机械设计说明书电子版

《机械设计基础》课程设计计算说明书山东英才学院机械设计制造及其自动化专业08机制普本1班班级设计者一组指导教师周春梅、孙向东、孙芹、黄书亮2011年1月13日_________机械设计计算说明书山东英才学院目录机械设计计算说明书计算过程及说明重要结论第1页山东英才学院一．设计任务书及有关条件1.1设计题目及运动示意图：设计一用于带式运输机的两级斜齿齿轮减速器。运动示意图如图（1—1）所示：图（1-1）1、减速器装配图一张（A1号图纸）2、零件工作图两张（轴、箱体各一张，分别用A3、A2图纸）3、设计计算说明书一份（A4纸，6000-8000字）1.2工作条件：工作有轻微振动，经常满载、空载起动、单班制工作，运输带允许速度KN6.1F误差为5％减速器小批量生产，使用寿命五年。mm460D1.3原始数据：smv/40.1已知条件运输带拉力F(KN)卷筒直径D(mm)带速V(m/s)数据1.64601.401.4设计工作量：1、减速器装配图一张（A1号图纸）2、减速器上箱体工作图一张（A2号图纸）2、减速器中间轴工作图一张（A3号图纸）3、设计计算说明书一份（A4纸，6000-8000字）二．选择传动方案综合考虑，我们采用齿轮传动和带传动组成此传动方案。根据齿轮传动和带传动的不同特点，我们把带传动放在高速端与电动机相连，则齿轮传动放在低速端与工作机相连。传动方案如图（2-1）所示：机械设计计算说明书计算过程及说明重要结论第2页山东英才学院图（2-1）三．电动机的选择及其分配传动比3.1选择电动机：电动机是通用机械中应用极为广泛的原动机，是由专业生产厂家批量生产的系列化定型产品。其中Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机具有效率高、性能好、震动小等优点，适用于空气中不含易燃易爆或腐蚀性气体的场所和无特殊要求的机械上。根据课程设计对电动机无特殊的要求，可选用此系列的电动机。3.1.1确定电动机的功率：工作机所需的功率KWKW33.296.010004.116001000FvP滚电动机所需的功率PP0取带式输送机的效率为0.96，V带传动的效率为0.94，圆柱齿轮的传动效率为0.97，弹式联轴器的传动效率为0.99，滚子轴承的传动效率为0.98。（[文献2]表3-1）则：816.097.098.094.099.023223V2齿轮轴承连轴KW855.2KW816.033.2PP0确定电动机的额定功率mP使KWP68.3~855.2)3.1~1(P0m取KW3Pm（[文献2]表3-2）KW3Pm3.1.2确定电动机的转速：机械设计计算说明书计算过程及说明重要结论第3页山东英才学院工作机卷筒轴的转速min/16.58min/46014.34.1100060D1000v60nrr查阅[文献2]表3-1得：V带的传动比4~2iV，二级减速器的传动比40~8i减传动装置的总传动比160~16i总电动机的转速可取范围为min/6.9305~56.930min/16.58)160~16(rrnin总总符合此转速要求的电动机同步转速有min/1000r、min/1500r、min/3000r四种，考虑传动装置的结构紧凑，电动机体积大小，经济条件，加工难易程度等综合因素，最后选择同步转速为min/1500r的Y系电动机Y100L2-4列电动机Y100L2-4，其满载转速min/14200rnmin/14200rn电动机参数如表（3-1）所示：电动机型号功率同步转速满载转速Y100L2-43KWmin/1500rmin/14200rn表（3-1）3.2分配传动比及其参数的计算：3.2.1分配传动比：传动装置的总传动比为42.2416.5814200nni总42.24总i传动比的分配是传动系统总体设计的一个重要环节，能否合理分配传动比，直接影响到传动系统的外廓尺寸、重量、结构、润滑条件、成本及工作能力。为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑方式，应使高速级和低速级大齿轮的浸油深度大致相等，即两个大齿轮的直径应相近。本减速器属于展开式软齿面圆柱齿轮减速器，两级齿轮的配对材料相同、齿宽系数相等、齿面接触强度接近相等，传动比可根据经验公式ii)4.1~3.1(1（1i为高速级传动比；i为总传动比）进行分配。综合考虑取V带的传动比1.201i则减速器总传动比6.111.242.24viii总1.201i减速器高速级传动比9.36.113.13.112ii9.312i低速级传动比39.36.111234iii334i3.2.2计算传动装置的运动参数和动力参数：机械设计计算说明书计算过程及说明重要结论第4页山东英才学院高速轴I轴的转速min2.6761.21420010rinnII轴的传动功率KWKWPPmI80.294.099.03V联I轴的传动扭矩mNmNnPTIII54.392.6768.295509550中间轴Ⅱ轴的转速min38.1739.32.67612IrinnⅡⅡ轴的传动功率KWKWPP66.297.098.08.2I齿滚ⅡⅡ轴的传动扭矩mNmNnPT52.14638.17366.295509550ⅡⅡⅡ低速轴Ⅲ轴的转速min79.57338.17334rinnⅡⅢⅢ轴的传动功率KWKWPP53.297.098.066.2齿滚ⅡⅢ减速器运动和Ⅲ轴的传动扭矩mNmNnPT09.41879.5753.295509550ⅢⅢⅢ动力参数详见减速器运动参数和动力参数见表3-2表3-2减速器轴转速minr传动功率KW传动扭矩mNI轴676.22.8039.54Ⅱ轴173.382.66146.52Ⅲ轴57.792.53418.09（表3-2）四．带传动的零件设计计算由前计算可知V带传动的参数见下表4-1：传动功率0P转速0n传动比01i3KW1420minr2.14.1确定V带类型：V带功率KWKWPKA3.331.1P0C根据工作条件，查阅【文献1】（表9-21）取1.1AK由KWPrnC3.3,min14200查阅【文献1】（图9.13）与之相对应的V带类型为A型V带。机械设计计算说明书计算过程及说明重要结论第5页山东英才学院4.2确定A型V带及带轮基本尺寸：查阅【文献1】（表9.6、表9.9）取小带轮基准直径mmdd1121，设Vmmdd1121带相对滑动率02.0，大带轮基准直径2dd根据公式mmmmdiddd496.230)02.01(1121.2)1(1201根据【文献1】（表9.3）大带轮基准直径应圆整取mmdd2362mmdd2362带速smsmsmndvd532.8100060142011214.310006001smv32.8带速v在带速允许范围sm25~5范围内，合适，不必再修改。V带中心距0a根据公式)(2)(7.021210ddddddadd得mma696~6.2430，取mma5000V带基准长度dL根据公式0204)()(2221210addddaLddddd得mmLd048.15540根据【文献1】（表9.4）dL应圆整取mmLd1600mmLd1600实际中心距mmmmLLaadd98.5222048.15541600500200mma98.522中心距调整范围mmLaad98.498015.0minmmLaad98.57003.0max实际传动比107.211223612ddddi大轮转速sminnd94.673107.2142002速度误差%5%33.0%1002.6762.67694.6732IIdnnn符合要求。小带轮包角12041.1663.5798.5221122361803.57180121adddd41.1661符合要求。V带根数Z应根据公式LCCKKPPPPPZ)(][000进行计算。机械设计计算说明书计算过程及说明重要结论第6页山东英才学院查阅【文献1】（表9.4）取99.0LK,（图9.12）取97.0K)11(10ibKnKP由（表9.18）取3100275.1bK，由（表9.19）取传动比系数1373.1iK则03.197.099.0)]1373.111(1420100275.13[3.33Z取Z=2Z=2小带轮结构如下图4-1所示：Z=（图4-1）单根V带的初拉力20)197.05.2(21000qvZvPFCNN33.16332.81.0)197.05.2(32.8223.310002NF33.1630带轮轴上所受的压力NZFFQ47.612241.166sin33.163222sin210NFQ47.612五．减速器圆柱齿轮设计5.1选材及确定设计准则：5.1.1选择齿轮材料及精度等级：按【文献1】（表11.8）选择齿轮的材料为小齿轮1、3选用45钢调质，硬度为HBS250~220；大齿轮2、4选用45钢正火硬度为HBS250~220；因为是普通减速器，由（表11.20）选用8级精度，要求齿面粗糙度mRa3.6~2.35.1.2确定设计准则：由于该减速器为闭式齿轮传动，且两齿轮均为齿面硬度HBS小于等于350的软齿面，齿面点蚀为主要的失效形式。应先按齿面接触疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲强度。机械设计计算说明书计算过程及说明重要结论第7页山东英才学院5.2对第一副齿轮的设计：5.2.1按齿面接触疲劳强度设计：（1）载荷系数K查【文献1】（表11.10）取1.1K（2）齿数1z、螺旋角和齿宽系数d小齿轮的齿数1z取为27，则大齿轮的齿数3.105279.31122ziz271z大齿轮圆整取1052z1052z实际齿数比89.32710512'zzu齿数比误差%5%25.09.389.39.3'uuu，符合要求。初选螺旋角12因二级斜齿圆柱齿轮不对称布置而齿轮表面又为软齿面，由【文献1】（表11.19）取6.0d6.0d（3）许用接触应力H由【文献1】（图11.25）查得MPaH5601lim，MPaH5302lim由表11.9查得1SH。8111087.4)53008(12.6766060hjLnN8812121025.19.31087.4iNN查图11.28得05.11NZ，1.12NZMPaMPaSZHHNH58856005.11lim11MPaMPaSZHHNH5835301.12lim22取许用接触应力MPa583HMPa583H故mmmmuuKTdHdI27.495839.36.0)19.3(1054.391.143.76)1(43.76323321机械设计计算说明书计算过程及说明重要结论第8页山东英才学院模数mmmmzdmn78.12712cos27.49cos11由表11.3取标准模数mmmn2mmm212（4）确定中心距a和螺旋角mmmmzzma94.13412cos2)10527(2cos22112圆整后，取中心距mma13512mma13512圆整中心距后确定的螺旋角为101.121352105272arccos2)(arccos12211212azzm101.1212此值与初选螺旋角的值相差不大，所以不必重新计算。（5）主要尺寸计算mmmmzmd227.55101.12