二级展开式圆柱齿轮减速器课程设计说明书范例.docx

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1、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gjtgEK1.411

2、111一图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=0.992X0.990.9720.96=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：

3、作转速601，60x1.45I(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=60m2梅专动系统的总传动比：144%9.O=,455=1.414,55=4

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=3.70.99=3.66WAnTi=Tiiiww=24.54x1X0.99=24.29Nm2轴一减速器中间轴*11440w

5、,=319r/minp、=pxr=3.660.9603=3.511r*i24.51Ti=T1.ititi=24.294.51x0.96030.97=IO2.(MNm3轴减速器低速轴/=98.76mi&3.23Py=P1.=3.510.9603=337kwT3=TMtJg=02O4X3.230.9603=31650Nm4轴工作机/I4=&=98-76r/ninP4=P11x4=3.370.9801=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.

6、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（GB10095-883）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=4.5524=1

7、09.2IttZ1=I1.O.5）选取螺旋角.初螺旋角为B=14S1.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=1.62）由课本得Zh=2.433由课本得i=72587Sa=%1+%=5954）计算小齿轮传递的转矩Tt=95,51.,P,n,=95.51.O3.66/1140=2.4273IO1Nm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”，(7)计算船数Mn(i.cos/f36.60cos1.4m1.t=-=nun=2.O9nZ1242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=K

8、KvK1.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re

9、i=380MZ.由图10-18查得弯曲疲惫强寿命系数KFN1.-O85,KFm088计算弯曲栈惫许用应力取西曲疲越平安系数S=1.4f1.=3,=08.1.50MPa=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,ii22.(X)22.42731040.89cos214qMJ11JI；X0.01645=1.12mnIX242X1.65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

10、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=14.22a21O7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”251,5o.Z,w111131.5J1=-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.