动比的确定
I总=nm/nw=960/107=8.97 取i2=3,则减速器的传动比i2= 8.97/3 =2.99
3.2 各轴的动力参数计算
0轴(电动机轴):
P0=Pd=5.5KW, n0=nm=960 r/min,
T0=9550 =54.71N·m
1轴(高速轴):
P1=P0η1 =5.5×0.99=5.445KW n1=n0=960r/min,
T1=9550 =54.1N·m
2轴（低速轴）：
P2=P1η12=P1η2η3=5.445×0.99×0.97=5.22KW n2=n1/i12=960/3=320r/min
T2=9550 =156N·m
3轴（滚筒轴）：
P3=P2η23=P2η3η4=5.22×0.97×0.96=4.86KW n3= = 320/3.5 =91r/min
T3=9550×P3 /n3=510N·m
表2各轴转速、输入功率、输入转矩

项 目
电动机轴
高速轴
低速轴
滚筒轴
转速（r/min）
960
960
320
91
功率（kW）
5.5
5.445
5.22
4.86
转矩（N·m）
54.71
54.1
156
510
传动比
1
1
3
3.5
效率
0.99
0.96
0.93
0.88

第四章 锥齿轮的设计计算
4.1选精度等级、材料及齿数
1） 材料及热处理；
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HBW，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为230HBW，二者材料硬度差为30HBS。
2） 工作机一般为工作机器，速度要求不高，故选用7级精度（GB 10095-88）
3） 试选小齿轮齿数Z1＝24则大齿轮齿数Z2=Z1*i=24×2.5=60
4） 分锥角:δ2=arctani=arctan(2.5)=71.57˚；δ1=90˚-δ2=18.43˚
4.2按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算
按式（10—21）试算，即
d1≥2.92×
5） 确定公式中的各计算数值
（1） 由表10－7选取尺宽系数φR＝1/3
（2） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
由式10－13计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×1440×1×（10×30×16）＝2.765×109
N2＝N1/i＝1.1×109
（3） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝1.0
（4） 按齿面硬度查得: ƠHmin1=600Mpa ƠHmin2=600MPa
（5） 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＝＝0.95×600MPa＝570MPa
[σH]2＝＝1×600MPa＝600MPa
大齿轮的计算值小,带入式中进行计算.
2) 将以上述只带入设计公式进行计算:
（1） d1≥2.92×
＝57.17mm

(2) 计算圆周速度:
v===2.87m/s
(3) 计算载荷系数: k=kAkvkHααkHβ
查表得:kA=1.0, kHα=kFα=1.0,kHβ=kFβ=1.25,
kV=1.15,kHβbe=1.25×1.5=1.875　　　　　
k=1.0×1.15 ×1 ×1.875=2.156
(4) 修正d1 d1=d1t(k/kt)1/3=557.17×(2.156/1.6)1/3=63.15mm
(5) 计算模数m m=d1/z1=63.15/24=2.49
3. 按齿根弯曲强度设计

m≥

(1)计算公式中个参数的值:
k=kAkVkFαkFβ=1.0×1.15×1.0×1.825=2.156
T=T1=25.74Nm
ΦR=1/3
Z1=24,Z2=60
当量齿数 Zv1==25.8, Zv2==161.56
齿形系数 YFa1=2.61,YFa2=2.13
应力校核系数Ysa1=1.6,Ysa2=1.84
许用弯曲应力[σF]=
小齿轮 σFE1=500Mpa, KFN1=0.9
大齿轮σFE2=380Mpa,KFN2=0.88
取安全系数S=1.4 则
[σF]1==303.6Mpa
[σF]2==310.7Mpa
比较大小齿轮的值大小
=2.69×1.575/321.43=0.0132
=.88×380/104=0.01655
大齿轮的计算值大

(2)将以上各数值带入设计公式得：

m≥
=2.21
比较计算结果，有齿面接触强度计算的模数大于有弯曲强度计算的模数，由于齿轮模数大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（模数于齿数的乘积）有关，因而可去标准模数m=2.5，按接触强度算得分度圆直径d=63.15， 小齿轮齿数z1===26,大齿轮齿数z2=u×z=2.5×26=65。

第五章 链传动的设计
1 选择链轮齿数z1,z2
假设链速v在0.6-3之间，取z1=21,z2=iz1=71,取z2=71
2 计算功率Pca
查手册得工作系数kA=1.0
故Pca=kaP2=3.69KW
3 确定链节数Lp
初定中心距a0=(30~50)p=(30~50) 15.875=477~794mm，
取=600mm
则链节数为 Lp=2a0/p+(z1+z2)/2+p[(z2-z1)/2π]2
=131.6节 取Lp=132节
4 确定链节数
由教材中图9-13按小齿轮转速估计链工作在功率曲线顶点左侧时可能出现链板疲劳破坏，由表9-10查得链轮齿数系数Kz=(z1/19)1.08=1,kL=(Lp/100)0.26=1.075
选取单排链，由标9-11查得多排链系数kp=1.0
所需传递功率为P0=Pca/kzkLkp=3.629/(1*1.075*1.0)=3.69KW
根据小链轮链速及功率，由图9-13选链号为10A-1的单排链，同时也证实原估计链工作在额定功率曲线顶点左侧是正确的，再由表9-1查得联结距p=15.875mm
5确定链长L及中心距a
L=LpP/1000=132*15.875/1000m=2.095m
a=
=
=616mm
中心减量Δa=(0.002~0.004)a=(0.002~0.004)×616=1.2~2.4mm
实际中心距a’=a－Δa=616－(1.2~2.4)=613.6~614.8mm
取a’=614mm
6验算链速
v== m/s=2.134 m/s
由V=2.134m/s和链号10A-1，查表9-14可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。
7作用在轴上的压轴力Fp=KFpFe
有效圆周力Fe=1000P/v=1000×3.37/2.41N=1406N
按水平布置，取压轴力系数KFp=1.15,Fp=1.15×1406N=1616

第六章 轴的结构设计
6.1 轴1（高速轴）的设计与校核
1 求该轴上的功率P1转速n1和转矩T1
由前面的计算知：P1=5.445KW,n1=960r/min,T1=54.1N.m

2 求作用在齿轮上的力
小锥齿轮的分度圆直径d1=65mm
平均分度圆直径dm1=d1(1－0.5ΦR)=65×(1－0.5×)=54.16mm
压力角α=20°，分锥角δ1=21.8°
切向力Ft1==N=950.5N
径向力 Fr1=Ft1tanαcosδ1=909.76×tan20×cos21.8°N=330N
轴向力Fa1=Ft1tanαsinδ1=950.5×tan20°×sin21.8°N=130N

3 初步确定轴1的最小直径
按照式15-2初步估计轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。取A0=112得
dmin===15.54mm
轴的最小端直径是安装的联轴器的直径，应先选取联轴器的类型。
联轴器的计算转矩Tca=，查手册取KA=1.3，
则Tca=1.5×25.6Nm=33.5Nm
按照计算转矩应小于联轴器 的公称直径Tca的条件，并考虑电机Y112M-4伸出轴直径为D=20mm，查标准GB/T4243-1984选用TL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为63Nm，半联轴器的孔径d=20mm，故取轴dⅠⅡ=20mm,半联轴器长度L=52mm,定位轴肩
H=(0.07~0.1)d

4 轴的结构设计
　 Ⅰ　 　　　　Ⅱ　　　　　Ⅲ　　　Ⅳ　　　　　　　　 Ⅴ　　Ⅵ

图5.1 齿轮轴结构示意图
由于小锥齿轮做成齿轮轴，并采用悬臂布置，查手册支点跨距L1与悬臂零件间的距离L2应满足L1≥L2，取L1=100mm,L2=50mm。
i. 为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II段需要伸出一轴肩，故取II-III段直径为28mm，左端用轴端挡圈固定，按轴端挡圈直径取挡圈直径38mm。半联轴器与轴配合的毂段长度L=52mm, 轴用于安装联轴器，故取直径为20mm,长度为50mm
ii. II-III段轴肩用于安装轴承端盖，直径为28mm,长度为50mm
iii. 初选滚子轴承。因轴承同时承受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。参照要求并根据II-III段直径28，由轴承产品目标中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206。其尺寸=,所以该段轴直径为30mm,长度为20mm。
iv. 取安装锥齿轮处的轴端直径为28mm。齿轮轮毂的宽度L=1.2~1.6。取L长度为32mm，为使套筒端面可靠的压紧齿轮，为此轴端应略长于轮毂宽度，故取L=36mm.齿轮的左端采取轴端挡圈固定。若采用孔径d=28mm,则小锥齿轮小端的e值。小端直径==42.7。齿根圆直径=-2.4=36.7mm。=0.851.6e=4。即应该做成齿轮轴式的齿轮。重新选取L=34mm。
v. 轴承端盖的总宽度为20mm,根据轴承端盖的装拆及便于对称轴承添加润滑脂的需要，取端盖的外端面与半联轴器的右端面距离30mm,故取长度L=50mm。
vi. V-VI段直径为30mm，长度为25mm。

6.2 轴2（低速轴）的设计
1 求该轴上的功率P2转速n2和转矩T2
由前面的计算知：P2=5.22KW,n2=320r/min,T2=156N.m

2 求作用在齿轮上的力
压力角α=20°，分锥角δ2=71.57°
切向力Ft2=Ft1909.76N
径向力Fr2=Fa1 =104.7N
轴向力Fa2=Fr1 =314.13N
链轮的压轴力为Fp=1608.1N
3.轴上零件布置及轴的结构设计

1 2 3 4 5 6 7 8
图5.2输出轴结构示意图
1). 为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2段需要伸出一轴肩，故取II-III段直径为38mm，左端用轴端挡圈固定，按轴端挡圈直径取挡圈直径38mm。半联轴器与轴配合的毂段长度L=42mm,长度为40mm
2). 初选滚子轴承。因轴承同时承受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。参照要求并根据II-III段直径38，由轴承产品目标中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30208。其尺寸=,所以该段轴直径为40mm,长度为30mm。取3-4端右端滚动轴承采用套筒定位，查手册30208型轴承的定位轴间d=50mm.
3).取安装锥齿轮处的轴端直径为45mm。齿轮轮毂的宽度L=1.2~1.6。取L长度为60mm，为使套筒端面可靠的压紧齿轮，为此轴端应略长于轮毂宽度，故取L=56mm.齿轮的左端采取轴肩固定。
轴承端盖的总宽度为20mm,根据轴承端盖的装拆及便于对称轴承添加润滑脂的需要，取端盖的外端面与半联轴器的右端面距离30mm,故取长度L=50mm。
V-VI段直径为30mm，长度为25mm。
表5.1各轴段的直径及长度:

序 号
1-2
2-3
3-4
5-6
7-8
8-9
9-10
安 装
零 件
链
轮
端
盖
轴
承
齿 轮

套筒
轴承
D (mm)
30
38
40
45
53
45
40
L（mm）
40
50
40
56
8
120
40

第七章 对轴进行弯扭校核:
7.1 输入轴的校核轴
图6.1 输入轴弯矩和扭矩图
危险截面处按照公式σca=[M2+(αT)]1/2/W≤[σ-1] 进行校核计算,其中折合系数α≈0.3,45钢的许用弯曲应力[σ-1]=60Mpa，W=35.2Nm ,T=26.06Nm带入数据得：
= = Mpa=14.3Mpa＜60Mpa
该轴强度足够。
按照公式σca=[M2+(αT)]1/2/W≤[σ-1]进行校核计算45钢调质后的许用弯曲应力为[-1]=60Mpa，扭转切应力为静应力，折合系数α≈0.3 ，
危险截面Ⅰ处：
σca1=Mpa=18.3Mpa＜60MPa
危险截面II处：
σca2=Mpa=19Mpa＜60MPa
可见输出轴的强度足够。

7.2 输入轴的校核
该轴所受弯矩和扭矩如下图所示：
图5 输出轴弯矩和扭矩图

1.求两轴承受到的径向载荷
Fr1=(Fv12+FH12)1/2=811.3N
Fr2=(Fv22+FH22)1/2=3261.3N
2.派生轴向力：
Fd1=eFr1=300N
　Fd2=eFr2=1206.68N
3.轴向力
Fa1=Fae+Fd2=104.7+529.97=634.67N
Fa2=Fd2=529.97N
4.计算当量载荷：
Fa1/Fr1=634.67/470.72=1.35<e 所以X1=0.4,Y1=1.6；
Fa2/Fr2=529.97/1432.26=0.37=e 所以X2=0.4,Y2=1.6。
P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1×(0.4×470.72+1.6×634.67)=1203.76N
P2=fp(X2Fr2+Y1Fa2)=1432.26> P1
5.寿命计算:
Lh=106(Cr/P2)10/3/60n1=106(63000/1432.26)10/3/(960×1440)h
=3.47×106h>>4.8×104h
该轴承寿命足够。
第八章 轴承的校核
8.1 输入轴的校核
1. 求两轴承受到的径向载荷
Fr1=(Fv12+FH12)1/2=1350N
Fr2=(Fv22+FH22)1/2=320N
e=0.37

2.派生轴向力：
Fd1=eFr1=0.37×1350N=500N
　Fd2=eFr2=0.37×320N=118.4N

3.轴向力
Fa1=max(Fd1,Fae+Fd2)=500N
Fa2= max(Fd1,Fae-Fd2)=368N

4.计算当量载荷：
=0.38>e 所以X1=0.4,Y1=1.6；
=1.15>e 所以X2=0.4,Y2=1.6。
P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=3068
P2=fp(X2Fr2+Y1Fa2)=857<P1

5.寿命计算:
Lh= =
实际使用寿命Lh= =4.8
可见30206轴承寿命足

8.2 输出轴的校核
1. 求两轴承受到的径向载荷
Fr1=(Fv12+FH12)1/2=811.3N
Fr2=(Fv22+FH22)1/2=3261.3N
e=0.37

2.派生轴向力：
Fd1=eFr1=300N
　Fd2=eFr2=1206.68N

3.轴向力
Fa1=max(Fd1,Fae+Fd2)=1206.7N
Fa2= max(Fd1,Fae-Fd2)=1536.7N

4.计算当量载荷：
=0.37=e 所以X1=0.4,Y1=1.6；
=1.9=e 所以X2=0.4,Y2=1.6。
P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=3619N
P2=fp(X2Fr2+Y1Fa2)=4240N

5.寿命计算:
Lh= =
实际使用寿命Lh= =4.8
可见轴承寿命足

第九章 键的选择与校核

键的选择根据的直径可得

表3 键的选择与校核

项
目
直径mm
轴段长度
mm
键的
尺寸
b×h×l
长度 mm
许用应力
MPa
小轴端
20
50

45
110
大齿轮
45
56
14×9
31
110
链轮
30
40
8×7
20
110
（1） 校核键联接的强度
轴一左键 键的材料是钢，查得：
键的工作长度：
接触高度：
=
键标记
轴二左键 键的材料是钢，查得：
键的工作长度：
接触高度：
=
键标记
轴二右键 键的材料是钢，查得：
键的工作长度：
接触高度：
=
键标记

第十章 箱体部分设计：
10.1.铸铁减速器箱体主要结构尺寸：
（1）箱座壁厚
（1） 箱盖壁厚
（2） 箱盖突缘厚度
（3） 箱座突缘厚度
（4） 箱座底凸缘厚度㎜
（5） 地脚螺钉直径
（6） 地脚螺钉数目 ：4
（7） 轴承旁连接螺栓直径
（8） 盖与座联结螺栓直径
（9） 联结螺栓的间距l=180㎜
（10） 轴承端盖螺钉直径
（11） 视孔盖螺钉直径
（12） 定位销直径
（13） 至外箱壁距离
（14） 至凸缘边缘距离
（15） 轴承弯凸台半径
（16） 凸台高度h根据低速级轴承外径确定以便于扳手操作为准

（17） 外箱壁之轴承座断面距离
（18） 铸造过度尺寸K=3 h=15 ，R=5
（19） 涡轮外缘与内箱壁距离
（20） 涡轮轮毂端面与内箱壁距离
（21） 箱盖箱座肋厚

（22） 轴承端盖外径
（23） 箱体宽度

10.2窥视孔及窥视孔
（一 ）窥视孔

图6-1

（2）通气器
直径，则相应系数为：

（3）轴承端盖
凸缘式轴承盖

图6-2
高速部分:

低速部分：

（4）螺塞

图6-3
此选择的，其他参数见下：

(5)油标

如左图杆式油标，螺纹直径选为M16，则相应系数为：

设计小结

这次课程设计，我们的设计题目是单级圆锥齿轮减速器，刚拿到题目时，还以为挺简单，心里面想着：不就一个单级减速器吗？就算是双级的，我也给你做出来。
当我们真正开始之后才发现，情况远远不像我们想象得那么简单。因为在前面轴和齿轮的设计计算中，我们还有书上的例题可供参考，进程还算顺利，当进行到后面箱体的设计时，几乎所有的尺寸都需要去查手册，选经验值，或选经验公式来计算，还需要依靠题目给定的数值所确定的大致尺寸。减速器附件的选择应根据箱体的大致尺寸来确定。当设计进行到上机阶段时，一些新的问题又有待解决，有一些不太熟悉的命令和操作步骤需要重新学习，比如齿轮的生成命令对刚开始设计的我们来说是完全陌生的，我们需要慢慢学习直到慢慢熟悉再到逐渐掌握。这对我们来说，是具有挑战性的。在上机的过程中，我们会用到以前学过的软件，我们学要将Solid Edge 的各模块重新学习巩固一遍，因为我们的作图过程基本上涵盖了它的大部分，零件，钣金，工程，装配，这些我们都用到了。
在上机时，我们要对整个过程有一个统筹规划，先画完零件，再进行装配。而这整个过程就是一个不断发现问题解决问题的过程。需要我们有耐心，课程设计同时也是对我们信心和毅力的考验。由于这次设计时间紧迫，大部分同学都整天坐在教室或实验室，累是必然的，但是解决那一个又一个问题的成就感是无与伦比的。但最终看到自己的设计成果时，那曾今的腰酸背痛又算得了什么？
这次的课程设计让我们收获了不少，但仍存在一些问题，由于时间紧，我们对一些问题没有深究，导致了这次的设计不可避免地有一些粗糙，有些解决方法我们只是不求甚解，而在有些问题上我们甚至是在糊弄自己，只是想蒙混过关。但我们有理由相信，经过这一次的课程设计，我们至少懂得了应该更深的去考虑一个`问题，懂得了一个工程设计人员应具有的品质和精神，懂得了付出能给人带来的那久违的快乐，懂得了设计并不仅仅是一个人的事情，而是属于整个团队。

参考资料目录

[1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版；
[2]《机械设计（第七版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版；
[3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版；
[4]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版；
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编
[6]《机械制图（第四版）》，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版；
[7]《互换性与技术测量（第四版）》，中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2001年1月第四版。