[下载]二级齿轮[课程设计] 设计说明书 [复制链接]

文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一．设计任务书 I`>U#x*  
I<SgKva;c  
设计一带式输送机使用的V带传动或链传动及直齿圆柱齿轮减速器。设计参数如下表所示。 {7o#Ve  
1.运输带工作拉力F=2.5 KN v*;d  
2.运输带工作速度V=1.4 M/S Ic&h8vSU  
3.滚筒直径     D=200 mm i;[y!U  
4.滚筒效率n=0.96 p7?  
5.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳； G)3I+uxn  
6.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。 +2tQFV;  
7.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时 5{Cz!ut;tE  
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。 !<bw
g  
部件：1电动机 ON?Y Df  
      2V带传动或链传动 ~5
^Jv m  
      3减速器 l,ENMKA^D  
      4联轴器 XQ}Zr/f6  
      5输送带 S{YzHK  
6输送带鼓轮 )Q)qz$h@  
传动方案设计如下： 7>JYwU{  
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二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 K`*GZ+b|`  
                                      "hkcN+=  
1.     选择电动机的类型 `
FHudSK  
按工作要求和条件,选用Y系列一般用途全封闭式鼠笼型三相异步电动机 %Ymi,o>  
2.    确定电动机的容量 w$
2q00R>  
电动机所需功率由公式 ^BsT>VSH6  
      Pd=Pw/ηa (KW) G5ATR<0m  
      Pw=Fv/1000ηw g?j)p y  
    因此   Pd=Fv/1000ηaηw(KW) mvn- QP~"  
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: >CB-a :  
      ηa=η带η²轴η齿η链 /\J0)V  
按表4-1的V带传送速率η带=0.95,滚动轴承η轴=0.98,齿轮传动效率η齿=0.97,联轴器效率η联=0.99.则ηa=0.95 x 0.98 ² x 0.97 x 0.99 = 0.88 6jE.X  
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 X+vKY  
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW U?[ (  
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW W/'1ftn?D  
3 确定电动机的转速 q8 v iC|  
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) hC
xg6e<[  
根据表1-3的V带传动比i1=2-4,而单级圆柱齿轮减速器的传动比i2=4-6,因此总传动比的合理范围为:ia=8—24. ]HKt7 %,  
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 A?R`~*Q5  
  符合这一范围的电动机同步转速有:750,1000,1500(r/min)三种,选用同步转速1000 (r/min)时,电动机的重量,价格及V带传动和减速器的传动比都比较合适,因此选定电动机型号为Y132M-6满载转速为nm=960(r/min). 2 6#p,P  
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 Y ^^4n$  
(1)    求传动比 {FIzoR"  
由选定的电动机的满载转速nm和工作机构转速nw,可求得传动装置的总传动比为: P&`%VW3E  
ia=na/nw =960/114.6=8.038 ^'3c%&Zf3  
(2)    分配传动装置传动比 ^O|fw?,  
ia=i带i减 9r%f
BiSk  
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 OG$n C  
则i减=ia/i带=3.35 ,Ckcc  
5.传动装置的运动和运动参数的计算 PMjNc_))  
(1)    各轴功率 w>W#cTt  
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) n%E,[JT  
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) (MGgr  
(2)    各轴扭矩 <Gpji5f2  
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) ~ l}f@@u  
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) EP:`l  
O_QDjxj^rZ  
n=1000             \'|n.1Fr  
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电动机                 型号为Y132M-6 Q,?_;,I}  
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i减=3.35 oh5'Isb$  
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TI=85.76N/m ?LMQz=  
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) 4cQP+n  
(3)    各轴转速 JrcbJ
t  
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) gC}}8( k  
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) E{ /, b)  
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三．V带传动设计 1gHe$dzXk  
保证带传动工作时不打滑，同时具有足够的疲劳强度。 !@& 3q|  
该系统载荷变动小，工作条件不是很恶劣，所以工况系数选用为1.2， R&|.Lvmc/  
设计功率Pd=KAP kW $!O@Z8B  
由电动机为4KW，得Pd=1.2x4000=4800kW， /1EAj  
由转速在满载时为960r/min [|:{qQyD  
查表得 ZeV@ X  
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J.rS@Z`~7  
四 .传动零件的计算 |!K&h(J|  
  设计一般用途的传动零件 No\#N/1@P  
1.    选择材料 #4|RaI|.  
小齿轮选用45号钢调质，大齿轮用45号钢正火，查表得小齿轮齿面硬度HBS=217-255，大齿轮齿面硬度为160-217，计算时取平均值小齿轮为236，大齿轮为188。 !$HuH6_[  
2.    按齿面接触强度确定主要参数 s-*N_Dv  
    d1≥[（671/[σH]）²x（KT1/Φd）x(u+1)/u] 1/3 `_vPElQXZ#  
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) _3 [E$Lg  
Φd为齿宽参数;由表知软齿面对称布置时φd=0.8214,由于是单级传动,速度低,轴的刚性较大,因此φd=1.1,K为载荷系数,对带式运输机,载荷平稳,且齿轮相对于轴承为对称布置,取K为1.4. xFUD9TM  
f@Mku0VT  
  [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) gS(JgN  
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 ^Whc<>|  
σHlim1=580N/mm²(碳钢调质)根据HBS２＝188 查得σHlim2=530 N/mm²(碳钢正火).ZN为接触疲劳强度的寿命系数,由N=60ant得:当a=1时,n1=384r/min 5 n4/}s  
t=15x300x16=72000h Tyb_'|?rW  
N1=60x384x72000=1660000000 Yaq0mef0  
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 Z2{$FN  
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) <=uO*s>%  
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 S?t `/"O  
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² w+rw<,u%  
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² HV`u#hZ7C  
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[σH1]= 580N/ mm² RDG,f/L2  
[σH2]= 557 N/ mm² 7f=9(Zj  
F0NNS!WP7^  
计算时的以小值代入 Q~*3Z4)j  
   为齿数比.       ]  )x z  
将各参数代入得 Z.LF5ur  
\b88=^  
\t&6$"n(B6  
则 [TV"mA  
的标准 ZoC?9=k  
中心距为 CtDS lJ  
1/qiE{NW  
由于齿轮传动须装入箱体，现a为小数，结加工和测量带来不便，应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿，调整后位动比误差 只要在3-5%内， 因此Z2=93则a=150mm VA'<  
i实 o9HDxS$~^  
合要求。 [dL?N  
故分度 圆直径 aEZn6k1  
  e;}5~dSi  
齿度 ]i]sgg[  
  Mz{ Rh+gS  
3、校核齿根弯曲强度 ")M.p_b[Z=  
*t|j+*c}  
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Js#c9l{{  
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d1=59mm 7erao-  
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Z1=27 3x9C]  
Z2=90 M[*:=C)H  
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d1=67.5759 RK3/!C`  
d2=232.5 gX _BJ6  
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为齿形系数，查得 .}<B*e
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为应力，修正系数，查得 1DcarF  
l=]vC +mU  
为 用弯曲应力，由 7h0'R k  
查得 #rr-4$w+  
2!otVz!Mh  
为弯有疲劳强度的寿命系数 $B?7u@>,  
>C}RZdO~  
  查得 N]<gHGj}  
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故 9|WWA%p  
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将各参数代入 ed*AU,^@v  
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所以大小齿轮弯曲强度足够 i(iP}:3  
4、确定齿轮的主要几何尺寸 c@7hLUaE2  
分度圆直径： Pm(:M:a  
(x0*(*A}  
齿顶圆直径： "nno)~)u  
DF|s,J`98  
齿跟圆直径：  r;X0B  
_C,@eu"9V  
齿宽： _j\=FJz[  
b1=b2+（5-10）=80-85取80 8Vhck-wF  
中心距 AWXpA1(  
5、确定齿轮制造精度 xevP2pYG:  
A'QGTT  
查表确定齿轮第 II公差组为8级精度，第I，III公差与II组同为8级，并按设计手册资料推荐确定齿厚偏差。小轮为 S} Cp&}G{P  
WAXts]=  
1=109.3N/mm hUvuq,LH_  
EvQwGt1)P  
]~S+nlyd<  
`{lAhZ5  
QsJW"4d  
DE\bYxJ  
2=103.3N/mm KI@    
~!:Sp_y  
~uR6z//%  
(2bZ]  
6y,P4O*q  
d1=67.5mm !FO^:V<|5  
apD=>
O  
d2=232.5mm J7wQ=!g  
@PoFxv  
da1=72.5mm 0
$L0fhw.  
F:o#  
da2=237.5mm Oqpl2Y"/  
R 4$Q3vcH  
dF1=61.25mm ,' rL'Ys  
dEd]U49u  
dF2=226.25mm 4!~ .6cp3  
3R%UPT0>  
UcLNMn|  
Q|= Q]$d  
omv6_DdZ  
^Z>B/aJq  
a=150mm F\=Rm  
s w.AfRQP  
u@Cf*VPK  
nz(q)"A  
^/C$L8#  
CI!Eq&D,  
v=.z|QD^1  
of'ZNQ/  
e@:P2(WWl  
:\+{;;a@  
GJ，在零件上标示为8-GJGB10098-88，大轮齿厚偏差为KK，在零件工作图上标示为8-HKGBl0095-88。 ^\[LrPqe  
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*.m{jgi1X  
Sc&)~h}YF  
小轮8-GJGB10098-88 5c:'>  
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大轮8-HKGBl0095-88 B*?ZE4`  
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Iq+2mQi*/k  
五、轴的设计计算 4 GUA&qs  
1、选择轴的材料，确定许用应力，选用45号钢。调质处理，查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 R;WW f.#  
+<&E3Or  
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 rB,ld
y,f  
u[)_^kIE(n  
R0{Qy*YQ`  
因装链轮之外有一键 ，轴加大5% Fav?,Q,n  
(I[s3EnhS  
考虑到减速器、轴承、 轴器，外观等因素， 轴II与滚筒连接处直径为35，轴I与电动机连接处为30，由于轴 II负荷大，故设计，检验都以轴II为例，轴I设计如同轴II。 '?5S"??  
轴尺寸设计见附录 v
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3、校核轴强度，轴II负荷最大，须校核 m(_9<bc>  
（1）轴上受力分析 YG`?o  
轴传递转矩 N}x9N.  
!),t"Ae?>  
齿轮上圆周力 I]9C_  
 q=4Bny0  
径后力 +D`*\d1  
e;h,V(  
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 VD[pZ2;4  
运输带工作拉力为2500N N=~~EtX  
压轴力简单计为5000N v@n_F  
（2）受力图 <#*.}w~  
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（3）作垂直面受力图b)及弯矩图d) lFq{O;q7}  
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 FHg0E++?  
QG3&p<  
同理 ;rHO
&(h-  
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) K7(MD1tk  
3yO=S0`  
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) `u_Qa  
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 0.;}]v  
vHKlLl>*2  
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) ELD!{bMT  
截面c的变矩 HdX2
YPYn;  
55DE\<r  
'Jj=RAV`  
8P: spD0  
Z-X?JA\&  
[f{VIE*?%  
Xm!-~n@-m7  
Wf26  
V5mTu)tp5  
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RVA=1175.5N #x@eDnb_  
H9 tXSh  
WF2-$`x  
+OHGn;C  
=xN= #  
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MVC=67004N.MM Ip *g'  
L}k/9F.5  
sRhKlUJG  
H=^K@Ti:  
>Aq:K^D/3F  
[iS$JG-  
K|r Lkl9  
=:I+6PlF@  
dK9Zg,DZL  
sM2MLh'D  
RHB=9381N _^ |2}
t  
RHA=3488N nv/[I,nw  
 %Y nmuZ  
jLVl4h&  
f'Mop= .  
,FSrn~-j9  
gFN9jM  
MHC左=-198816Nmm k;^ :  
Y3U9:VB  
MHC右=-280307Nmm V"KS[>>f  
8Cx^0  
} p:%[  
j;~
%lg=)  
b1?xeG#  
zw@'vncc  
截面B的弯矩 EG<s_d?  
（5）求后来弯矩并作合成弯矩图f) Xl-e !  
E8[T  
(6)作扭矩aT图g) L"+
$Wc[|  
考虑启，制动的影响 挤合 a=0.6 I:j3sy  
Tl("IhkC  
(7)求出量变矩并作当量变矩图h） ef"?|sn  
S~OhtHwK  
(8)校核轴危险截面的强度 3`.P'Fh(k  
由图h)知轴上当量变矩最大的截面左右，轴承支点的B处，故校核该截面的当量应力。 ~l E _L1-c  
1R%1h9I4'  
Wd,a?31|
 
7Ke&0eAw  
Z}6^ve  
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Fj p.T;  
L@Nu/(pB=  
afG{lWE)  
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Mk  
MHB=-530000Nmm ^%T7.1'x  
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MC左=20980Nmm ._Zt=jB  
MC右=28820Nmm W6c]-pc  

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MLC左=33159Nmm iPG0o %  
MLB=554794Nmm YNdrW
Bf)  
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d[gl]tj9  
1k8x%5p  
六．滚动轴承的选择计算 e0,'+;*=g  
由于减速器为直齿圆柱齿轮，载荷平稳，轴向冲击小，故选用深沟球轴承，由轴尺寸，初步选定驱动滚筒的轴Ⅱ上为深沟球轴承6309，带轮轴承选用6308，根据轴设计计算知只需验证驱动滚筒的那个轴承即可。 }CL"S_>1  
由于此轴承几乎不受轴向力，Pr2 =FR2 j1$8#/r;c  
M5L{*>4|6  
FR2 =（RVB²+RHB²）½=（1175*1175+9381*9381）½=9454N 4Aes#{R3v  
代入Cr =[（Ff*Pr2）/Ft ]*（nl10h/16670）1/3 <Q< AwP  
查表得fF=1Ft =1（取轴在工作时温度为120度以下） zSTR^sgJ  
已知n要求每2年换轴承一次，由题知，时间为300*2*8*2=9600 %hS|68pN6  
代入得Cr=38205 B0}~G(t(  
由Cr比6309轴承Cr小，故合适。 -!M,75nU  
七、键的选择和计算 AIl4]F5I  
由轴设计知，运用C型键，键长40mm ?WI3/>:<  
工作长度 ，键高8mm S:
Q! "U  
接触高度 zR6siAV9  
      'Ye v}QM  
jF"YTr6  
查表 @~ Dh'w2q  
知键合适 =v~1qWX  
八. 联轴器选择 y7\"[<E`(V  
轴外直径为30选用弹性套柱联轴器（GB4323—84）公称扭矩为125N.m，许用转速为3600r/min，而轴I扭矩为85.76，转速为960r/min，知远远合乎要求。 c{#yx_)V&  
            九.润滑与密封方式选择 |
[xi/Q^7  
由工作环境及载荷，由于该系统工作环境不是十分恶劣，载荷比较平稳，故选用SY1172—08号润滑油，密封方式见图纸。 qNgd33u1  
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"@3@/I  
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V\~WvV  
sRHA."A!8  
P'Q$d+F,  
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选用6308和6309深沟球轴承 _W!p8cB  
'(+<UpG_Q}  
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C型键 $9 p!Y}  
书，有意请进。

啥啊？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？

想看看，谢

都看不懂

谢拉。。。。

JG, YKK

呵呵.谢谢了..

谢谢谢.呵呵....

好 %x;x_  
   

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