二级减速器课程设计说明书82549.docx

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1、机械设计课程设计任务书书目：机械设计课程设计任务书书目I,设计题目：惴史未定义书签.二 .传动荷图:2三 .原始数据2P1.HIH（-k”“”“”“”“”“”“”“”2五 .传动装置的总体设计31 .拟定传动方案：32 .选择电动机：33 .确定传动袋置的总传动比及其安排：44,计算传动装置的运动及动力参数4六 .设计计算传动零件51 .高速齿轮组的设计与盗僮校核错误:未定义书签.：M错误:未定义书签.3 .低速齿轮姐的设计与强度校核惴期未定义书筌.4 .低速齿轮组的结构设计储谀:未定义书筌.5 .校验传动比错误:未定义书签.七 .设计计算箱体的结构尺寸15八 .设计计算轴（如图六A所示）16

2、1 .低速轴的设计与计算幡幔:未定义书筌.2 .中间轴的设计与计算管馔:未定义书签.3 .高速轴的设计与计算幡误：未定义书签.兀.选拧浓动轴承及：汁未定义书签.十.选择和校核健联接检幔:未定义书签.十一.选择联轴器错俣:未定义书签.十：.选择润滑方式、河滑剂牌号及函时件管谀:未定义书签.卜三.设计小结（包括对课程设计的心得、体会设计的优缺点及改进看法等）30十四.参考资料（包括资料编号.作者、书名、出版单位和出版年月）31螺旋输送机第五组一.设计题目：运输原料的带式运输机用的眼柱齿轮诚速器五.传动装置的总体设计1.拟定传动方案；采纳二级闽柱齿轮减速器,适合于繁重及恶劣条件下长期工作，运用与维护

3、便利.（缺点：结构尺寸将大）高速级常用斜齿，低速级可用直齿或斜齿。由于相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度高速拨火轮在远离转知输入端，以削诚因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均的现象.常用于载荷较平稳的场合,应用广泛.传动比范阚：i=8-402.选择电动机I选用Y系列三相异步电动机1 .蠕族运输机所需功率Pm=1.2Kr2 .初估电动机额定功率Pif-左1国把齿轮效率7=0,95,两对闭式圆柱斜齿轮传动效率%=%=0.97,四对向心推力球轴承效率%=%=%=小=0.99(油涧滑),弹性联轴涔*=0.99=，7用2.尿=0.95x0.97-0.99,0.99=0.85P.=*=-1.1.AIV

4、=1.4Mw0.853.确定电动机转递选择同步转速为100OrZmin电动机,型号为Y1001.-64.各尺寸及土要性能如下额定功率(KM)同步转速(rnin)满规转速(rnin)额定转矩(jVm)最大转矩(NM质加(kg)1.5940100O2.02.023机座号中心高安装尺寸轴伸尺寸平键尺寸外形尺寸1001.100ABDEbhG1.IIDC2AD160IW28608724380245100.251803 .确定传动装置的总传动比及其安排;”-7.6丸25推荐值:锥齿轮比%=24齿轮传动比Zwft=3-5初取椎齿轮传动比1.=3则两科网柱齿轮取=13；,则算得：高速级/；=4.(乩低速级弓=

5、3.10i1.=4.04综上取传动比J2=3.10h=3.004 .计算传动装置的运动及动力参数1.各轴转速电动机轴=940r!minI轴11,=940r11in=r，mjn=232.67r/nini1.4.(MII轴HI轴n.=rInin=75.06Inin,i23.1锥齿轮输出轴Mfv=r1nin=25.01rnin2 .各粕输入功率I 轴P1=Pa%=0.991.4Ih-=1.396AhII 轴P=P12i=0.97X0.99x1.396-W=I.340%WIn轴P111=P,3i=0.97X().99X1.34AW=1.287TW锥齿轮输出轴Pv=P1.UThFt,rh=0.95X0.

6、99x0.99X.287W=1.I98IW3 .各轮输入转矩轴T1=9550X=9551.=1.432=71.6当量齿数Z1.,=-=-cos1.cos18.3=23.2780Z16=-=209.1cosjcos71.65)由表10-5杳得齿形系数和应力校正系数rf01.=2.69.r=1.575;Ym=2.12,=1.8656)计算应力撕环次数(每年按300天)N尸60“J1.h=6075.(X)31.(383IO)=3.24XI伊M=丛=理m=1.08Kh37)计算大小齿轮的学3由图10-2Od杳得大小齿轮的弯曲疲急强度极限b阳=a,2=8U)”由图10-18在得弯曲坡急寿命系数Kfni=

7、0.90,Kw2=0.98取弯曲疲惫强度的平安系数S=1.%由式IoT2得ti=Sg=S00a=514.29A44S1.4Nz1.2.69.575f1514.29=0.(X)822.1.2x1.865560=0.(X)7068）.小齿轮的数值大3.验算“广I4.61.5940s0.0078(1-0%)22223,+1=2.91)d；=mZx=2.2822=63.8/wnW=11Z=2.2866=I91.41111必=4(1-05?)=63.8(1.-%)=53.2mm确定计算参数计算我荷参数，K=KAKjKta-Kttfi=.031.431.4=2.06依据纵向型合度4=1.824.从图102

8、8查得螺旋角影响系数O=O.88计算当量齿数M=岛=高不=2578Z,.=-=-V-=106.18COSj?COSjII由表10-5查取齿形系数和应力校正系数%=2.62.Yse1.1.59：YFa2=2.175.Ki1.2=1.795由图1020c查得大小齿轮弯曲疲惫强度极限b田=500A2.bnf2=350MP由图1018查得弯曲疲惫寿命系数KFf1.n=O.86.Kq2=088计算弯曲疲惫许用应力取弯曲疲惫平安系数s=1.4,由式10-12得=307/r2=-=计算大小齿轮的与“乌,并加以比较,1.=2.62x1.59=ao|17307=0.0177Yg%.2.175X1.795r222

9、0大齿轮数值大2设计计算J2x2.06x0.88XCOS-1412321.6480.01.771.36110i=0.99J1Cos1.441.22COsI4三=20nn2IRZ1=2()Z2=i1.Z,=4.23x20=84.6,取Zjj=85符合设计3几何尺寸计算计算中心矩q=(ZZ三(2085)2三ii72cos/?2cos1.4圆整取=116zw按照整后的中心距修正螺旋角a(Z+Z,)I”(20+85)2m=arccos!=-=arccos=13.06201.21I6P计算大小齿轮的分度圆直径.ZIm1.t202.1,u,(I.=41.06”cos/?cos13.06,Z,tn1.1.8

10、52.(I-=174.5nvncoscos1.3.065计算齿轮宽度b=4=IX41.()6-45，r”用整后.=4211w11,B1=A1.mm二.低速级斜齿轮设计1 .选定齿轮类型，精度等级，材科及次数1大小齿轮都选用硬齿面，由表10-1选大小齿轮为45调质剂，调顺处理及表面淬火,小齿轮硬度等于大齿轮为10-50HRS,2取7组精度等级3选小齿轮历数Z1.24,大齿轮齿数乙=iR=72.484选取螺旃角,初选夕=142 .按齿面接址强度设计按式10-21计算，即d,Yedq“91“1)确定公式内的各计算数值1试选K,=1.52由图10-30选取区域系数Z“=2.4333出图10-26杳得a

11、i=0.765,ai=0.87,则a=oi+%=1.6354由我10-7选取齿宽系数4=1.,小齿轮传动转矩7；=5.59x1.N5由表10-6变得材料的弹性影响系数Zf=I898MPa36出图10-21d杳得大小齿轮的接触坡急强度=55OM&，b”E=500WR/7大小齿轮应力衙环次数为M=&)%他=60222.21.(383001.0)=9.61.0i23.02H由图10-19查得接触疲惫寿命系数=1.01.h.4=1.29计曾接触坡惫许用应力取失效概率为1%,平安系数s=1.0,由式10-12.,1.=KweHfm、=550x101=555.5s1.()1.H2则许用接触应力w=(Iwj

12、+1.1.4)/2=(555.5+472.5)/2=514N2)计算1试算小齿轮分度B1.直径4,由计算公式得,j21.55.591043.02+1z2.43389.8,mn0整为135rrm2cos?2cos1.4按圆整后的中心距修正螺旋角C(Z1.+Z,)M(26+79)x2.5.=arccos-!=-=arccos=13.542ai2I354计算大小齿轮的分度圆直径.Z1m11262.5(I.=-1.-i1.=66.85MCOSBcos13.54,Z2mn792.5WvJ.,.dy=9=203.146nuncos/ycos13.545计尊齿轮宽度b=(1.-dt=1.66.85=66.8

13、5网整后B2-61mm,B1-72mn3.计算总传动比=iij5=36.5四=立62536.5-37.637.6=2.9%3%符合要求七.设计计算箱体的结构尺寸名称代号尺寸每注底座壁浮IOmm箱盖壁厚仇8iIm箱盅凸缘厚度5am轴承座连接竭栓凸绿厚度B54mm底座加强肋厚度m1011m箱底加强肋厚度mIOnim炮脚螺栓直径小20mm抱脚端性数目n6轴承座连接螺怆直径d.16mm箱体内壁与齿顶圆的距黑AI15mm底座高度Ih15mm箱前高度h335Hni轴承藤固定螭打孔深度25mm其他同角R2nm八.设计计算轴（）轴I的设计求轴I的功率P,转速,，转矩7；巴=1.34KW,n,=940r/nin

14、,7；=1.361.x1.O4rvn求作用在齿轮上的力因己知高速级小齿轮的分度阀直径4=41mmc.27；21.36IIO4A,_.vF1.1.=-=662.93N441则尸“=小叵=24769NCoScos13.06Ftir=Fatg1.=7662.93XrK1.3.06=153.78N国周力工、径向力E和轴向力E1.的方向如图二所示初步确定轴的最小直径按式152初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为45铜,周质处理依据表15-3,取A,=2,于是汨此轴的最小ft径明雅是安装联粕器处的最小H径,为使所选釉径d,.与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩几=K./杳表14T

15、,考虑到转矩改变很小,故取KA=I.3,则小=3I.2VM依据计算*矩KX应小于联轴零公转转矩的条件,查收手册,选用T1.24!弹性柱销联轮器，其公转转矩为315N.M,半联轴器I的孔径4=20W.故取d,=20h；半联轴器长度A=52，华联轴器与轴1.作的毅孔长度1.1=52rum.IIIIIIVVVIVI1.图轴的结构设计i.拟定轴上零件的装配方案如上图一ii.依据轴向定位的要求确定轴的各段H径和长度1)为满意半联轴涔的轴向定位要求,IH轴段右断雷制出一轴肩.故取d1.1.,1.1.=24w：左湘用轴附片圈定位，按轴端直径取挡Ia直径D=3(m.华联轴器与轴例作的较孔长度1.1=52三,为

16、保证粕端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上,故取入”=50.初步选择角接触球轴承参照工作要求并依据dw=24w?,由轴承产品书目中初选角接触球轴承7206C,其尺寸为dXOX8=30x62x16,故d,1.n,=(1.vrv,1.1.=30而,考虑到挡油板，则/_八，=%_“=22M.两轴承均采纳轴肩定位，由手册上查督7206C型轴承的定位轴H高度h=3/w,因此以d,vv-V1.1.=36.mm载荷水平而H垂直面V支反力FFw=192.15NFw2=170.I1.NFw,=71.79/Fftv2=175.896N弯矩MM”=23538.38N”,/1,1=8791.275,jWv,=879

17、7.43Vww总穹矩M1.=JMj+M%=25127,57rmmM2=+M；,2=2512&67Nmm扭矩Tr=1.3611.OVw11计算穹矩MCM=JMj+(0.6T)-=26407.296NmmVi.按期扭合成应力校核轴的强度由以上分析可知C点外侵弯矩最大,是危急翻面，由式15-5及上表中的数值可得Mca26407.296f-1=r-=5.66MPaeh0.136依据所选定的材料,由衣15-1.jS.1.J=TOMR/,因此tg,e.查表Frt502.56Ffi205.1213-5f?)X,=0.41.K=0.87:X1=1.Y1=0.帝微冲击,联工,=1.则有A=O(XEI+Y%)=I

18、.Ox1X502.56=502.56鸟=4(X2/+=10x(041205.12+0.87187.96)=247.62W计算载荷寿命由于E鸟，角接触球轴承=3.动载荷C=I5.8K.V,则寿命竺上出幽,=皿勘=27年1。年所60P)x94()703.58以合格闻.键联接强度的校核依据所选平键6x6x45杳表6-1得键的许用挤压应力b,=I(X)MRj,因=11.63A“=kid3392O所以键令格校核用细轴经处的强度，由于联轴处的轴只承受扭距.轴的材料为45捌,查得rj=25ASMPa【3更罂=8.5i故轴平安0轴H的设计求轴II的功率匕，咕速，转矩7“先=1.30KW,Zf,=222.2r1

19、1,T=5.59104fM求作用在火轮上的力已知2、3齿轮的分度网直径分别为,d,=175wn.di=41W1.r27；25.59IO4,.n.nv/、=-*-=64().69出175r27、25.59IO4F,=-=1672.4,di66.85则心=斗仁=6469xg0=239.84Ncos71.Cos1.3.()6%=监k=626JINcos/?,Cos1.3.54*Fr2=F1.2tgt=640.69Ag1.3.06=233.19NF1.rj=FNM=1627.43.54=402.74Ar【同周力/；、径向力工和轴向力身的方向如图四所示初步确定轴的最小直径按式152初步估算轴的最小宜径.

20、选取轴的材料为45“纲,网防处理依据表15-3,取A=I1.0,于是得出此可透角接触的轴承7206AC,其尺寸为dXDxB=30x62x16轴的结构设计i.拟定轴上零件的装配方案ii .依据轴向定位要求确定各段I1.径和长度(I)由轴承的型号7206AC尺寸为dx)x7=30621.6依据所选轴承知v.确定轴上的上角和角角尺寸由表15-2杳得取轴端例角1.0x45各轴向圆周半径见附图二.V.求轴上就上依据结构图，可作出轴的计算简图如下:T=5.59104Vw1175908.42+(0.6x5.59x1010.14(,=13.08MPa裁荷水平面H垂直面Y支反力FFwi-1244.4NFftw1

21、.=1068.68ffw=335.69NFftvj=50.57N弯矩MM”75908.4NmmM111=49159.74Nnunv.1.=-20190.055NmmMv2=2339.93Nnun总有矩W1=JM江蓝=78625.36NnunMI-GM+vr1=93958.70/VrnrnMi=W*,+=49215.4N-mmM2=f2+M2=21307.40/Vmm扭矩TT=5.59I04Vwnvi.按弯扭合成应力校核轴的强度出以上分析可知B点外侵驾斑M大,是危急截面,由式15-5及上去中的数做可得依据所选定的材料，由表151查剑明=60%,因此qi1.（1.J,故平安.vi.校核轴承寿命a）

22、&=扃7高=28886N2=M=1.69.88N对7206AC轴承，按衣13-7查得派生轴向力Fa=0.68F则有Fj1.=0.68七=87642N%=0.68%=727.52Nb).；,+=K76.42+233.19-402.74=7()6.87e=982.86T-14453K=0.68=e克表13-5得x1.=0.41,Yi=0.87；X,=,r2=0.稍微冲击,取,=1,则有f=fp(XtF1.i+Y1.Fa)=(0.41X1288.86+0.87X706.87)=1395.547P2=f1.,(X21+Y2F,2)=(069.88+O)=I(X9.88d)计算俄荷寿命由于片鸟，角接触球

23、轴承c=3,动载荷C=22KV,则寿命=135948.46jI0年IO，C,=10X220,丽A)=60222.2X1395.547所以合格Vii.键联接强度校核依据所选平槌12X8X34和12X8X66交衣6-1得链的许用挤压应力。|均为100MPa因为,27；X102x55.9x10一Idd4224()=3.16MPap=12.94PwfcosrJ1=5449.620cos1.8.43=1881.76fJ=Gg四=377.91NFati=FsinJ1=F,stgasinJ1=5449.6/,g20sin18.34=627.IN圆同力/；,径向力工及轴向力的方向如图六所示初步确定轴的最小轴径

24、按式152估算轴的最小直径,所取轴材料为45“调质纲.依据表15-3取A)=I1.0,于是得此轴的收小直径明显是安装齿轮处的轴径，可取45mm轴的结构设计i.拟定轴上写件的装配方案如下图3所示IIIIIIVVVIIVIIIii.依据装配方案确定轴的各段口径和长度取安装斜齿轮初的轴径d,_=45，由于锥齿轮与轴协作的长度/=(11.2河_,取/=5bun.为了更好的轴向固定椎齿轮，轴应内缩一些,取In=54,(/_,=45+2X3.5=52nn初选IH锥滚子轴承30210,其尺寸dxDxT=55x100x22.75,故dm.,v=dv1.,vm=55三,vw.wm=3275w.考虑轴承内端至箱体

25、内壁距离4“，以及小齿轮3至箱体内联电阳12/，以及安装齿轮处轴内缩4n,则可得/”,“V=T+4+1-BJ=43.25“由于斜齿轮4齿宽4=65三,n,=63w11,Jn,.v=60。,斜齿轮右端制肯定为轴成,则轴环H径=60+8=68”,并取1.v.v=10/,w圆锥滚子轴承轴肩力=3.5阿.则4i=64w”,又考虑各方面因素可求得IVJVU=0”依据轴承外径O=9(M，取螺钉百径&股，则轴承然薪的尺寸计算如下：4=4+1=9mnt,D0=D+2.5%=11OmmD2=D11+2.5fim.e=1.2,=9.6“为端盖厚度由e2e,取e=IOzzvn,可算得，=61-421.75=35.2

26、5/故可初选/,=35.25+9.6+(25.3)=90，斌III .轴向事件的周向定位惟齿轮与轴的周向定位采纳平键联接,选用平健为14x9x52,斜齿轮与轴选用平键18X11X60,齿轮与轴的协作为IV .确定轴上的圆角和倒角尺寸参考我15-2取轴端例为1.2x45,各轴用圆角半径见附图3V.求轴上的载荷依据结构图可做出轴的计算简图如下Fa凡V产28806V经过以上分析可得，A截面为危急被面，而进行校核。或荷水平面H垂克面V支反力FX1.N52NFwj=-3004.12?VFvi=-2880.6NFw2=-3184.65/V鳄矩MM,n=-6727827NnunM”、-35493678N”/

27、v-23035.5Nmn,MM-212819.87NnunMv.-299735.44NnunMr-22320448Nmm总驾矩M=m+m=2SO35.5rmmM1.jM0+M%=70564074Nmm/,=A/，+M；3=464565.87NmmM*=Qm+j4=419285.53Nmm扭矩TT=23451QVWMZi计算驾矩Mca1.=yM+(0.6Ty=142579.15N-turnMS=7+(O.6)2=71.95325hVMGT?yM+(0.6)j=4844()6.66fmmMdM：+(0.6T)2=44226523NmVi.按弯矩合成应力校核轴的强度由以上分析可知B点外侵弯矩最大,是危急被面，由式15-3及上表中的数值可得纱印5J1.57.253,