减速器设计说明书

1、西南科技大学城市学院本科生课程设计 目 录第1章 课程设计任务书.31.1运动简图31.2已知条件31.3原始数据31.4设计工作量3第2章 电动机的选择. 42.1电动机类型和结构的选择42.2电动机容量的选择42.3电动机转速的选择42.4电动机型号的确定4第3章 传动比分配.53.1总传动比i的确定53.2各级传动比的分配5第4章 传动装置的运动和动力参数.64.1各轴转速64.2各轴功率64.3各轴转矩6第5章 齿轮的传动计算.75.1高速级齿轮75.2低速级齿轮125.3锥齿轮13第6章 减速器机体的尺寸设计.16第7章 轴的设计.187.1低速轴设计187.2中间轴设计237.3高

2、速轴设计25第8章 键的选择及强度校核.268.1高速轴上的键的设计与校核268.2中间轴上键设计校核268.3低速轴上的键的设计与校核27第9章 轴承寿命计算及静强度.289.1轴承的设计计算289.2轴承设计校核29参考文献.31 31第1章 课程设计任务书1.1运动简图1 1-电动机；2、4联轴器；3圆柱斜齿轮减速器；5开式圆锥齿轮传动；6主轴；7盘磨1.2已知条件每日两班制工作，工作年限为10年，传动不逆转，有轻微振动，主轴转速的允许误差为5%。1.3原始数据 表1-1 原始数据组别n主(rpm)i锥P电(Kw)n电(rpm)72452349601.4设计工作量1.手绘减速器装配图一张

3、（A2）；2.CAD绘制轴、齿轮零件工作图各一张(A3)；3.设计说明书一份。第2章 电动机的选择2.1电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转,所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。2.2电动机容量的选择a) 工作机所需功率Pw Pw4kWb) 电动机的输出功率 PdPw/ 0.904 Pd4.42kW2.3电动机转速的选择 初选为同步转速为1000r/min的电动机2.4电动机型号的确定根据已知任务书给定的技术参数，综合考虑电动机和转动装置的尺寸,重量，因此选取电动机型号为Y132M16，额定功率为4KW，满载功率960r/min。 第3章 传动比分配3.

4、1总传动比i的确定由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速可得传动装置总传动比3.2各级传动比的分配取锥齿轮传动比：课程设计指导书采用展开式：减速器传动比：高速传动比：，低速级传动比： 第4章 传动装置的运动和动力参数4.1各轴转速高速轴1的转速:中间轴2的转速：低速轴3的转速：主轴6的转速：4.2各轴功率高速轴1的功率：中间轴2的功率：低速轴3的功率:主轴6的动率：为电动机的额定功率；为联轴器的效率；为一对轴承的效率；为高速级齿轮传动的效率；为低速级齿轮传动的效率；为锥齿轮传动的效率。4.3各轴转矩高速轴1的转矩：中间轴2的转矩：低速轴3的转矩：主轴6的转矩：第5章 齿轮的传动计算5.1高速

5、级齿轮传递功率 P=3.96(kW) 传递转矩 T=39.39(Nm) 传动比 i=3.04 图5-1 高速级齿轮设计参数输入图5-2 高速级齿轮布置与结构图5-3 高速级齿轮材料的选择齿轮的材料，精度和齿数选择：因传递功率不大，转速不高，小齿轮用40Cr，大齿轮用45号钢，锻选项毛坯；大齿轮，正火处理，小齿轮调质，均用软齿面，小齿轮硬度为275HBS，大齿轮硬度240HBS。齿轮1材料及热处理 Met1=40Cr 齿轮2材料及热处理Met2=45齿轮1硬度取值范围HBSP1=235275 齿轮2硬度取值范围HBSP2=217255齿轮1硬度HBS1=275 齿轮2硬度HBS2=240图5-4

6、 选择高速级齿轮精度等级图5-5 高速级齿轮基本参数确定图5-6 高速级齿轮齿面静强度验算图5-7 齿根抗弯静强度验算高速级齿轮设计参数如表5-1所示表5-1 高速级齿轮相关参数项目、几何参数小齿轮大齿轮齿数2576法向模数/mm2.5法向压力角20分度螺旋角14.36有效齿宽/mm5550齿顶高系数1顶隙系数0.25全齿高系数2.25中心距/mm104分度圆直径/mm51.484156.511基圆直径/mm48.21157.024顶圆直径/mm77.258146.557根圆直径/mm46.484151.511齿顶高22齿根高2.52.5全齿高4.5表5-2 高速级齿轮强度校核强度校核小齿轮大

7、齿轮接触强度极限应（Mpa）553.1450抗弯疲劳基本值（Mpa）446.9320接触疲劳强度许用值683.1555.8弯曲疲劳强度许用值649.9495.3接触疲劳安全系数11弯曲强度用安全系数1.41.4接触强度计算应力522.7522.7弯曲疲劳强度计算应力109.5104 表5-3 高速级齿轮检查项目参数项目参数小齿轮大齿轮齿距累积公差0.040920.06466齿圈径向跳动公差0.033950.0444齿厚上偏差-0.01557-0.06347齿厚下偏差-0.23469-25389齿向公差0.015570.0063齿形公差0.01070.01202中心距极限公差0.02540.02

8、54齿距极限公差0.014670.01587公法线长度变动公差0.028150.03466切向综合公差0.051630.07668径向综合公差0.047530.06217轴向齿距极限公差0.015570.0063x方向轴向平行度公差0.015570.0063y方向轴向平行度公差0.007790.00315齿顶高系 ha*=1.00 顶隙系数 c*=0.25压力角 *=20(度) 端面齿顶高系数 ha*t=0.97118端面顶隙系数 c*t=0.24279 端面压力角*t=20.5446277(度)端面啮合角t=20.5446278(度)5.2低速级齿轮 低速级齿轮已知参数：传递功率 P=3.6

9、5(kW) 传递转矩：T=258.27(Nm)齿轮1转速n1=134.95(r/min) 齿轮2转速：n2=57.67(r/min)传动比 i=2.34根据高速级齿轮设计方法得低速级齿轮相关参数如表5-4所示表5-4低速级齿轮相关参数项目、几何参数小齿轮大齿轮齿数2865法向模数/mm2.5法向压力角20分度螺旋角14.36有效齿宽/mm8075齿顶高系数1顶隙系数0.25全齿高系数2.25标准中心距119.9992中心距120分度圆直径/mm72.258167.741基圆直径/mm67.641157.024顶圆直径/mm77.258172.742根圆直径/mm66.008161.492齿顶高

10、2.52.501齿根高3.1253.124全齿高5.625弧齿厚4.0544.054重合度4.0095.3锥齿轮（1）选定圆锥齿轮的类型，精度等级为七级，材料及齿数1）按照传动方案选用直齿圆锥齿轮传动交角= 90;2)由于直齿圆锥齿轮的小齿轮转速不高,初选7级精度;3)材料选择由直齿锥齿轮加工多为直齿，不宜采用硬齿面，小齿轮选用40Cr钢，调质处理，齿面硬度取280HBS，大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240HBS。选取小齿轮齿数为，则（2）按齿面接触疲劳强度设计按式教材机械设计（10-26）试算，即 确定公式内各计算值, 试选载荷系数1）计算小齿轮传递的转矩。2）选取齿宽系数：3）由表10

11、-6查得材料的弹性影响系数：4)由图10-21d按齿面强度查得小，大齿轮的接触疲劳强度极限5）由式10-13计算应力循环次数6)由图10-19取接触疲劳寿命系数7)计算接触疲劳许用应力。取失效概率为0.01，安全系数S=1由式10-12得：8)许用接触力：（2）计算=116.780mm确定大端模数 取m=5确定锥距 齿宽b: 大齿齿宽,小齿齿宽分度圆的直径: 分度圆锥角: 当量齿数:（3）按齿根弯曲强度设计由 式 10-5得弯曲强度的设计公式为:1）确定公式内的各计算数值试选 ，由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限2）查取齿形系数：由表10-5查得3）查取应力校

12、正系数：由表10-5查得 4）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数5）计算弯曲疲劳许用应力:取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 10-12 得6）计算大、小齿轮的 并加以比较比较大齿轮的数值大。(4）设计计算:=3.864mm低速级大齿轮如图：锥齿轮如图:第6章 减速器机体的尺寸设计减速器机体结构尺寸参数如表6-1表6-1 减速器机体结构尺寸名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M16地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M8轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）8视孔盖螺钉直径=（0.3

13、0.4）8定位销直径=（0.70.8）6，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4221813，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42011外机壁至轴承座端面距离=+（812）43.5大齿轮顶圆与内机壁距离1.215齿轮端面与内机壁距离16机盖，机座肋厚7 8.5轴承端盖外径+（55.5）82（1轴）92（2轴）120（3轴）轴承旁联结螺栓距离82（1轴）92（2轴）120（3轴）据减速器机体参数得机体结构如图6-1所示图6-1 减速器结构图第7章 轴的设计7.1低速轴设计选取轴的材料为45钢,调质处理低速轴转速：低速轴功率:低速轴转矩：由教材机械设计15-2初步估算轴的最小直径：取 输出轴的最

14、小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号取 。因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的直径，故取轴的总体设计信息如下：图7-1 低速轴总体信息输入图表7-1 低速轴轴段载荷信息表直径距左端距离垂直面剪力垂直面弯矩水平面剪力水平面弯矩轴向扭距57191.5-1155.25-64401.64-3079.75118.47258299.4表7-2 低速轴支反力计算距左端距离mm水平支反力N垂直支反力N1372244.11162.42338835.65-7.16表7-3 内力计算x/mmd/mmm1/N

15、.mmm2/N.mm1375000 191.55713737.42122426338501.031.02低速轴结构图如图7-2所示：图7-2 低速轴结构示意图长度（mm）直径(mm)8040404834507557106073.5525150表7-4 低速轴各段直径长度 图7-3 低速轴弯矩应力校核图图7-4 低速轴安全系数校核图图7-5 低速轴弯曲刚度校核图图7-6 低速轴扭矩图 图7-7 低速轴合弯矩图 图7-8 低速轴水平弯矩图7-9 低速轴垂直弯矩图7.2中间轴设计（设计方法和低速轴一样）中间轴的转速：中间轴的转速：低速轴的转矩：由机械设计取 由于 dmin=26.93 mm，轴上开有

16、两键槽，增加后轴径d=30mm取安装轴承处（该轴直径最小处） 轴径d=30mm表7-5中间轴的各段直径长度长度（mm）直径(mm)3030243248341040783421.5322730图7-9 中间轴结构图图7-10 中间轴水平弯矩图图7-11 中间轴合弯矩图7.3高速轴设计(设计方法与低速轴一样，得低速轴参数)高速轴转速:高速轴功率：高速轴转矩： 取轴最小直表7-6高速轴各段长度直径长度（mm）直径(mm)302521.530523510930302540243620图7-12 高速轴结构图经校核，参数符合要求第8章 键的选择及强度校核8.1高速轴上的键的设计与校核齿轮、联轴器、与轴的

17、周向定位都是平键连接，由表 6-1 查得联轴器上的键尺寸为 bhL =6625 mm，联轴器采取过渡配合，但不允许过盈，所以选择 H7/k6，轴与轴承之间采取过度配合，轴的直径公差采用 m6（具有小过盈量，木锤装配）查得图8-1 高速轴键校核计算8.2中间轴上键设计校核已知，参考教材，由式 6-1可校核键的强度，由于d=3038 mm所以取bh=108 mm查表得 取低速级键长为 63 mm，高速级键长为 36 mm。图8-2 中间轴键校核计算8.3低速轴上的键的设计与校核已知装齿轮处轴径 d=52 mm，T=258.3 Nm。 参考教材，由式 6-1 可校核键的强度，由于 d=5058 mm,所以取查得 轴器处的轴径d=40mm,T=258.3Nm,由于d=38-44mm,所以图8-3 低速轴键校核计算第9章 轴承寿命计算及静强度9.1轴承的设计计算图9-1 滚动轴承参数输入图9-2 滚动轴承的选择图9-3 滚动轴承当量载荷计