设计说明书1

机械设计课程设计计算说明书设计题目：展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器06级徐素霞学号：2064020592指导教师：任靖日2009年6月200年6月5日机械设计课程设计农机专业徐素霞指导教师：任靖日第2页共30页2006级《机械设计课程设计》说明书设计题目：设计传动设备用的展开式两级斜齿圆柱齿轮减速器。用于传送清洗零件，单班制工作，工作时有轻微振动。每年按300天计，轴承寿命为齿轮寿命的三分之一以上。工作量：减速器总装配图；齿轮零件工作图；轴的零件工作图；设计计算说明书一份。指导教师：任靖日参考资料：1机械设计(第八版)濮良贵纪名刚主编2006年、高等教育出版社2机械零件设计手册3机械设计课程设计席伟光杨光和李波主编、2003年、高等教育出版社4机械课程设计简明手册骆素君朱诗顺化学工业出版社卷筒直径D/mm运输带速度υ/(m/s)运输带所需扭矩/(N˙m)3600.70400200年6月5日机械设计课程设计农机专业徐素霞指导教师：任靖日第3页共30页计算及说明结果一、减速器结构分析分析传动系统的工作情况1、传动系统的作用：作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。2、传动方案的特点：特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。3、电机和工作机的安装位置：电机安装在远离高速轴齿轮的一端；工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。η2η3η5η4η1IIIIIIIVPdPw图一:(传动装置总体设计图)初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。200年6月5日机械设计课程设计农机专业徐素霞指导教师：任靖日第4页共30页计算及说明结果二、传动装置的总体设计（一）、选择电动机1、选择电动机系列按工作要求及工作条件，选用三相异步电动机，封闭式扇式结构，即：电压为380VY系列的三相交流电源电动机。2、选电动机功率（1）、传动滚筒所需有效功率KWFVPw0.10100025.180001000=×==（2）、传动装置总效率816.096.099.099.097.095.0η96.0η99.0η)(99.0η)7(97.0η95.0ηV11.2]2[ηηηηηη42CYCBGVB42＝＝得＝传动滚筒效率：＝联轴器效率：一对＝滚动轴承效率：级精度＝闭式齿轮传动效率：＝带传动效率：确定各部分效率如下：－表按文献××××=CYCBGVB（3）、所需电动机功率KWPPWr91.1816.056.1η3、确定电动机转速下表：、符合条件的电动机如、传动滚筒转速)2(min/15.3736.0π7.060π60)1(rDVnW型号Y132s-4Y132s1-4Y132-M2-6Y160MZ-8额定功率KW5.55.55.55.5电机满载荷转速转/分14402900960720滚筒转速转/分37.237.237.237.2总传动比38.777.925.819.4带i2222Pw=1.56kwη=0.816pr=1.91kwnw=37.15r/min200年6月5日机械设计课程设计农机专业徐素霞指导教师：任靖日第5页共30页减i19.3538.9512.99.7由此比较，应选Y132s－4，结构紧凑。]表9-40选取电动机的外形及安装尺寸D＝42㎜，中心高度H＝132㎜，轴伸长E＝80㎜。4、传动比分配（1）、两级齿轮传动比公式iiii)4.1~3.1()4.1~3.1(221（2）、减速器传动比53.34865.47.38∑486.448.153.1∑3.148.155.27.38∑5.27.3812.371460min/1500min,/18.41min/14604L160Y12100iiiiiiiiinnirrnrnVBVBWW则低速级的传动比为：＝级的传动比为：取两级齿轮减速器高速：，则减速器的传动比为取总传动比。同步转速，传动滚筒轴转速＝，满载荷转速－由选定电动机5、运动条件及运动参数分析计算mmNnPTrinnKWPPmmNnPTrnVB300005761081.155.955.9min/5765.2144018.195.0.911ηηP111267055.9min/1440KW91.1PP0031110101001010000r0轴即减速器的高速轴轴：，，＝＝轴即电动机转轴轴：53.3486.448.15∑7.3821iiii200年6月5日机械设计课程设计农机专业徐素霞指导教师：任靖日第6页共30页计算及说明结果mmNnPTrinnKWPPPmmNnPTrinnKWPPPmmNnPTrinnKWPPPBCBGBG4300004.361064.155.955.9min/4.3614.3664.199.099.067.1ηηη444381004.3610.67155.9min/4.3653.34.12867.199.097.074.1ηηη331294004.1281074.155.955.9min/4.128486.40.57674.199.097.0.181ηηη22344434343343433332323223233222121211212轴即传动滚筒轴轴：轴即减速器低速轴轴：轴即减速器中间轴轴：（二）、定V带型号和带轮1、工作情况系数由文献【1】由表11.5得1.1AK2、计算功率91.191.11.1PKPAc3、选带型号由文献【1】表11.15选取A型4、小带轮直径由文献【1】表11.6选取mmD1301=5、大带轮直径mmDmmnnDD200%)1ε(198576144080)01.0-1()ε1(22112取取6、大带轮转速min/24.570200144080)01.0-1()ε-1(2112rDnDn7、验算传动比误差1.1AKkWPc91.1取A型mmD801198mmD2n570.24r/min2200年6月5日机械设计课程设计农机专业徐素霞指导教师：任靖日第7页共30页计算及说明结果（1）、理论传动比5.2576144021nni（2）、实际传动比525.280)01.01(200)ε1(12'DDi（3）、传动比误差%3%15.25.2-525.2-Δ'iiii合适（4）、验算带转速25m/ss/6.03m100060144080π100060nDπν11合适8、计算带长（1）、求mDmm140280200DDDD212m（2）、求mm602802002D-DΔ12（3）、初取中心距700mma0=（4）、带长1844.7mm700607002140πaΔ2aDπL2020m（5）、基准长度mmLd19409、求中心距和包角（1）、中心距mmDLDLamdmd56.7474063505.978)140π1940(414140π1940Δ8)π(414π2222（2）、小带轮包角4.1706065.74780-20018060180α121aDDs/9.93mν=mmmmDm5.97Δ5.227==mmLd1940mma65.7471204.170α1200年6月5日机械设计课程设计农机专业徐素霞指导教师：任靖日第8页共30页计算及说明结果10、求带根数（1）、传动比5.2576144021nni由表11.8;81.00kWP由表11.798.0ak；由表11.1203.1LK；由表11.10;17.0Δ0kWP（2）、带根数93.1)Δ(00LackkPPPz11、求轴上载荷（1）、张紧力22003.610.0)98.098.0-5.2(203.691.1500)5.2(500qvkkvzPFaac（由表11.4q=0.10kg/m）（2）、轴上载荷24.170sin46.126522αsin210ZFFQ12、结构设计小带轮mmD801；大带轮mmD2002（三）、高速轴齿轮的设计与校核1、选材根据文献【1】表12.7知选小齿轮：40Cr，调质处理2601=HB选大齿轮：45钢，调质处理2402=HB2、初步计算（1）、转矩1TmmNT3000057681.11055.961（2）、尺宽系数d由文献【1】表12.13，取0.1d（3）、接触疲劳极限由文献【1】图12.17cMPaMPaHlinHlin580σ710σ21==MPaMPaHHHH5225809.09.0≈]σ[6396409.09.0≈]σ[2lim21lim1=×==×=525.2=i取z=2根NF46.1260NFQ5042601=HB2402HBmmNT300001MPaMPaHlinHlin580σ710σ21==MPaMPaHH522]σ[639]σ[21==200年6月5日机械设计课程设计农机专业徐素霞指导教师：任靖日第9页共30页计算及说明结果由文献【1】由表12.16，取90=dAmmuuTAdrbdd7.455.415.4522130000901]σ[ψ≥323211（4）、确定中心距mmida15.1372)15.4(932)1(13、配凑中心距取%1%04.0%100-Δ;484.430131;139486.430;31'12'21iiiiZZiZZ合适（1）、核算61.1314635.49;9635.49484.513721211121zdmmmZZadt由文献【1】表12.3取3nm；'13581461.16.1arccosβtnmm之间，合适介于15~8mmzmdmmzmdnn225βcos;50βcos2211（2）、验算mmdda5.13727521)(2121mmdbd50ψ1所以取mmb601取mmb5024、接触强度校核（1）、圆周速度Vsmndv/507.110006057650π100060π11（2）、精度等级由表12.6知：选8级精度（3）、使用系数AK由表12.9知：35.1=AK（4）、动载系数vK由图12.9知：vK=1.12（5）、齿间载荷分配系数HK由表12.10知，先求：NdTFt120050300002211mmd501取mma137取1393121ZZmmd9635.4916.1nm'135814β=mmd2252mmb50mmb601mmb502sm/507.1ν8级精度35.1=AKvK=1.12NFt6318200年6月5日机械设计课程设计农机专业徐素霞指导教师：任靖日第10页共30页计算及说明结果mNmNbFKtA/100/4.3250120035.191.0102620cos20cos135814cosαcosαcosβcosβcos102620135814cos20tanarctanβcosαtanarctanα822.3114.2708.1εεε;114.2βtanππβsinε708.1βcos)]1391311(2.388.1[βcos)]11(2.388.1[ε''''βα1β21∂tnbntrdnzmbZZ由上所得：06.291.0708.1βcosε22ααα====bFHKK（6）、齿向载荷分布系数HK由文献【1】表12、11482