同轴式二级斜齿圆柱齿轮减速器-设计说明书

1xx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2目录一、设计任务二、传动方案拟定三、电动机的选择四、计算总传动比及分配各级的传动比五、运动参数及动力参数计算六、传动零件的设计计算七、轴的设计计算及滚动轴承选择八、键联接的选择及校核计算九、箱体结构及减速器附件设计十、润滑方式及密封设计参考文献3一、机械课程设计任务书题目：二级同轴式斜齿减速器（一）设计条件：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35℃；2.使用折旧期：8年（一年300天）；3.检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4.动力来源：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。（二）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（三）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）44、设计说明书一份，6000—8000字。（四）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（五）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。5二、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6三、电动机选择计算过程及说明结果(1)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NF3200、工作速度为smV/2.1。查《机械课程设计手册》得，圆锥滚子轴承效率99.01联轴器效率99.02斜齿圆柱齿轮传动效率（7级精度，油润滑）97.03；(2)选择电动机的容量电动机所需工作功率为：wdPPkw(a)工作机需要的工作功率：PW=1000Fvkw(b)将（b）式代入（a）式得；Pd=1000vF传动装置的总效率为：886.0234221所以，电动机所需功率Pd=1000Fv=4.334kw总效率886.0Pd=4.334kw7(3)计算电动机的转速范围①计算滚筒的转速滚筒的直径D=360mm滚筒的转速wn601000vD=②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‘1=8-40,故电动机转速的可选范围为：n'd=i'1n=(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mn960r/min，同步转速1000r/min.wn=63.7r/mini‘1=8-40电动机参数：P额=5.5Kw；n满载=960r/min；n同步=1000r/min8四、计算总传动比及分配各级的传动比计算过程及说明结果①总传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机(滚筒轴)主动轴转速n，可得传动装置总传动比为i总＝nm/nw＝960/63.7=15.071②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：12ii则，取9.3071.1521总iiii总=15.0719.321ii五、运动参数及动力参数计算计算过程及说明结果(1)各个轴的转速Ⅰ轴的转速nⅠ=nm=960r/min;Ⅱ轴的转速nⅡ=高ni=246.15r/minⅢ轴的转速nⅢ=低ni=63.12r/min(2)各个轴的输入功率电动机轴wdPPP总=5.5kWⅠ轴的功率P5.445kWⅡ轴的功率PⅡ=5.229kWⅢ轴的功率PⅢ=5.021kW卷筒轴功率PⅣ=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/minP5.445kWPⅡ=5.229kWPⅢ=5.021kW9六、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：⑴选择齿轮的类型、精度等级、材料及齿数①根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角20。②带式输送机为一般传动机器，选用7级精度。③选择小齿轮材料为：(4020)8Cr调质，齿面硬度HBS；大齿轮材料为：524(4)0钢调质，齿面硬度HBS。④选小齿轮齿数Z1=20；则，大齿轮齿数78112izz；则齿数比9.3207812zzu；⑤初选螺旋角14；⑵按齿面接触疲劳强度设计2131)][(12HEHdttZZZZuuTKd①试选Kt＝1.6；②计算小齿轮的转矩T2=22nP9550=202.85N/m③选取齿宽系数1d；④查表得，区域系数2.433HZ；⑤查的材料的弹性影响系数12189.8EZMPa；⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zarctantancosarctantan20cos1420.562tnz1＝20;z2＝78；=14Kt＝1.6;φd＝1;ZH＝2.433T1=202.85N/m12EZ189.8Mpa＝562.20t10408.31997.23619.1587.1tan1zd717.0⑦计算螺旋角系数coscos140.985Z⑶计算接触疲劳极限许用应力①查的小齿轮接触疲劳极限lim1600HMpa；大齿轮接触疲劳极限lim2550HMpa；②计算应力循环次数N1=60n2jhL=60×246×1×（2×8×300×8）=5.7×108N2=21iN=1.5×108则，查的小齿轮的接触疲劳寿命系数K1=0.93；大齿轮的接触疲劳寿命系数K2=0.95；③取失效概率为1%，安全系数1S，则得[H]1=SKHHN1lim1=0.93×600=558MPa；[H]2=SKHHN2lim2=0.95×550=523MPa；则，取接触疲劳许用应力2[][]523HHMPa；④试算小齿轮的分度圆直径408.311at997.232at619.1587.1717.0Z985.0ZHlim1600MPa＝Hlim2550MPa＝N1=5.7×108N2=1.5×108K1=0.93K2=0.95[]523HMpa11mmZZZZuuTKdHEHdtt2.68)][(122131⑷调整小齿轮的分度圆直径①计算小齿轮的圆周速度11601000tdnv0.88m/s②计算齿宽和模数ntm11dtbd=68.2mm模数ntm1ntm=1coszdlt=3.8mm③计算实际载荷系数HK1．传动装置载荷均匀平稳，使用系数1AK2．根据11601000tdnv0.88m/s，7级精度，查得动载系数KV=1.053．计算齿轮的圆周力mmNmmNbFKtA/100/2.871得，齿间载荷分配系数KH=1.44．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H=1.4245．计算实际载荷系数HK＝VAKKKHKH=2.0936．按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径:d1=dt13tKK=74.595mm7．计算相应的模数619.3cos11zdmnmmdt2.681smv/88.01b=68.2mm1ntm=3.8mm1AKKV=1.05KH=1.4KH=1.424HK=2.93595.741d619.3nm12⑸按齿轮弯曲疲劳强度设计①试选1.3FtK②计算重合度系数arctantancosarctantan14cos20.56213.140bt707.1=0.689③计算螺旋角系数=0.815④计算FasaFYY1．计算当量齿数1vz＝1z/cos＝20/cos314＝21.892vz＝2z/cos＝98/cos314＝85.42．查表得，齿形系数75.21FaY；22.22FaY3．查表得，应力修正系数52.11SaY；81.11SaY4．查表得，小齿轮齿根弯曲疲劳极限lim1500FMPa；大齿轮齿根弯曲疲劳极限lim2380FMPa5．查表得，弯曲疲劳寿命系数K1FN=0.85K2FN=0.886．取弯曲疲劳安全系数1.4S，得[F]1=110.85500303.571.4FNFFKMpaS[F]2=SKFNFN22=238.86Mpa因为211][FSaFaYY0.0138211][FSaFaYY0.0168689.0Y;Y=0.815;126.27?＝vz2130.27＝vzlim1500FMPalim2380FMPaK1FN=0.85K2FN=0.8813则取][FSaFaYY211][FSaFaYY0.0138⑤试算模数mmntm272.2⑹调整齿轮模数①计算小齿轮分度圆直径cos1ntmd46.832mm②计算圆周速度V=0.6m/s③计算齿宽1dbd=46.832mm④计算宽高比hb9.161⑤计算实际载荷系数1．根据V=0.6m/s，7级精度，查得动载系数KV=1.052．查齿间载荷分配系数mmNmmNbFKtA/100/99.18413．查表得，齿间载荷分配系数1.2FK4．查得HK=1.424；结合11.452bh，查得FK=1.355．计算实际载荷系数FFavAFKKKKK=1.7016．按实际载荷系数计算齿轮模数485.23FTFntnKKmm综上，对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m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][FSaFaYY0.0138mmntm272.21d46.832mmV=0.6m/sb=46.832mmhb9.161KV=1.051.2FKFK=1.35FK=1.701485.2nm14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485.2nm，并取标准值5.2nm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径595.741d。则，小齿轮齿数95.28cos11nmdz，取291z；则，大齿轮齿数1.11312ziz，取1132z。1z与2z互为质数。⑺计算齿轮传动几何尺寸①计算中心距a=cos2)(21nmzz=182.93mm，取整183mm②圆整中心距后修正螺旋角=arccos083.142)(21