二级展开式圆柱齿轮减速器课程设计说明书范例.docx

机械课程设计说明书姓名：陈权班级，机电10-4班学号；18指导老牌：周瑞强成果I.it尊及说明第一章设计任务书§1设计任务设计带式输送机的传动系统，米纳两级视柱齿轮M速器的齿轮传动，一、除始数据：1.运输牵引力22OON：2,运输带速改1.45m.s:3、滚筒直径280mm二、工作条件；单项连续运转，工作有梢激振动，空我启动，两班制工作，拒班工作8小时，输送带工作速度允许i吴基为±5%三、运用期限及检修周期:运用期限为8年.每年300个工作日,检惟周期为3年。四、生产批收：小批业生产。其次常传动系疏方案的总体帙计、带式输送机传动系统方案如下图所示Pw32kw、送QME3：运送gjtgEK1.411111一图PS1电动机的选界1.电动机容M选抒依据已知条件由计算得知工作机所儒有效功率CFv2(XX)×1.45CC,R=3.2kwIO(X)I(XX)设Itft一对流滚动轴承效率.=0.99nt为齿式联轴器的效率.W0.99v为8级齿轮传动的效率.)瓜工97v输送机滚筒效率。=0.96估算传动系统的总效率：=戒X，儿×rf-t×.i=0.992X0.99"×0.972×0.96=0.86H尊及说明结果工作机所需的电动机攻率为：P,=/%=31.%86=3.7hY系列三相弁步电动机技术数据中应满意：/12/，,.因此保合应选电动机额定功率PW=4«卬2、电动机的转速选择依据已知条件由计算得知输送机滚筒的I：作转速601，60x1.45×I(XM)CCC，九=99.Or；mmDn280x3.14方案比较=0.86pr=3.7Ahnw9Z4r/m)/=14.55*ij=4.5=3.23方案号型号额定功率同步转速满载转速总传动比IY1.mn心4.0KwKXX)9609.70I1.Y1.2M-44.0KW1500146014.55通过两种方3级M速传动,涵我转速为的直径和长J带式输送机f,'=,%=Q=y/1.Ai传动系统各f艮比较可以看出:方案I1.义故选方案H较为合理，Y)70rmin,电动机中心蒲H殳分别为：D=28um、H=60m§2梅专动系统的总传动比：144%9.O=,455=1.4×14,55=4.51玄动比为，&用电动机的总传动比为14.55,适合于二2M4里三和异步电动机额定功率为4.0kW.=112mn,轴伸出部分用于装联轴器,轴段tn由比的蝴”=%"%I=3.23i1.算及说明结果iv=1.1,=4.51Jn=3.23J4=153传动系统的运动和动力学介敷设计传动系统各柏的转速、功率和转矩的计算如下：O轴一电动机轴%=1440r/ninPO=3.1kw7；=955O-=955O-=24.54,mn014401轴减速潺高速轴1.-I44rninP1.=PW1.n=3.7×0.99=3.66«WAnTi=Tiiiww=24.54x1X0.99=24.29Nm2轴一减速器中间轴*11440w,=319r/minp、=pxr=3.66×0.9603=3.511r*i24.51Ti=T1.ititi=24.294.51x0.9603×0.97=IO2.(MNm3轴减速器低速轴/=98.76mi&3.23Py=P1.=3.51×0.9603=337kwT3=TMtJg=02O4X3.23×0.9603=31650Nm4轴工作机/I4=&=98-76r/ninP4=P11x4=3.37×0.9801=3.3Oh,i1.算及说明结果7；=,i7w=368X1.X0.9801=360”，各参数如左图所示T=2.4273X心轴号电动机减速涔工作机oI轴2轴3轴4转速1440144031998.7698.76功率3.73.663.513.73.30转矩24.5424.29IO2.(M165.0310.2联接、传动件联轴器齿轮出轮联接器传动比14.513.231传动效率0.99().96030.96030.9W)I（单位：n-znin：PkV;TNm）第三章高速袋齿轮设计一、选定齿轮类S1.精度等Ah材料及齿效.1）选用斜齿圆柱齿轮传动2）运输机为般工作机，速度不i,故用7级料度（GB10095-88>3）材料选抵由课本P58表4-2及例Ja4-11可选齿轮材料为40Cr（调质）,小齿轮硬度为280HBS.二者材料硬丝为40HBS,4）选取小齿检的数Z=24,大齿轮齿数：Z>=iZ=4.55×24=109.2IttZ1=I1.O.5）选取螺旋角.初螺旋角为B=14"S1.按齿面强度设计即:丸箴”（警产1）确定公式内的各计算数值（1）试选K=1.6<2）由课本得Zh=2.433由课本得i=°72587Sa=%1+%=595<4）计算小齿轮传递的转矩Tt=95,5×1.,×P,n,=95.5×1.O×3.66/1140=2.4273×IO1Nm计算及说明结果由课本得：机=1(6)由课本得：材料弹性影响系数ZA=189,8P</由图10-21.d按齿面硬皮置得小齿轮的接触疲惫强度极限SmIn=MOMPa；大齿轮的疲惫强度极限”由心=55()AfPu.(8)条件：每年工作时间按300天计算，运用期限8年.每天工作两班,每班8小时.计算应力循环次数：Ni=MnJ1.1.1.=60×1440×1.x(2x8×300×8)=331776X1.oVN2=33776×10z51=°7356X9(9)由文献【一】图KM9杳得接触疲惫寿命系数Kmni=0.9k=0.95(IO)疲色许用应力取失效慨率为1%，平安系数为S=I.w1=”确*，细吐=0.9X600MPa=540MPaS1.1.1.,=Ke-I*二=O.95×55OMPa=522.5MPa1.1.=!叫：笆"，2=53,2SMPa2)计重(1)小齿轮分度圆直径d.,、2x1.6x2.4273x10'4.51+1,2.433*189.8、，d.,J××()=35.5fwww"V1.×1.654.51531.25,.1vt,i1uia._.W11ji,X35.56×1440,(2)ITnIf1.I周的速度：V=U-=2.7V6()×1(X)()60×1(X)0/s计算齿宽b及模数mn1.b=机=1×35.56=35.56”ducos/735.56×cos1.4",4.o=-=1.43&mrZ124du35.56-ImV=2.7=%zv=1.438n计口及说明结果H=2.25in“=3.235mmbh=35.54,55=10.99(4)计算猿合度p=0.318XRZItan夕=0.31.8×1.×24×tan1.4t'=2.27(5)i1.算载荷系数K依据v=2.711Vs7级精度,由文蛾【一】图IOS查得动我系数K,=1.10:由查得：Kh»=).41;K1(1=1.3:Ktt=Kh=1.4K=K,K1.Khw-w=1×1,1×1.4X1.41=2.17(6)按实际的戏荷系数校正所算得的K=IA1.nun4=d1.1.=35.56×=36.6(>”，(7)计算船数Mn(i.cos/f36.60×cos1.4°m1.t=-=nun=2.O9n'Z124§2按齿根弯曲S1.度设计Imx券竺°与吟XRZ1Iq1.1)确定计算参数(D计算就背系数K=KKvK1.taKtf1.=IX1.K)X1.4x1.3=2.0024=36.60nm=2.26v依据纵向重合度2.27.从图Ig8SHJYp=0.89(3)计算当fit齿数：ZH=-=-4=2627coscos14K=2.OO2jnm74I1.O1-noZ.,=-=-=120.42COSCOS14(4)查取齿形系数，由在1.(5查得：G=2.97%=222Zv1.=26.27JW查取应力校正系数，由表106得；rfc1.1.=1.52;Xw2=1.77(6)由图10-20C褥小齿轮的弯曲疲惫强攻极限。FEI=SoOMPaZv2=120.42/rUf1.计算及说明结果大齿轮的弯曲破杀强度极限rei=380MZ.由图10-18查得弯曲疲惫强寿命系数KFN1.-O85,KFm"088计算弯曲栈惫许用应力取西曲疲越平安系数S=1.4f1.=3,=08.1.50°MPa=303.57MPa阳，=MP.=238.86MPaS1.4(9)计算大、小齿轮下面的值.并加以比较。2s1.=空?R.典=0014871.t,303.57Yf21y=2.221.77=()()1645大齿轮的数值大(JfJ2238.862I设计计算,ii2×2.(X)2×2.4273×104×0.89×cos214qMJ11>JI；X0.01645"=1.12m>nIX242X1.65对比计以结果，由齿面接触疲惫强度计算的法面模数Me大于由齿根弯曲疲惫强度计*的法面模数，取Mn=ISmm.已可满感弯曲强%,但为了同时满感接触疲急强度.霜按接触强度极限兜得分度例直径d=3660mm来计算应有的齿数,于是由4COS尸36.60XCOSI40Z1=-J=24.97WtZ1.=25或，5MZ2=25x4.51=11275取一4I几何尺寸计舞.川缪中心距。=32=+"3叱.5=10672cos/72Xcos140将中心距圆壁为107mm2)按回整后中心距修正端旋角>111.12Z1=25Z2=113a=107mm计算及说明结果R（Z,+2.）/»,（25+113）×1.5-卅=arccos!i-=arccos=14.22a2×1O7因#值改变不多，故参数o，K”,Z”等不必修正3）计算大、小齿轮的分度圆直径,4”25×1,5o.Z,w11113×1.5J1=-j-=39d、=175COSQcos14.2coscos14.24）计算齿轮宽度b=jdi=1X39"""=39mrnM1.整后取B2=40:B1=45,加5）结构设计第四章用1袋坦轮设计1、逸定齿轮类型、精度等强、材料及齿敷.D选用斜齿啜柱尚佗传动2）运输机为般工作机器.速度林故用7级超度（GBn095-88）3）材料选择.由文献-表10-1得可选小齿蛤材料为40Cr（调质）,硬度为280HBS.二者材料硬差为40HBS,4）选取小齿轮位数Z产门，大齿轮齿数：Z2三iZ1三3.23×17-54.91取Z=55.5）选取螺眼角.初螺旋角为=M"11按齿面强度设计即：（）22）确定公式内的各计算数值<5）试选K1=1.6<6）由文献【一】图030得Zh=2.433由文献【一】图1330得：%=0725w412=089%=5+%?=1615#=14.2°4=39砂c1.2=IISnvttB1=40w?B2=ASnm计算及说明结果(4)i。小齿轮传递的转用T2=95.5×IO'×Pnj=95,5×101×3.51/319=10.508×IO1Nm文献【1次10-7机=1文献【一】表106得；材料弹性极响系数Z£=189.6Mj/(7)由图1.21.d按齿而硬度直得小齿轮的接触疲惫强度极限"mh=6A大齿轮的接触疲患强度板眼Se=55OMP0,(8)设好年工作时间按300天计算r1.=a)nJ1.f1.=60x3I9×I×(2x8×3(X)x8)=0.73xI0qt,=0.73XIOV-o.23XIO9/5.15(9)由文献【一】图10-19杳得接触疲惫寿命系数K”N1.=O.95;KMV2=096(K)方惫许用威力取失效概率为1%，平安系数为S=1.,=勺也电她1=0.95X600WPa=5?OMPaS1.1.2=z1.=0.96X550,MFa=528WFaS1.1.=549MPa2,计重(D小齿轮分度圆直径d.,2×1.6×10.508043.23+1,2.433x189.8、，一d.,××()=57.7三1.,V1×1.6153.23549,.1v,taa.j.W1.?.-×57.74×39_(2)计算BI1.周的速度：V=U-=0.96叱60×I(XX)60×I(XX)代计算齿宽b及模数Inn1.b=ddi,=1X57.74nun=57.74mnT,=25.0767×IO*rf1.57.74nmV-0.96计算及说明结果ducos57.74×COS4"w.=-=3.296wnZi17nxf=3.296H=2.25mn=7.415mmbt'h=57.747.415=7.8(4)计算型合度fi=0.318×Z1.tan7=0.318×1.×17×tan1.4三135(5)计铝我药系数K依据V=IWs、7级精度.由文献【一】图138查得动教系数Kd).7:由查得：KH。=1.422:KFr=1.33：K，,二K，k1.4H=2.25mmK二KAKIKHUKHB=1×O.7×I.4×1.42=2.18(6)按实际的皴荷系数校正所鸵得的4=57.74、，21齐6"”=64.01/(7)计算模数MoK=2.18d1.=64.01，4cos/?64.01XCOSI4"、/nrt=mm=3.6mmZ17§2按齿根弯曲量度设计，2J竺粤吃S?IW1.V由/;4fmn=3.6WztO痛定计算分数(1)计算我背系数K=KAKvK”“Ktfi=1.7×1.41.33=2.002Q很据纵向重合度1.35.从图10.28查知娓旋角影响系数4=0.«7(3)iW当量尚数：<.=-=-j=18.61cosficos14Z.,>=；-=黑-=60.21Jcos"COsMK=2.002Z,1=18.61Z”=60.21计算及说明结果(4)查收齿形系数,由表I(Mi杳得：匕“=2.89;，.g=2.258(5)杳取应力校正系数，由我106得：K=1.558；rwJ=1.74(6)由图IO-2OC将小齿轮的既曲疲惫强度极眼oFEi=SOOMPa大齿轮的弯曲被杀强度极限fei=380MPa.由图10-18查得弯曲疲惫强寿命系数KfNI-O.85Kfn产0.88(8)计算弯曲疲急许用应力取两曲疲惫平安系数S=1.41.=AV=08×50°MPa=303.57MP”Hj=088×38°MPa=238.86A"”s1.4(9)计算大、小齿轮下面的值,并加以比较222j=2882x1532=qo,464(<5,J1303.57':吟a=2"jj72O=01644大齿轮的数值大dr>23So2股计计算,2×2.(X)2×1().5()8×10'×().87×cos214"CCH一，八/rm,1.I；×0.01644/wn=1.O67wm1x72×1.6I5对比计算结果,由齿面接触疲惫强度计算的法面模数M.大于由齿根弯曲疲惫强度计算的法面模数,取M<1=3mm1己可满意碑曲强度.但为了同时满您接触检急强%需按接触强度极限算得分度即直径5=S7.74mm来计。应有的齿数F是由74cos夕57.74×cos1.40rn*3MZZ1=19则Z2=Z1.i1.2=I9×3.23=61.37.62，%2.JMnvnZ1=19Z2=62计算及说明结果4.几何尺寸计算1）计算中心距。=1¥蛆=2cos/?a=125mm将中心距圆整为125mm2）按圆整后中心距修正媲旋角”=13W=arcc。/上也=arcco3婚=13.69。2a2×125因?值改变不多.故参数%,Z”等不必修正3）计算大、小齿轮的分度圆直径Z"”=19×3=5867Jmd=Z=62x3=4=58.67。'1cos0CoSI3.69"rcos0cos13.tt>"4)计算齿轮宽度<1.i=191.44tw>1.b=死4=1×58,67M=58.67HI整片取：1=65nvttB2=&)则；BI=65wzBi=60mw4斜齿轮各弁数的确定名称符号高速I齿高速2齿低速I伪低速2齿螺旋地14.214.213.6913.69齿数Z251131962旋向左右左右法而模数，儿1.51.533端面模效叫2.062.063.093.09法面压力向a.20"20°2(f)20,)端面压力角«,20.5*'206,20.6°20.6°法面齿距Pn4.714.719.429.42端面齿距P,4.864.869.729.72法面齿顶高系数心II1I法而陵隙系数0.250.250.25().25法而基IM1.齿即九4.434.438.858.85齿顶高ht1.1.51.533齿根高%1.8751.8753.753.75法面齿原Sr2.3552.3554.714.71齿顶削直径453239.5665.67214.30齿根01苴役%46.25209.0552.17186.97分度H1.直径d5022659.67194.47基I网直径db46.8211.5458.67191.45计算1正说明结果第五章各，设计方案1.轴的设计轴的布置如下图：51中间轴的设计及轴承的选取1、初选箱的最小直径与计算各段侑长。选取轴的材料为45钢.调质处理,由文献【二】发15-3取Ao=II2,于是过4n*=A,后=112X旧雪=38.311皿.输出轴的最小宜径明显dmm=383'V"是是安装濠动轴承处的口径，由文献【1附表E2,依据轴小小直径38.3mm.可选标准输球轴承的安装直径为4Qmm,即箱的直径为40mm.那么宽B=1.5mm.由文献【二】我5-2得h=49.75mm考虑川邻齿轴向不发生干涉，i1.入尺寸S=IOmm：号虐齿轮与箱体内壁沿箱向不发生干涉,计入尺寸K=IOmm1.为保证党总支轴承放入箱体轴承座孔内,订入尺寸C=Smm.Id=2(%+C+K)+S+%+Z>i=I72wn=%+C+K+，i/2=48.511nIab=172WI=I23.5mmw=2+C+K+b1.i2=53.5mm2、受力分析(如下页图示)Ic=48.5，Iftc=123.5w112072000x104.39.F1='N=1(M)2.42A1"d2t1871.m,=58.5"IWFrt=F1.1.=II1.2.42×-Um2。=457.43NCoS用Cos1.3.230F11=ttanA=111242tan13.23°=287.6N1=1I12.42VF,、=457.43,迎空=出3“=3893NJ2258.76=287.6jVtan_=3893X一】20"=539.16Ncos/?,COS1.3.78"%=3839NFa2=,tanz=3839×tan13.78"=947.5,工=539.16N=947.5,§2中闾轴的受力和弯炬图如下RM水平方向受力),'cRrb合穹距图h>计察及说明结果3、求水平面内的支承力,作水平面的穹矩图由柏的水平面的受力图UJ得：一一c+生小丹_11242x1.235+3839x585j,例4Na*k"167R1.IX=Fa+Fe-KAX=112.42+3839-2249.54=2812.88NMx=M1.ix=0ex=RMt1.AC=2249.54x48.5=109102.69rnunM1.,x=RKJ1.In=164553.48N-m/n药矩图如上图4、求垂直面内的支承力,作垂直面的弯矩图D%-F1.+W”/+/1.1.iy-；tAff607×303.26/2-953×162+2277×86.52/2+3355×69.5219=17725NmmRt1.y=Fri-F,1.+Ru=41.5-457.43+177.25=306.85fwmv三MBY=0:o1.=RYc=8596.625NnvnM<n=R"1.-52.3=-21980375N“"nMDYI=R&rT&d-F,1cd=1795725JVmm轴在垂宜而内的弯矩图如上图所示.5、求支承反力.作轴的合成为矩图和转矩图“=22565NKx=2249.54/VRHX=2812.88,MN=109102.69NMpx=164553.48NRAY=177.25jVRfir=306.85/Vz,r=M1.=0mav=8596.625MnmMm=-21.980.375rnm-1.7950.725Ar«wnR<=22565NR(IRjfx+Kjr=2829.57NRb=2829,57(轴向力F"Ra用于支承轴的滚动轴承拟选用深沟球轴承，井采纳丙潴固定K组合方式,故轴向力作用在轴承A、BJb)a=1i=oMa=J">+%=2690051.82+7009a62=277989.09NEMc2=JA心+M3=2695.83+(-12O441.1)2=294737.47Vz三Mm=xi'jW+M-ty.=,469861.72+2727.62=542916.3jV./«M,>,=",M+M>=469861.72+81467.92=476872NnunCZto1Z4弯矩图如上图所示6、轴的初步计。经查资料釉的材料为45号钢调质处珅q=637MPa.1.=5S.7MPa合药矩大小左侧所示dc51.03VHdt>5.33ttn7、轴的结构设计D=65mm按阅历公式，然速器高速级从动轴的危急截面直径:d1.1.=(0.3().35)f=(0.30.35)x113=33.939.55»»»由文蛾-表5-1,取;或速器中同轴的危急面出径d=65mm.轴的最小直径取小我不当了，应定为；60mm(为轴承处直径大小)8、键的选取：由文献【二】附录G可得:b×h=18×1.1.,If1.K-0.013-0«：±0.0215;深改：轴：7(0-0.2),fi：4.4(00.2)：半径：r=0.25-O.IO计尊及说明结果§3离逋轴的设计及联轴谷的逸取1、初选箱的最小直径与计算各段侑长。选取轴的材料为45钢.调质处理.由文献【二】表15-3取Ao=II2,于是得肾"2x懦=23.5"”。输出拈的最小宜径明显足足安装联轴器处的宜径.2.初步选定联轴器和计算转矩：T44=KaTi由文献【：】表I41.WKa=1.3；Ttj=1.3×8733O=H3529Nmm查标准GWrSO1.41985或手册,选用T1.5型弹性柱销联轴器.其公称转矩为I25OOONmm：半联轴器的孔径d=25:半联轴翳长度1.=62mm:较孔长度1.=44mm<由文献【二】表S。得：d=25时，dj>d1*3.1.c=25+3.1.×1.6=29.9mm3、透角接触球轴承由文献【二】附表E-3可选7006C:dj=35mm,D=6211un.B=14m114、d4=<2+3.1×1.6=39.96;取d,=40mm5、键的选取D联轴器处键的选取由°=25可选bX=8X7轴，Im较±008深度:轴:4.0/澈:3.3泮半径.T=0.16-().25，?;1,=36mm2)齿轮处位的选取Us=40可选：bX力=12*18轴:"。毅:±0.0215深度：轴:5.0胪：毅：3.3产半径：r=0.250.40:/=636、轴的躅度跟窗中间轴的尺寸来定.(标注如附录二"研="5叨d1=25d：=30mnds=35mmd4=40mmd5=46nrn计以及说明结果§4低速轴的设计及联轴号的途取1、初选箱的最小直径与计算各段箱长。选取轴的材料为45钢.调质处理.由文献(-表15-3WtA0=I12,于是得(1=Aor丛=112xJ"S=57.45mm.""nn,Y60.60输出侑的最小直径明显是是安装联轴器处的直径.2.联轴器的计算转矩:T41=KaT3由文献【二】我14-1WKa=1.3:Ts=I.3X128900=1675700Nmm在标准GKT5OI4-I985或手册,选用TI.5刎弹性柱能联轴洛，其公称转矩为2000000N1.n1.T1：半联轴器的孔径5=60;半联柏器长度1.=I42mm：毂孔长度1.=107mm.由文蛾【二】表5-2得Id=60mm时.(1：=d+3.5c=6O+3.5×2=67n113、透角接触球轴承由文献【二】附表E-3可选7014C:dj=70mm.D=I10mm.B=2()mm4. dj=74mm5、键的送取1 >齿轮处键的选取由伊=80可选.axr=2214;轴9>g,毅.s9±0.026深度:轴90步;教.5472半径：r=0.4().6mn:1.-71)mn2)联轮器处键的选取由W=60可选：/，X?=18X11轴：r9wv9±0.0215深度:轴:7.0产;毂:4.4穿半彳空：r=0.25OAOmmt1.=98，6、轴的跨度图据中间轴的尺寸来定.(标注如附录二)mn=57.4vnd=60nrnih=67inmd.=70mmd=84mrn§5各轴图示与标注高速级轴承74102.51424.634P【注】：上图为.级传速轴的示图和相应尺寸标注，单位：阿