两级减速器毕业设计说明书10级李鹏

1大连交通大学成人教育学院毕业设计（论文）题目:展开式两级圆柱斜齿轮减速器设计机械工程及自动化专业学生姓名李鹏班级2010级指导老师许斌职称(务)指导单位大连交通大学教研室主任完成日期2012年4月25日大连交通大学成人教育学院2毕业设计（论文）评阅书学生姓名李鹏班级2010级题目展开式两级圆柱斜齿轮减速器设计指导老师许斌职称（务）指导单位大连交通大学1.指导教师评语：签名：年月日2.答辩委员会综合评语：经毕业设计（论文）答辩委员会综合评定成绩为：答辩委员会主任（签字）年月日3大连交通大学成人教育学院毕业设计（论文）任务书题目:展开式两级圆柱斜齿轮减速器设计起止日期2012年3月15日至2012年6月25日学生姓名李鹏班级2010级指导老师许斌职称(务)指导单位大连交通大学教研室主任日期年月日4任务及要求：任务：展开式两级圆柱斜齿轮减速器用于传动设备传送清洗零件，单班制工作，工作时有轻微振动，工作期限8年。每年按300天计，轴承寿命为齿轮寿命的三分之一以上。原始数据：卷筒直径D（mm）输送带速度v（m/s）运输带所需扭矩T（N．m）4500.94001-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-卷筒6-运输带要求：1、选择电动机2、皮带、两级齿轮等传动件设计计算3、轴、轴承、键、联轴器设计计算或选择验算4、绘制减速器装配图(0号图幅)一张5、绘制零件工作图两张（轴类、齿轮各一张）6、编写设计说明书5毕业设计（论文）内容计：说明书（论文）26页表格2张插图2幅附设计图3张完成日期2012年4月25日6目录第一章原动机选择..................................7第二章机械系统运动和动力参数计算....................7第三章带传动的设计计算.............................9第四章高速级斜齿轮传动的设计计算...................11第五章、低速级斜齿轮传动的设计计算..................14第六章、轴的设计计算及校核.........................18第七章、滚动轴承的选择计算.........................23第八章、键联接的选择及验算........................25第九章、联轴器的选择..............................25参考文献.........................................267计算与说明主要结果第一章、电动机的选择1.1、传动总效率由《机械设计课程设计》第十章表10-1查得：V带传动效率95.0b，齿轮（8级精度）效率97.0g，一对滚动轴承效率98.0r，万向联轴器效率98.0c；则，电动机到运输机的传动总效率为:32320.950.980.980.970.824bcrg1.2、工作机所需功率wP与电动机所需的工作功率dP24002T0.9VFV0.45D==1.6kw1000100010001.61.940.824wwdaPPPKW查Y系列电动机技术数据，选电动机额定功率edP为3kW的Y132S—6电动机。查表10-3得电动机技术数据和主要尺寸如下表：第二章、传动系统的运动和动力参数计算2.1、计算传动装置总传动比和分配各级传动比2.1.1传动装置总传动比工作机转速6010006010000.938.22/min3.14450wvnrD传动装置总传动比96025.11838.22mwnin2.1.2分配传动装置各级传动比根据表4.2—9取带传动传动比5.2bi型号额定功率edP/kW满载转速)min/(1rnm同步转速)min/(1rn电动机中心高H/mm外伸轴直径和长度D/mm×E/mmY132S—63960100013238×80824.0=η最后确定电机Y系列三相异步电动机型号为Y132S—6，额定功率3kW，满载转速mn960r/min。8则减速器传动比为25.118=10.052.5giiib而21iiiiiibgb，令213.1ii，代入上式求得：高速级传动比13.61i，低速级传动比22.78i。2.2、传动装置的运动和动力参数2.2.1各轴转速min/3845.2/960/1rinnbm211/384/3.61106.4/minnnir322/106.4/2.7838.26/minnnir2.2.2各轴功率11.940.951.843dbPPkW211.8430.980.971.862rgPPkW321.8620.980.971.77rgPPkW2.2.3各轴转矩09550/95501.94/96019.299dmTPnNm1119550/95501.843/38445.835TPnNmNm2229550/95501.862/106.4167.125TPnNmNm3339550/95501.77/38.26441.806TPnNmNm9550/95501.6/38.22399.79计算结果如下表：轴名参数电动机轴1轴2轴3轴工作机轴转速)min/(1rn960mn3841n2106.4n338.26n38.22wn功率P/kW1.94dP11.843P21.862P31.77P1.6wP转矩T/N·m019.299T145.835T2167.125T3441.806T399.79wT传动比i2.53.612.78113.61i22.78i3841n2106.4n338.26n11.843P21.862P31.77P145.835T2167.125T3441.806T9效率η0.950.960.960.97第三章带传动的设计计算3.1、确定计算功率caP查表（未指明哪本书表的均代表教材的表）13-8取工作情况系数AK=1.1则：1.11.942.134caAdPKPkW3.2、选择V带的带型由2.134caPkW,mn=960r/min选用普通A型V带。3.3、选择带轮1D、2D由表5-7，查取A型带轮mmD75min，应使min1DD，小带轮转速较低，选mmD1101。3.4、验算带速根据《机械设计》式子（8－13）计算带的速度。带速不宜过低或过高，一般应使v＝（5～25m/s），而smDvn/53.510006096011014.3100060带速在5~25m/s之间，故1D选择合适。3.5、计算大带轮的基准直径mmiDD2751105.212参考表5-8给出的带轮直径系列，取mmD2802。转速误差%5018.02752752803.6、确定中心距a和带长dL3.6.1由式（5-18）)(2)(7.021021DDaDD得，mmamm7802730根据《机械设计》式子（8－20），初选mma4000普通A型V带mmD1101mmD280210由《机械设计》式子（8－22）计算所需的基准长度带长mmDDDDaLd1430400)()(22212210由《机械设计》表8－2取带的基准长度mmLd14003.6.2按《机械设计》式子（8－23）计算实际中心距a中心距mmLLaadd38520中心距a的调整范围mmLaad364015.0minmmLaad42703.0max7、验算小带轮上的包角α1由式（5-4）1543.57180121aDD90,故合理。8、确定V带根数按式（5-21）cadKKPPPz)(00由mmD1101和n1＝960r/min，查表8－4a得kWP03.10由表5-10查得kWP11.00由表5-9查得93.0aK由表5-3查得96.0LK代入求根数公式（5-21），得001.9()daLPzPPKK取z=2,符合表5-7推荐的轮槽数。9、确定初拉力0F查表5-4得mkgq/1.0按式（5-22）2202.51.942.5500(1)500(1)0.10.6314825.530.93daPFqvNzvKmmLd1400mma385=V带根数=21110、计算作用在轴上的压力FQ101542sin22148sin57722QFzFN第四章高速级斜齿轮传动的设计计算4.1、选择齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮，软齿面传动。4.1.1材料：材料选45钢，软齿面传动。小齿轮调质，齿面硬度230~240HBS，大齿轮正火，齿面硬度190~200HBS。4.1.2齿轮精度运输机为一般工作机，速度不高，按GB/T10095－1998，选择8级精度。4.2、选取齿轮齿数和螺旋角初选121z，13.61i，211213.6175.81zzi，取276z。初选螺旋角=10°4.3、按齿面接触疲劳强度设计4.3.1据式（6-3）有213121()[]EHttdHZZZZKTudu其中，因载荷有轻微冲击，初选tK=1.8，148.198TNm由表6-6，选取齿宽系数9.0d由表6-5，选取材料的弹性影响系数MPazE8.189由图6-14，选取区域系数46.2Hz由式（6-7）得，121111[1.883.2()]cos[1.883.2()]cos101.682176zz由图6-13，查得弹性系数77.0z，99.0cosz由式（6-12），计算应力循环次数81160603841830084.4210hNnjL881214.42101.25103.527NNi811042.4Ν×=821025.1Ν×=12由图6-15查得，寿命系数11.06NZ,21.12NZ由图6-16d查得，MPaH5401lim，MPaH3902lim，取1minHS，则lim111min5401.06[]572.41HNHHZMPaMPaSlim222min3901.12[]436.81HNHHZMPaMPaS则许用接触应力2[]436.8HHMPa取较小值将确定后的各项数值代入设计公式，求得：21312321()[]21.8458353.611189.82.460.770.99()53.50.93.61440.7EHttdHZZZZKTudummmm4.3.2修正td1及计算圆周速度113.1453.5384/1.1/601000601000tdnvmsms由表6-3取使用系数25.1AK由图6-7取动载系数04.1vK由图6-19取齿向载荷分布系数08.1K由表6-4取齿间载荷分布系数2.1K则载荷系数685.12.108.104.125.1KKKKKVA按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径33111.68553.552.31.8ttKddmmmmK模数11cos52.3cos102.4521ndmmmmmz由表6-1，选取第一系列标准模数mmmn3齿轮主要几何尺寸：121()3(2176)147.72cos2cos10nmzzammmm圆整中心距，取1150amm11.06NZ21.12NZ[]MPaH8.436=σmmd3.521=mmmn3mma1501=13则修正螺旋角121()3(2076)arccosarccos10514322150nmzza