一级圆锥齿轮减速器.doc

精 密 机 械 课 程 设 计
设计课题
设计一用于链式运输上的单级直齿圆锥齿轮减速器。要求减速器工作平稳，经常满载，两班制工作，引链容许速度误差为5%。减速器小批量生产，使用期限5年。

原始数据题号
D6
拉力F（N）
2500
工作速度V（m/s）
1.45
链轮齿数Z
8
链轮节距P(mm)
80

设计任务要求：
1. 减速器装配图纸一张（１号图纸）
2. 轴、齿轮零件图纸各一张（２号或３号图纸）
3. 设计说明书一分

课程设计过程及计算说明
一、传动方案拟定
设计单级直齿圆锥齿轮减速器和一级链传动
１.工作条件：使用年限５年，工作为两班工作制，载荷平稳，环境清洁。
２.原始数据：
曳引链拉力：F=2500N；
曳引链工作速度：V=1.45m/s；
曳引链链轮齿数：Z=8；
曳引链链轮节距：P=80mm；
方案拟定：
　　　采用链传动与直齿圆锥齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于链传动没有滑动，能保证准确的平均传动比，链传动对制造和安装的精度要求较低，能适用中心距较大的传动。

二、电动机选择
1.电动机类型和结构的选择：
选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，具有适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
2.电动机容量选择：
电动机所需工作功率为：
式（1）：Ｐd＝ＰＷ/ηa　 (kw)
式(2)：ＰＷ＝ＦV/1000 (KW)
因此　　 Pd=FV/（1000η） (KW)
由电动机至运输带的传动总效率为：
η总=η１×η２×η３×η４×η

式中：η1、η2、η3、η4、η5、η分别为

取η１= ，η２＝ ，η３＝ ，η４＝ 。η= ，则：
η总=
所以：电机所需的工作功率：
　　　　Pw　= FV/1000η总
=
= (kw)
3.确定电动机转速
由公式 V=得：
n=
链轮工作转速为：
n＝ r/min
= r/min
而链传动比i=2，
根据机械设计手册Ｐ表1-8推荐的传动比合理范围，取齿轮传动比一级减速器传动比范围i3。则总传动比理论最大值为：I＝６。
故电动机转速的可选范为
nd i×i
　　　　　 = r/min
= r/min
则符合这一范围的同步转速且额定功率大于4.18Kw的只有：Y160M2-8.
额定功率：Pd=5.5Kw
满载转速：nd=720r/min

电动机主要外形和安装尺寸：

中心高H

外形尺寸
L×(AC/2+AD)×HD
底角安装尺寸 A×B
地脚螺栓孔直径 K
轴 伸 尺 寸
D×E
装键部位尺寸 F×GD
132
520×345×315
216×178
12
28×80
10×41
三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：
由选定的电动机满载转速nd和工作机主动轴转速nw
1.可得传动装置总传动比为：
i==

总传动比等于各传动比的乘积
分配传动装置传动比
i= i×i （式中i×i分别为减速器和链传动的传动比）
2.分配各级传动装置传动比：
已知链传动传动比i=2
因为：　　　i= i×i
所以：　　i＝i／i=
由文献[1]P84页的表0-4、表0-9及表4-4、4-5进行选材和热处理。由表4-6确定精度等级，设计后由表4-7校定或由表5-3查出。
3.确定齿数Z及校核
(1)选Z。软齿面应尽量选大些。
(2)Z= iZ。且Z为整数。
(3)计算U=
(4)=5％
四、按接触强度计算d1
1.计算公式

2.计算T1
T1=9550
Pd-------Kw
nd-----r/min
η１=0.99
3.计算K
K=KAKVK
(1)由表4-8选用系数KA
(2)选动载荷系数KV记为KVt
(3)取值。一般取=0.3
=
(4)由土4-45查出齿向载荷分布系数K
(5)计算
K=KAKVK
取KV=KVt故Kt=KAKVK
4.弹性系数ZE由表4-9查得
5.节点系数ZH由表4-48查得
6.许用应力[]H=ZNZW
(1)由图4-58查得
(2)由已知条件计算
N1=60n1*r*tn
N2=N1/U
式中：n----啮和次数
n1-----r/min
tn----每天工作小时
N-----年300天/年小时/天
(3)由图4-59查得寿命系数
ZN1 ZN2
(4)由表4-11查得安全系数SH
(5)由图查得工作硬化系数Zw
(6)计算
[]H1=ZNZW
[]H2=ZNZW
(7)计算d1
d1
试选Kt=Kvt
五、校核d1
因为试选的Kv可能与实际不符合。
(1)模数m=取标准值。可改变Z1而达到选用适当的m的目的，但 u有变则需重新计算d1。
(2)按几何关系计算d1
d1=m Z1 dm1= d1(1-0.5)
(3)圆周速度Vm（平均直径dm）
Vm=
计算
由查图4-43得Kv
(4)校核d1
d1=
d1与d1t相差太大，则需重新选Kvt，再计算d1t
六、校核齿根弯曲强度
(1)计算公式

(2)当量齿数计算 Zv=
a.

b.

c.由当量齿数Zv查图4-55得齿形系数YFa1,YFa2
查图4-56得齿根应力修正系数Ysa1,Ysa2.
d.确定[]F=YHYx
查图4-61得和
查图4-62得YN1, YN2
查图4-63得尺寸系数Yx
查图4-11得安全系数SF
计算
比较 ，的大小，取较大值
校核弯曲强度

七、几何尺寸计算
1.分度圆直径d
d1 =mZ1
d2=mZ2
2.节锥
=arctan
=90-
3.节锥距R
R==
4.齿宽b=R
5.周节P=m
6.齿顶高ha ha=m
7.齿根高hf hf=1.2m
8.齿顶间隙 c=0.2m
9.齿顶圆直径
=m(Z+2)
=m(Z+2)
10.齿根圆直径
= m(Z-2.4)
= m(Z-2.4)
八、受力分析

Ft1=-Ft2=
Fr1=-Fa2= Ft1*tan
Fa1=-Fr2= Ft1*tan

九、动装置的运动和动力设计：
将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴.以及
i0,i1，......为相邻两轴间的传动比.
PⅠ，PⅡ，......为各轴的输入功率 （KW）
TⅠ，TⅡ，......为各轴的输入转矩 （N·m）
nⅠ,nⅡ,......为各轴的输入转速 （r/min）
可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数
1.运动参数及动力参数的计算
（1）计算各轴的转数：
Ⅰ轴：nⅠ=nm/ i0
= = r/min
　　Ⅱ轴：nⅡ= nⅠ/ i1
=720/2.65=270.7 r/min
（2）计算各轴的功率：
Ⅰ轴： PⅠ=Pd×η1 = = （Kw）
Ⅱ轴： PⅡ= PⅠ×η2×η3 = （KW）
计算各轴的输入转矩：
电动机轴输出转矩为：
Td=9550·Pd/nm=
= N·m
Ⅰ轴： TⅠ= Td·i0·η1
= = N·m
Ⅱ轴： TⅡ= TⅠ·i1·η2·η3
= = N·m
计算各轴的输出功率：
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：
故：P’Ⅰ=PⅠ×η轴承= KW
P’Ⅱ= PⅡ×η轴承= Kw
计算各轴的输出转矩：
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：
T’Ⅰ= TⅠ×η轴承
= N·m
T’ Ⅱ= TⅡ×η轴承
= N·m

小齿轮为45钢，调质217HBS~255HBS。取240HBS。大齿轮为45钢正火163HBS~217HBS。取200HBS。8级精度

Z选20
Z= =
U=
=0<5％

T1= = N*mm

KA=1.0
KVt=1.1
=
=

K=

Kt

ZE=189.8
ZH=

= MPa
= MPa
N1=
N2=

tn

ZN1=1
ZN2=1
SH=1
Zw=1

[]H1= MPa

[]H2= MPa

d1t

m=
取m=
d1= mm
dm1= mm

Vm= m/s
=

Kv=

d1=mm
故d1与d1t相差不大，符合要求。

=
=
=
=
=
=
YFa1= YFa2=
Ysa1= Ysa2=

= MPa
= MPa
YN1=YN2=
Yx=
SF=
=230MPa =190MPa
<故取大齿轮计算

合格

d1= mm
d2= mm

=
=

R= mm
b= mm
取b= mm
P= mm
ha= mm
hf= mm
c= mm

= mm
= mm

= mm
= mm

Ft1=Ft2= Ft
Ft= N
Fr1=-Fa2= N
Fa1=-Fr2= N

nⅠ= r/min

nⅡ= r/min

PⅠ= Kw
PⅡ= KWw

Td= N·m

TⅠ= N·m

TⅡ= N·m

P’Ⅰ= Kw
P’Ⅱ = Kw

T’Ⅰ= N·m

T’ Ⅱ= N·m
综合以上数据，得表如下：
轴名
效率P （KW）
转矩T （N·m）
转速n
r/min
传动比 i
效率
η
输入
输出
输入
输出
电动机轴

　Ⅰ轴

Ⅱ轴

七 轴的设计
1.齿轮轴的设计
(1)确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）

(2)按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS
轴的输入功率为PⅠ= Kw
转速为nⅠ= r/min
根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=
d≥
(3)确定轴各段直径和长度
从大带轮开始右起第一段，由于齿轮与轴通过键联接，则轴应该增加 %，取D1=Φ mm，又带轮的宽度b= mm 则第一段长度L1= mm
右起第二段直径取D2=Φ mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的内端面与带轮的左端面间的距离为 mm，则取第二段的长度L2= mm
右起第三段，该段装有滚动轴承，选用圆锥滚子轴承，则轴承承受径向力和轴向力为零，选用30209型轴承，其尺寸为 ，那么该段的直径为D3=Φ mm，长度为L3= mm
右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=Φ mm，长度取L4= mm
右起第五段为滚动轴承段，则此段的直径为D5=Φ mm，长度为L5= mm
右起第六段，为联轴器接入轴,由于电机Y160M2-8的轴的直径为d2=Φ mm，故选择齿式联轴器GICL3型，选d1=Φ mm。即D6=Φ mm。长度取L6= mm 。
(4)求齿轮上作用力的大小、方向
小齿轮分度圆直径：d1= mm
作用在齿轮上的转矩为：T1 = N·m
求圆周力：Ft
Ft= N
求径向力Fr
Fr=Ft·tanα= N
Ft，Fr的方向如下图所示
（5）轴长支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：RA== N RB== N
垂直面的支反力： RA’= = N
RB’ == N
（6）画弯矩图
右起第四段剖面处的弯矩：
水平面的弯矩：M水平=RA×0.08= Nm
垂直面的弯矩：M垂直= RA’×0.08= Nm
合成弯矩：

（7）画转矩图： T= Ft×d1/2= Nm
（8）画当量弯矩图
因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=
可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：

（9）判断危险截面并验算强度
右起第四段剖面处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以该剖面为危险截面。
已知M当= Nm ,由课本表13-1有:
［σ-1］= Mpa 则：
σe= M当/W= M当/(0.1·D43)
= MPa<［σ-1］
右起第一段处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：

σe= MD/W= MD/(0.1·D13)
= Nm<［σ-1］
所以确定的尺寸是安全的 。
受力图如下：

D1=Φ mm
L1= mm

D2=Φ mm
L2= mm

D3=Φ mm
L3= mm

D4=Φ mm
L4= mm

D5=Φ mm
L5= mm

D6=Φ mm
L6= mm

Ft= Nm

Fr= Nm

RA= N
RB= N

RA’= N
RB’= N

M水平= Nm
M垂直= Nm

M合= Nm
T= Nm

α=

M当= Nm

［σ-1］= Mpa

MD= Nm

输出轴的设计计算
(1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）

(2)按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS
轴的输入功率为PⅡ= Kw
转速为nⅡ= r/min
根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=117
d≥ 取d= mm
(3)确定轴各段直径和长度
从右端开始右起第一段， 安装滚动轴承。 故D1=Φ mm, L1= mm.
右起第二段为滚动轴承的轴肩，其直径应小于滚动轴承内圈的外径。取D2=Φ mm ，L2= mm
右起第三段为圆锥齿轮的轴肩，其直径应大于圆锥齿轮的轴孔孔径，取D3=Φ mm，长度根据箱体的具体参数设计得到，在此取L3= mm。
右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加 %，大齿轮的分度圆直径为 mm，则第四段的直径取Φ mm,齿轮宽为b= mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4= mm。
右起第五段，考虑齿轮的轴向定位需要安装套筒取D5=Φ mm ,长度取L5= mm。
右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=Φ mm，长度L6= mm
7右起第七段为链轮的轴肩，取D7=Φ mm ，L3= mm

(4)求齿轮上作用力的大小、方向
大齿轮分度圆直径：d1= mm
作用在齿轮上的转矩为：T1 = N·m
求圆周力：Ft
Ft=2T1/d2= N
求径向力Fr
Fr=Ft·tanα= N
Ft，Fr的方向如下图所示
（5）轴长支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：
RA= Ft×100/120= N,
RB=Ft×20/120 = N
垂直面的支反力：
RA’= Fr×100/120= N
RB’ =Fr×20/120= N
（6）画弯矩图
右起第四段剖面处的弯矩：
水平面的弯矩：M水平=RA×0.02= Nm
垂直面的弯矩：M垂直=RA’×0.02= Nm
合成弯矩：

（7）画转矩图： T= Ft×d2/2= Nm
（8）画当量弯矩图
因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=
可得右起第四段剖面处的当量弯矩：

（9）判断危险截面并验算强度
右起第四段剖面处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面为危险截面。
已知M当=53.37Nm ,由课本表13-1有:
［σ-1］= Mpa 则：
σe= M当/W= M当/(0.1·D43)
= MPa<［σ-1］
右起第七段处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：

σe= M7/W= M7/(0.1·D73)
= MPa<［σ-1］
所以确定的尺寸是安全的 。
以上计算所需的图如下：

d= mm

D1=Φ mm
L1= mm
D2=Φ mm
L2= mm

D3=Φ mm
L3= mm

D4=Φ mm
L4= mm

D5=Φ mm
L5= mm
D6=Φ mm
L6= mm
D7=Φ mm
L7= mm

Ft= N

Fr= N

RA= N
RB= N

RA’= N
RB’= N

M水平= Nm
M垂直= Nm

M合= Nm

T= Nm

α=

M当= Nm

［σ-1］= Mpa

M7= Nm

绘制轴的工艺图（见图纸）
八．箱体结构设计
(1) 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。
(2) 放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。
(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。
(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。
(5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。
(6)定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。
(7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。
(8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。
(9)密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。
箱体结构尺寸选择如下表：

名称
符号
尺寸（mm）
机座壁厚
δ

机盖壁厚
δ1

机座凸缘厚度
b

机盖凸缘厚度
b 1

机座底凸缘厚度
b 2

地脚螺钉直径
df

轴承旁联结螺栓直径
d1

机盖与机座联接螺栓直径
d2

轴承端盖螺钉直径
d3

窥视孔盖螺钉直径
d4

定位销直径
d

轴承旁凸台半径
R1

凸台高度
h
据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准
外机壁至轴承座端面距离
l1

大齿轮顶圆与内机壁距离
△1

齿轮端面与内机壁距离
△2

机盖、机座肋厚
m1 ,m2

轴承端盖外径
D2

轴承端盖凸缘厚度
t

轴承旁联接螺栓距离
S
尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2
九．键联接设计
1．输入轴与大带轮联接采用平键联接
此段轴径d1= mm,L1= mm
查手册得，选用A型平键，得：
A键 8×7 GB1096-79 L=L1-b= mm
T= N·m h= mm
根据课本P243（10-5）式得
σp=4 ·T/(d·h·L)
= Mpa < [σR] = 110Mpa
2、输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d3= mm L3= mm TⅡ= Nm
查手册P51 选用A型平键
键14×9 GB1096-79
l=L3-b= mm h= mm
σp=4·TⅡ/（d·h·l）
= Mpa < [σp] =110Mpa
十．滚动轴承设计
根据条件，轴承预计寿命
Lh= 小时
1.输入轴的轴承设计计算
（1）初步计算当量动载荷P
因该轴承在工作条件下受到Fr径向力作用和轴向力，查手册知：派生轴向力Fs=0.4Fr,且系数X=0.4,Y=1.1。经计算得：P1= N P2= N
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值
P2>P1,故计算P2就可以了。
（3）选择轴承型号
选择型号为30209的圆锥滚子轴承
查表得：Cr= kN

∴预期寿命足够
∴此轴承合格
2.输出轴的轴承设计计算
（1）初步计算当量动载荷P
因该轴承在工作条件下受到Fr径向力作用和轴向力，查手册知：派生轴向力Fs=0.4Fr,且系数X=0.4,Y=1.1。经计算得：P1= N P2= N
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值
P1>P2,故计算P1就可以了
（3）选择轴承型号
选择型号为30209的圆锥滚子轴承
查表知， Cr= KN

∴预期寿命足够 ∴此轴承合格
十一、密封和润滑的设计
1.密封
由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。
2．润滑
(1) 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v< m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于30~50mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.35~0.7m3。
(2) 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。
十二．联轴器的设计
（1）类型选择
由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。
（2）载荷计算
计算转矩TC=KA×TⅡ=1.3×180=234Nm，
其中KA为工况系数，取KA=1.3
（3）型号选择
根据TC，轴径d，轴的转速n， 查标准GB/T 5014—2003，选用LXZ2型弹性柱销联，其额定转矩[T]=1250Nm, 许用转速[n]=3750r/m ,故符合要求。
十三、设计小结
　　机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。
　　(1) 通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。
　　(2) 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。
(3) 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。

参考文献：
[1] 王中发主编《实用机械设计》，北京理工大学出版社，1998年2月。
[2] 李秀珍主编《机械设计基础（少学时）》，机械工业出版社，2006年4月。
[3] 马保吉主编《机械设计基础》，西北工业大学出版社，2005年9月。
[4] 庞振基　黄其圣主编《精密机械设计》机械工业出版社，2007.8.1。

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