单级直齿圆锥齿轮减速器汇总
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机械设计课程设计计算说明书目录一、设计任务 (2)二、系统总体方案设计 (3)三、动力机选择 (4)四、传动装置运动及动力参数计算 (4)五、传动零件的设计计算 (5)六、轴的设计计算 (13)七、滚动轴承的计算 (24)八、连接的选择和计算 (25)九、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 (26)十、箱体及其附件的结构设计 (26)十一、设计总结 (27)十二、参考资料 (28)机械设计课程设计一、设计任务1．已知条件：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32℃；2）使用折旧期：6年；3）检修间隔期：三年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4）运动来源：电力，三相交流，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。
2.运动简图：3．设计数据：运输带工作拉力F=2000KN运输带工作速度v=2.0m/s卷筒直径D=240mm4.传动方案：单级直齿圆锥齿轮减速器5.设计内容：1）按照给定的原始数据2和传动方案设计减速器装置；2）完成减速器装配图1张（A0或A1）；3）箱体零件图1张；4）编写设计计算说明书份。
二、系统总体方案设计根据要求及已知条件对于传动方案的设计可选择单级直齿圆锥齿轮减速器。
它能承受较大的载荷且传动平稳，能实现一定的传动比。
总体方案简图计算与说明主要结果三、动力机选择I 选择电动机的类型和结构 因为装置的载荷平稳，且在有粉尘的室内环境下工作，温度不超过35℃，因此可选用Y 系列三相异步电动机，它具有国际互换性，有防止粉尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B 级绝缘，工作环境也能满足要求。
而且结构简单、价格低廉。
II 确定电动机功率和型号 运输带机构输出的功率： 1kw w 0001m/s 5.02000N V F P w ==⨯=⋅=传动系得总的效率： 2212340.990.980.980.960.8941ηηηηη=⋅⋅⋅=⨯⨯⨯=1234,0.99,0.98.70.98.([2]170.96V ηηηη→→→-→联轴器的效率取滚动轴承效率取级精度齿轮传动的效率，取查表）带传动效率，取则计算得3Pd A n≥=16.45mm 此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d 为了使所选的轴的直径d 与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。
4 联轴器的选择由于轴I 的传递转矩很小，且为室内平稳的工作环境，从而可选择凸缘式联轴器来进行固定查表取Ka=1.5则；Tca=Ka*T 3=1.5*31.93=47.895N ·m ，按照计算转矩Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件，，由于锥齿的分度圆外径较大，从而决定了其内径也相对较大，为使锥齿安装上后轴的总体结构匀称，查标准选用GY6型联轴器，其公称转矩为900N.m ，其孔径可取38~50mm ，，故取轴的直径为50mm5轴的结构设计I 拟定轴上零件的装配方案II 根据轴上固定零件确定轴各段的直径 1）根据4的联轴器的轴向定位，则需要在轴上确定一个轴肩，因为联轴器的孔径为50，从而第一段轴的直径为50mm ，轴肩的直径可取为54mm;半联轴器与轴配合的长度为84mm ，安装上挡圈后刚好可以使挡圈只压在 联轴器上而不压在轴上。
2)轴上轴承的选择考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。
当量摩擦系数最少。
在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量〈=8`-16`〉大量生产价格最低，固选用深沟球轴承根据内径d=55mm ，选择型号为6211，右端采用轴肩固定，根据深沟球轴承的安装尺寸69.4a D =mm ，57.4a d =mm 进而确定第四段轴肩尺寸为56mm ；轴承的宽度B 为9mm ，最大外径为72mm 3），由于锥齿的分度圆外径较大，从而取安装锥齿的轴径为50mm ，齿轮左端靠套筒定位，取齿轮与箱体的内壁的距离为a=12mm ，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取 Ｓ=80mm则轴长L=80+50+８+90+８+２０+８０=３３６mm至此已初步确定轴得长度4）确定轴的的倒角和圆角取轴端倒角为1*45°，圆角为R15）求轴上的载荷由于轴承6005的中性好，从而确定轴承的支点在其中点位置，作为简支梁，轴的支点跨距为100mm，通过计算画出它的弯矩图和扭矩图，如下：6）轴段的支反力情况为距左端距离水平支反力Rh1 垂直支反力Rv1 134mm -53979.57N -53979.57N 距左端距离水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2 232mm -66020.4N -66020.4N弯曲应力校核确定危险截面，根据弯矩图和扭矩图可得距左端128mm 以及232mm 处，得到最大的弯矩和扭矩，并且此处所示的支反力为最大值，从而确定此处为危险截面，进行强度校核时，则只需要校核此处的强度。
22310() 2.54M T MPa d ασ+==而许用疲劳应力为180Mpa ，即弯曲应力校核通过。
8）疲劳强度校核对危险截面进行疲劳强度校核得：直径：55mm危险截面的弯矩M：5000N·mm 扭矩T：60000N·mm有效应力集中系数（弯曲作用）：2.05 （扭转作用）：1.55 截面的疲劳强度安全系数S：32.21许用安全系数[S]：1.9两处疲劳强度校核通过9）扭转刚度校核圆轴的扭转角为0.0039ϕ=︒，而许用扭转变形为经计算得扭转刚度变形为0.65/m0.25~1.0/m︒，从而扭转刚度校核通过。
本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。
10）弯曲刚度校核以轴的最左端为原点，建立直角坐标，结算轴各段的挠度，得到如下数据：挠度计算如下：x/mm νi/mm1 16.75 1.0266022 33.5 0.8576323 50.25 0.6886624 67 0.5237015 83.75 0.3692486 100.5 0.2272967 117.25 0.1026218 134 09 158.5 -0.07768910 183 -0.10444811 207.5 -0.07898312 232 0许用挠度系数：0.0035最大挠度：-0.104448mm弯曲刚度校核通过11）轴的临界转速计算计算后得到的数据为：当量直径dv ：57.49mm轴截面的惯性距I ：536214.76mm^4支承距离与L 的比值：0.29轴所受的重力：350N支座形式系数λ1：12.15轴的一阶临界转速ncr1：33153.35r/minB 轴II 的设计1总结以上的数据。
功率 转矩转速 齿轮分度圆直径 压力角 1.04 Kw 62.075N ·m 160r/min550mm 20° 2.求作用在齿轮上的力3322216010582550t T F N d ⨯⨯=== r t F F tan =582tan20211.8θ=⨯⨯︒=N3.初步确定轴的尺寸3Pd An≥，式中A--为按[τ]定的系数，取110 [τ]—为轴的许用转应力p—轴传递的额定功率，取1.04n—轴的转速，为160r/min则计算得3Pd An≥=20.45mm此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d为了使所选的轴的直径d与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。
4.联轴器的选择同上述轴I的设计一样由于轴II的传递转矩很小，且为室内平稳的工作环境，从而可选择凸缘式联轴器来进行固定查表取Ka=1.5则；Tca=Ka*T3=1.5*62.075=93.1125N·m，按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，，由于锥齿的分度圆外径较大，从而决定了其内径也相对较大，为使锥齿安装上后轴的总体结构匀称，查标准选用GY11型联轴器，其公称转矩为25000N.m，其孔径可取150mm，，故取轴的直径为150mm5轴的结构设计I拟定轴上零件的装配方案II根据轴上固定零件确定轴各段的直径1）根据4的联轴器的轴向定位，则需要在轴上确定一个轴肩，因为联轴器的孔径为150mm，从而第一段轴的直径为150mm，轴肩的直径可取为155mm;半联轴器与轴配合的长度为84mm，安装上挡圈后刚好可以使挡圈只压在联轴器上而不压在轴上。
2)轴上轴承的选择考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。
当量摩擦系数最少。
在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量〈=8`-16`〉大量生产价格最低，固选用深沟球轴承根据内径d=55mm，选择型号为6211，右端采用轴肩固定，根据深沟球轴承的安装尺寸69.4a D =mm ，57.4a d =mm 进而确定第四段轴肩尺寸为56mm ；轴承的宽度B 为9mm ，最大外径为72mm3），由于锥齿的分度圆外径较大，从而取安装锥齿的轴径为50mm ，齿轮左端靠套筒定位，取齿轮与箱体的内壁的距离为a=12mm ，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取 Ｓ=80mm则 轴长 L=80+50+８+90+８+２０+８０=３３６mm 至此已初步确定轴得长度4）确定轴的的倒角和圆角取轴端倒角为1*45°，圆角为R15）求轴上的载荷由于轴承6005的中性好，从而确定轴承的支点在其中点位置，作为简支梁，轴的支点跨距为100mm ，通过计算画出它的弯矩图和扭矩图，如下：。
