同轴式二级斜齿圆柱齿轮减速器-设计说明书

标准实用文案大全xx大学机械设计制造及其自动化特色专业设计说明书专业班级：机械班姓名：学号：指导老师：完成日期：2017年12月23日目录设计任务传动方案拟定电动机的选择计算总传动比及分配各级的传动比运动参数及动力参数计算传动零件的设计计算轴的设计计算及滚动轴承选择键联接的选择及校核计算箱体结构及减速器附件设计润滑方式及密封设计参考文献

机械课程设计任务书题目：二级同轴式斜齿减速器设计条件：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℃；使用折旧期：8年（一年300天）；检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；运输带速度允许误差：±5%；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计数据序号34运输带工作压力F/N3200运输带工作速度m/s1.2卷筒直径D/mm360注：运输带与卷筒之间及卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑设计内容1、CAD减速器装配图一张（A0号图纸）；2、CAD零件工作图2张（A3号图纸，轴一张，齿轮一张）；3、手绘零件工作图2张（A3号图纸，轴一张，齿轮一张）4、设计说明书一份，6000—8000字。设计时间和地点2017年12月4日—2017年12月22日；广州大学，理科南309主要内容1、进行传动方案的设计（任务书中已规定）；2、电动机功率及传动比的分配；3、主要传动零部件的参数设计（带轮、轴、齿轮）；4、标准件的选择及校核计算；5、减速器结构、箱体各部分尺寸确定、结构工艺性设计；6、绘制装配底图；7、完成总状图和零件图的绘制；8、整理和编写设计说明书。

传动方案拟定计算过程及说明结果带式传输机原理图1电机；2、6联轴器；3箱体；4运输带；5滚筒传动装置相关零件的模拟初选：轴承：圆锥滚子轴承（脂润滑）；联轴器：弹性柱销联轴器；传动零件：斜齿圆柱齿轮（7级精度）；注：通用减速器齿轮的精度范围6~8级。由题目的要求决定传动装置选用：二级同轴式圆柱齿轮减速器

电动机选择计算过程及说明结果选择电动机的类型考虑到为大多数机械厂使用，所以载重量不会太大，而且载荷较平稳。Y系列电动机为一般用途封闭式自扇冷式笼型三相异步电动机，具有防止灰尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部之特点，B级绝缘，工作环境不超过+40°相对湿度95%，海拔高度不超过1000m，额定电压380V，频率50Hz，广泛适用于机床、泵、风机、运输机、搅拌机、农业机械等。所以，动力源选择Y系列电动机。通过题目所给设计数据，工作拉力为、工作速度为。查《机械课程设计手册》得，圆锥滚子轴承效率联轴器效率斜齿圆柱齿轮传动效率（7级精度，油润滑）；选择电动机的容量电动机所需工作功率为：kw(a)工作机需要的工作功率：P=kw(b)将（b）式代入（a）式得；P=传动装置的总效率为：所以，电动机所需功率P==4.334kw计算电动机的转速范围计算滚筒的转速滚筒的直径D=360mm滚筒的转速=确定电动机的转速范围取二级圆柱斜齿轮减速器的传动比i=8-40,故电动机转速的可选范围为：n=in=(8-40)63.7=(510-2548)r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格减速器的传动比，由表12-1，选定型号为Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率为5.5kw，满载转速960r/min，同步转速1000r/min.总效率P=4.334kw=63.7r/mini=8-40电动机参数：P额=5.5Kw；n满载=960r/min；n同步=1000r/min

计算总传动比及分配各级的传动比计算过程及说明结果总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机(滚筒轴)主动轴转速n，可得传动装置总传动比为＝n/nw＝960/63.7=15.071分配各级传动比同轴式二级圆柱齿轮减速器传动比分配推荐值为：则，取=15.071运动参数及动力参数计算计算过程及说明结果各个轴的转速Ⅰ轴的转速nⅠ=nm=960r/min;Ⅱ轴的转速nⅡ==246.15r/minⅢ轴的转速nⅢ==63.12r/min各个轴的输入功率电动机轴=5.5kWⅠ轴的功率5.445kWⅡ轴的功率=5.229kWⅢ轴的功率=5.021kW卷筒轴功率=4.92kW因为低速机齿轮承受的载荷大于高速级齿轮承受的载荷，所以设计时只需保证满足低速级齿轮的疲劳强度，那么一定满足高速级齿轮的疲劳强度的需求，则，设计时只需设计低速级的齿轮传动。nⅠ=960r/minnⅡ=246.15r/minnⅢ=63.12r/min5.445kW=5.229kW=5.021kW传动零件的设计计算计算过程及说明结果低速级齿轮的设计：选择齿轮的类型、精度等级、材料及齿数根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角。带式输送机为一般传动机器，选用7级精度。选择小齿轮材料为：；大齿轮材料为：。选小齿轮齿数Z1=20；则，大齿轮齿数；则齿数比；初选螺旋角；按齿面接触疲劳强度设计试选Kt＝1.6；计算小齿轮的转矩T==202.85N/m选取齿宽系数；查表得，区域系数；查的材料的弹性影响系数；计算接触疲劳强度用重合度系数计算螺旋角系数计算接触疲劳极限许用应力查的小齿轮接触疲劳极限；大齿轮接触疲劳极限；计算应力循环次数N=60nj=60×246×1×（2×8×300×8）=5.7×10N==1.5×10则，查的小齿轮的接触疲劳寿命系数K=0.93；大齿轮的接触疲劳寿命系数K=0.95；取失效概率为，安全系数，则得[]==0.93×600=558；[]==0.95×550=523；则，取接触疲劳许用应力；试算小齿轮的分度圆直径调整小齿轮的分度圆直径计算小齿轮的圆周速度0.88m/s计算齿宽和模数=68.2mm模数==3.8mm计算实际载荷系数传动装置载荷均匀平稳，使用系数根据0.88m/s，7级精度，查得动载系数K=1.05计算齿轮的圆周力得，齿间载荷分配系数K=1.4小齿轮相对支承非对称布置，则齿向载荷分布系数，查课本得K=1.424计算实际载荷系数＝KK=2.093按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径:d=d=74.595计算相应的模数按齿轮弯曲疲劳强度设计试选计算重合度系数=0.689计算螺旋角系数=0.815计算

计算当量齿数＝/cos＝20/cos14＝21.89＝/cos＝98/cos14＝85.4查表得，齿形系数；查表得，应力修正系数；查表得，小齿轮齿根弯曲疲劳极限；大齿轮齿根弯曲疲劳极限查表得，弯曲疲劳寿命系数K=0.85K=0.88取弯曲疲劳安全系数，得[]=[]==238.86Mpa因为0.0138<0.0168则取0.0138试算模数调整齿轮模数计算小齿轮分度圆直径46.832mm计算圆周速度V=0.6m/s计算齿宽=46.832mm计算宽高比9.161计算实际载荷系数根据V=0.6m/s，7级精度，查得动载系数K=1.05查齿间载荷分配系数查表得，齿间载荷分配系数查得=1.424；结合，查得=1.35计算实际载荷系数=1.701按实际载荷系数计算齿轮模数综上，对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。由于齿轮模数的大小主要决定弯曲疲劳强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关。为了使设计出来的齿轮既满足齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，取模数为弯曲疲劳强度算得的模数，并取标准值，按接触疲劳强度算得的分度圆直径。则，小齿轮齿数，取；则，大齿轮齿数，取。与互为质数。计算齿轮传动几何尺寸计算中心距a==182.93，取整183mm圆整中心距后修正螺旋角=arccos计算大、小齿轮的分度圆直径d=74.75d=291.25计算齿轮宽度b=mm取=75mm=80mm圆整中心距且强度校核齿面接触疲劳强度校核根据变化后的参数重复之前的步骤，得：=2.113；=74.75；=3.9；=2.43；=0.601；=0.985代入满足齿面接触疲劳强度条件。齿根弯曲疲劳强度校核根据变化后的参数重复之前的步骤，得：=2.111；；；；；；Y=0.745;=；；=137.85Mpa<=131.55Mpa<满足齿根弯曲疲劳强度要求，并且小齿轮抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。低速级齿轮设计结果：模数：；压力角：；齿轮精度：；中心距：a=183mm；变位系数：；螺旋角：=；小齿轮：齿数；齿宽=80mm；旋向：左旋；材料：；大齿轮：齿数；齿宽=75mm；旋向：右旋；材料：。㈡．高速级齿轮的设计：由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。高速级齿轮设计结果：模数：；压力角：；齿轮精度：；中心距：a=183mm；变位系数：；螺旋角：=；小齿轮：齿数；齿宽=80mm；旋向：右旋；材料：；大齿轮：齿数；齿宽=75mm；旋向：左旋；材料：设计结果，传动装置的实际相关参数：各级传动的实际传动比；运输带速度允许误差（）：因为，则此设计满足设计项目要求。㈢．齿轮的结构设计大齿轮齿顶圆直径:因为，则大齿轮设计成腹板式结构。相关的腹板式结构的具体参数，可由查手册得。z1＝20;z2＝78；=14Kt＝1.6;φd＝1;ZH＝2.433T=202.85N/mN=5.7×10N=1.5×10K=0.93K=0.95=68.2mm=3.8mmK=1.05K=1.4K=1.424=2.93;Y=0.815;K=0.85K=0.880.013846.832mmV=0.6m/sb=46.832mm9.161K=1.05=1.35=1.701a=183mm=d=74.75d=291.25=75mm=80mm七、轴计算及滚动轴承选择计算计算过程及说明结果二级同轴式斜齿圆柱减速器的简图：初步确定滚动轴承的润滑方式：对于圆锥滚子轴承，确定最高速轴Ⅰ轴的润滑方式：；查手册采用脂润滑；则，其他各低速轴承都适合采用脂润滑方式。.Ⅰ轴的设计Ⅰ轴上的功率选择轴的材料计算轴的最小轴径根据材料以及轴的估计受力情况，选；则因为轴需要开键槽，所以轴的直径要增大，则考虑转矩变化很小，故取，则联轴器的转矩：则查《机械设计手册》（软件版），选用GB5014-2003中的LX1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250000N·ｍｍ。半联轴器的孔径，轴孔长度L＝38ｍｍ,J型轴孔,相应地,轴段1的直径,轴段A的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取。4．轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案（见前图）2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）为满足半联轴器的轴向定位要求，B轴段右端需制出一轴肩，轴肩高度,故取B段的直径（2）初选型号30206的圆锥滚子轴承参数如下基本额定动载荷基本额定静载荷故轴段7的长度与轴承宽度相同,故取（3）轴段E上安装齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段E的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽,故取（4）齿轮右端用轴套固定,由此可确定轴段C和F,即（5）取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,取,取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁间的距离S=8mm,取轴承宽度C=14mm.由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm,取联轴器轮毂端离K=20mm.故（6）键连接.齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。由表6-1查得平键截面b×h=10mm×8mm,键槽用键槽铣刀加工，长为63mm,同时为保证齿轮和轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的合为H7/n6;同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为8mm×7mm×22mm,半联轴器与轴的配合为H7/k6.5.轴的受力分析1)画轴的受力简图Ⅰ轴的扭矩：；作用在齿轮上的圆周力：；作用在齿轮上的径向力：作用在齿轮上的轴向力：；在水平面上在垂直面上故总支承反力计算轴的弯矩结合上面Ⅰ轴的结构设计简图以及Ⅰ轴的计算受力简图，分别计算轴的水平弯矩、垂直弯矩和合成弯矩。计算垂直弯矩：根据轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取。根据材料轴的计算应力：=1.1279因为，安全。 .Ⅲ轴的设计由于Ⅱ轴的结构和装配与Ⅲ轴和Ⅰ轴的装配位置相关，所以设计完Ⅰ轴和Ⅲ轴后才能设计Ⅱ轴的结构和装配。Ⅲ轴的转矩选择轴的材料计算轴的最小轴径根据材料以及轴的估计受力情况，选；则因为轴需要开键槽，所以轴的直径要增大，则考虑转矩变化很小，故取，则联轴器的转矩：则，由手册查得取联轴器为。轴的结构设计轴的结构设计如上图确定轴的各段直径A段：由联轴器内孔决定，查手册得；B段：对联轴器右端面定位，采用轴肩定位，轴段倒角，故定位轴肩高度,且考虑到此段轴需要毡圈密封，则，取=62mmC段：轴承安装段，查手册初选圆锥棍子轴承30213，则=65；D段：为齿轮安装轴段，则取=70。E段：为定位轴肩，需要满足定位轴肩高度，则取；G段：轴承安装段，则=62mmF段：为定位轴肩，=77mm确定各轴段的长度A段：安装联轴器，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上，取；G段：安装轴承段，由轴承型号得=24.75mm；E段：为定位轴环，轴环宽度，取；B段：轴承端盖安装段，取轴承端盖总宽度20mm，根据便于安装轴承端盖取端盖的外断面与半联轴器右端面的距离为，则=50mmD段：为齿轮安装轴段，齿轮宽度b2=75，为了使套筒能可靠地定位齿轮，所以取LD=71mm；C段：根据脂润滑要求，轴承端面距离箱体内壁的距离取；取齿轮端面与箱体内壁距离；F段：为了保证Ⅲ轴上的齿轮相对于轴承支承对称，则LF=24；轴上零件的周向定位联轴器与轴的定位：由手册查及，齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。由表6-1查得平键截面b×h=20mm×12mm,键槽用键槽铣刀加工，长为63mm,同时为保证齿轮和轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的合为H7/n6;同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为16mm×10mm×70mm,半联轴器与轴的配合为H7/k6.轴的校核Ⅰ轴的扭矩：；作用在齿轮上的圆周力：；作用在齿轮上的径向力：作用在齿轮上的轴向力：；计算支承反力在水平面上在垂直面上故总支承反力3)画弯矩图故根据轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取。根据材料=16.39因为，安全。.Ⅱ轴的设计1.中间轴上的功率；转矩2.求作用在齿轮上的力高速大齿轮:低速小齿轮:3.初定轴的最小直径选轴的材料为４５钢，调质处理。根据表１５－３，取于是由式１５－２初步估算轴的最小直径取轴的最小直径为35mm。4.轴的结构设计拟定轴上的零件装配方案（轴承为正装的）初步选择滚动轴承为30207LX1型弹性柱销联轴器圆锥滚子轴承30206八、键联接的选择和计算计算过程及说明结果（1）高速级与联轴器联接处键为采用圆头普通平键键为查表得6-2查得许用应力=100～120Mpa，取其中间值=110Mpa，键工作长度L’=L-b=22-8=14mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=3.5mm,得==23.57Mpa<=110Mpa(合格)(2)中间轴键校核：键初步选择为现在校核该键其中k——键与轮毂槽的长度，k=0.5h；l——键的工作长度；d——轴的直径；[]——材料的许用挤压应力。由上可知，键2的强度合格！(3)低速轴与联轴器配合的键查表得6-2查得,许用应力=100～120Mpa，取其中间值=110Mpa。键工作长度，L’=l-b=70-16=54mm,键与轮毂键槽的接触高度,=5mm,得，==32.8Mpa<=110Mpa(合格)(4)低速轴与齿轮配合的键查表得6-2查得,许用应力=100～120Mpa，取其中间值=110Mpa。键工作长度，L’=l-b=63-20=43mm,键与轮毂键槽的接触高度,k=6mm,得，==64Mpa<=110Mpa(合格)箱体结构及减速器附件设计计算过程及说明结果箱体结构尺寸的相关参数表名称符号计算公式结果（mm)箱座壁厚8箱盖壁厚8箱体凸缘厚度地脚螺钉直径20地脚螺钉数量n4轴承旁联接螺栓直径16箱盖、箱座联接螺栓直径10连接螺栓的间距L轴承端盖螺钉直径视孔盖螺钉直径6定位销直径至外箱壁距离分别台及凸缘的结构尺寸表得至凸缘边缘的距离分别台及凸缘的结构尺寸表得轴承旁凸台高度和半径以便于扳手操作为准；箱体外壁至轴承端面距离50大齿轮顶园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旁连接螺栓距离尽量靠近，以和互不干涉为准，一般取（1）视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看