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課程設計(說明書)
一級錐齒輪減速器設計
（說明書）
學生姓名
學院名稱
專業(yè)名稱
指導教師
2013年
1月
10日
目 錄
1 設計任務書 2
2 減速器傳動裝置設計 3
2.1電動機的選擇 3
2.2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 5
3 齒輪傳動的設計計算 8
4 減速器的結構設計 12
5 軸的設計及校核計算 14
6 鍵連接的選擇和計算 22
7 聯(lián)軸器的選擇 23
8 結 論 23
9致 謝 23
10 參考文獻 24
1 設計任務書
一、 課程設計題目：
設計一鏈式運輸機用的減速器（簡圖如下）
原始數(shù)據(jù)：
已知條件：輸送帶工作拉力F (N) 2600
輸送帶速度V（ｍ/ｓ） 1.7
卷軸直徑D （ｍｍ） 320
工作條件：
設計一用于鏈式運輸機上的圓錐齒輪減速器。工作平穩(wěn)，經(jīng)常滿載，兩班制工作，引鏈容許速度誤差為-4％到5％。減速器小批生產(chǎn)，使用期限10年。
2 減速器傳動裝置設計
2.1電動機的選擇
1、選擇電動機的類型：
按工作要求和條件，選用三機籠型電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。
2、選擇電動機容量 ：
電動機所需的功率為：
（其中：為電動機功率，為負載功率，為總效率。）
而KW, 所以KW
傳動效率分別為：
聯(lián)軸器效率
滾動軸承的效率
圓錐齒輪傳動效率
鏈輪的傳動效率
卷筒傳動效率
傳動裝置的總效率應為組成傳動裝置的各部分運動副效率之乘積,即：
所以 KW
所以
3、確定電動機轉速
卷筒軸工作轉速為
查表可得：一級圓錐齒輪減速器傳動比，鏈傳動比，則總傳動比合理范圍為，故電動機轉速的可選范圍為
符合這一范圍的同步轉速有750,1000和1500
根據(jù)這個查表可以選擇的電動機有以下幾種：
表1
方案
電動機型號
額定功率 P
KW
電動機轉速
r/min
電動機重量
Kg
同步轉速
滿載轉速
1
Y132S– 4
5.5
1500
1440
68
2
Y132M2 – 6
5.5
1000
960
84
3
Y160M2– 8
5.5
750
710
119
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比可見第2個方案比較合適因此選定電動機型號為Y132M 2– 6，轉速為960r/min ，功率為5.5KW 。
2.2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
1、 總傳動比
由選定的的電動機滿載轉速和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置的總傳動比為
= (1)
電動機型號為Y132SM2-6 ，滿載轉速 = 960r/m ,且工作機主動軸轉速n = 108.28r/min,則由上面公式(1)可得：
2、分配傳動比
總傳動比為各級傳動比的乘積，即
(2)
設分別為圓錐齒輪的傳動比和鏈傳動的傳動比，在鏈傳動的傳動比范圍內(nèi)取
則由公式 （2）可得
=9.46
所以圓柱齒輪減速器的傳動比：
當前總傳動比為
傳動后運輸鏈速度的誤差為Δ：
Δ=，在運輸鏈允許誤差±5%內(nèi)。
3、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
（1）、各軸轉速
Ⅰ軸
Ⅱ軸
Ⅲ軸
(2)、各軸輸入功率
Ⅰ軸
Ⅱ軸
Ⅲ軸
(3)、各軸輸入轉矩
電機軸輸出轉矩
所以各軸輸出轉矩為：
Ⅰ軸
Ⅱ軸
Ⅲ軸
軸名
效率P
KW
轉矩T
N*M
轉速 n
r/m
電動機軸
5.5
54.71
960
I軸
5.34
53.08
960
II軸
5.02
109.86
406.78
III軸
4.63
404.94
101.7
3 齒輪傳動的設計計算
1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)
（1）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度，齒形角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。
（2）材料選擇，小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度相差40HBS。
2.按齒面接觸疲勞強度設計
公式：
（1）、確定公式內(nèi)的各計算值
1）查得材料彈性影響系數(shù)，節(jié)點區(qū)域系數(shù)。
2）按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞極限。
3）計算應力循環(huán)次數(shù)
小齒輪：
大齒輪：
4）查表得到： ,.
5) 查得接觸批量壽命系數(shù)
6）計算接觸疲勞許用應力
7）可以選取，，，；
所以
8)
9）
10)
(2)計算
1）試算小齒輪的分度圓直徑，帶入許用應力中的較小值
得：
=
2）計算圓周速度v
3)齒數(shù)，由公式得大齒輪齒數(shù)
，c=18
所以
取。則大齒輪 則，取
4）模數(shù)
大端模數(shù)
取標準模數(shù)為4
5）大端分度圓直徑
6）節(jié)錐頂距
7）節(jié)圓錐角（未變位時，與分度圓錐角相等）
22.96°
90°-22.96°=67.04°
8)大端齒頂圓直徑
小齒輪
大齒輪
9）齒寬
取
10）進行強度校核計算
<444.6MPa
所以強度符合。
3、按齒根彎曲疲勞強度設計公式：
(1) 確定公式內(nèi)的各計算值
1）查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度。
2）查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
3）計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞系數(shù)S=1.6則
4)查取齒形系數(shù) ，
5)應力校正系數(shù) ，
6)計算大小齒輪的，并加以比較：
大齒輪大所以取0.01836
(2)、帶入以上數(shù)據(jù)可以求得
(3)進行強度校核計算帶入公式
<213.75MPa所以符合。
7）、數(shù)據(jù)整理
名稱
符號
公式
直齒圓錐小齒輪
直齒圓錐大齒輪
齒數(shù)
27
62
模數(shù)
m
m
4
傳動比
i
i
2.36
分度圓錐度
，
分度圓直徑
108
248
4 減速器的結構設計
名稱
符號
減速器型式及尺寸關系/mm
箱座壁厚
8
箱蓋壁厚
8
箱蓋凸緣厚度
12
箱座凸緣厚度
12
箱座底凸緣厚度
20
地腳螺釘直徑
12
地腳螺釘數(shù)目
4
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑
9
機蓋與座聯(lián)接螺栓直徑
7
聯(lián)接螺栓的間距
180
軸承端蓋螺栓直徑
5
視孔蓋螺釘直徑
4
定位銷直徑
5
、、到外箱壁距離
18、16、13
、至凸緣邊緣距離
16、14、11
軸承旁凸臺半徑
凸臺高度
外箱壁至軸承座端面距離
30
大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離
12
齒輪端面與內(nèi)箱壁距離
10
箱蓋、箱座肋厚
、
；
軸承端蓋外徑
軸承端蓋凸緣厚度
9
軸承旁聯(lián)接螺栓距離
5 軸的設計及校核計算
(一)、選擇軸的材料
初選軸的材料為45剛，調(diào)質(zhì)處理，其機械性能查表可得：
。
(二)、軸的尺寸計算
1、求輸出軸上的功率，轉速和轉矩
由前面的計算可得
2、初步確定軸的最小直徑
查得
3、軸的結構設計
下圖為軸的裝配方案：
4、初步選擇滾動軸承
軸承同時承載徑向力和軸向力，但軸向力較小，故選用單列滾子軸承。
參照工作要求，并根據(jù)尺寸，選取0基本游隙組、標準精度級的單列滾子軸承
NF206，其尺寸為。從而可以知道：
。
6、由經(jīng)驗公式算肩高度：
故取h=4mm，從而確定
由書上公式要求得：,取
7、根據(jù)軸承安裝方便的要求，取，均比小1mm,則：
根據(jù)安裝軸承旁螺栓的要求取。
根據(jù)齒輪與內(nèi)壁的距離要求，取
所以
8、根據(jù)齒輪孔的軸徑和長度，確定
至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。
9、軸上零件的周向定位
齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按手冊查得，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接處的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm（標準鍵長見）。
為了保證聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇聯(lián)軸器輪轂與軸配合為H7/k6。齒輪與軸的聯(lián)接處的平鍵截面 ()，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為26mm準鍵長見）。為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為H7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
10、確定軸上的圓角和倒角尺寸
取軸端倒角為2×45°，各軸肩處的圓角半徑見圖
(三)、求軸上的載荷及其校核
根據(jù)軸的結構圖，做出軸的計算簡圖：
（齒輪取齒寬中點處的分度圓直徑作為力的作用點，軸承在寬度中點為作用點）。
軸承1和軸承2之間的距離為88mm，軸承2和錐齒輪間的距離為51.5mm
1、 計算作用在齒輪上的力
圓錐大齒輪
圓錐大齒輪
2、 求作用在軸上的支反力
,
,
,
所以
所以
3、校核軸承壽命：
查手冊得NF206型滾子軸承參數(shù)
查表8.6得
（1） 計算軸承所承受的軸向載荷
因為軸承1固定，軸承2游離，結合受力分析圖可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。由此可得軸承2不受軸向力，所以
,
（2） 計算當量動負荷
軸承1： ，由表8.5，用線性插值法可求得：
由查表8.5，并用線性插值法求得：，由此可得
軸承2：
由表8.5，用線性插值法可得：
由差表8.5，用線性插值法求得，由此可得
（3）軸承壽命計算
因為,所以按軸承2計算軸承的壽命
所選軸承NF206滾子軸承合格
(2) 做彎矩圖
根據(jù)上述的圖，求出總的彎矩和做出彎矩圖
(4)作扭矩圖
扭矩圖如圖11.2（機械設計課本）所示，為了使扭矩圖符合下述強度計算公式，圖中已把T這算成的含義見前面，并且取
(5)作出計算彎矩圖
根據(jù)以作的總彎矩圖和扭矩圖，求出計算彎矩圖，的計算公式為
(6)、校核軸的強度
只需校核軸上最大彎矩截面的強度：
，故安全。
6 鍵連接的選擇和計算
根據(jù)軸的各個階梯的直徑和長度尺寸選取鍵的尺寸，查有關資料如下： 本減速器的工作條件為有輕度沖擊載荷，選擇鍵如下：
鍵名 國標
1 軸I(聯(lián)軸器) 鍵10X8GB1096-2003 A型
2 軸I（齒輪處） 鍵 10X8 GB1096-2003 A型
3 軸II（聯(lián)軸器） 鍵 8X7 GB1096-2003 A型
4 軸II（齒輪處） 鍵10X8 GB1096-2003 A型
查表的鋼的靜聯(lián)接在時的許用應力[ ]=125~150MPa
校核鍵1 =17.23MPa〈 [] d = 35mm L = 48mm
校核鍵2 = 19.24 MPa〈[] d = 33 mm L = 46mm
校核鍵3 = 63.28 MPa〈[] d = 30 mm L = 48mm
校核鍵4 =37.5 MPa〈[] d = 30mm L = 50 mm
所以所有鍵均符合設計要求，可用。
7 聯(lián)軸器的選擇
考慮到電動機轉軸直徑、軸的最小直徑、傳動轉矩選取聯(lián)軸器
聯(lián)軸器為凸緣聯(lián)軸器：型號如下
GY5聯(lián)軸器 (GB/T5843-2003)
公稱轉矩T=400N/m 額定轉速 n=8000r/min
質(zhì)量 5.43Kg D=120㎜
8 結 論
減速器的設計是一個較為復雜的過程，期間設計計算、繪制工程圖、編制工藝等等，都是較為繁瑣的事情。但隨著科學技術的發(fā)展這些過程都變的簡單化。為了適應現(xiàn)代市場的需求，就必須運用計算機輔助設計技術解決過去計算繁瑣，繪圖工作量大及工作效率低，更新速度慢的問題。
通過本設計我對各種減速器的結構和設計步驟有了一個大概的了解，對以前所學的專業(yè)知識作了一個很好的總結，設計中尚有很多不合理和不理解的地方，以待在今后的學習工作中來彌補。
9致 謝
感謝學校和系里為我們學生提供了優(yōu)越的學習環(huán)境和學習條件，使我們能夠順利的完成設計的任務。我要對所有幫助過我的老師我同學說一聲感謝，你們都辛苦了！
10 參考文獻
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[2].徐錦康主編 機械設計 高等教育出版社 2006．
[3].沈世德主編 機械原理 機械工業(yè)出版社 2007．
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[5].王章忠主編 機械工程材料 機械工業(yè)出版社 2007.
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[8].吉衛(wèi)喜主編 機械制造技術 機械工業(yè)出版社 2008.
[9].丁國琴主編 計算機輔助設計組合機床主軸箱.山東農(nóng)機. 2002.
[10].姚永明主編 非標準設備設計 上海交通大學出版社 1999．
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[12]徐錦康.機械設計.北京：機械工業(yè)出版社，2001
[13]成大先.機械設計手冊（第四版 第四卷）.北京：化學工業(yè)出版社，2002