[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 }XX)U_x  
brl(7_2  
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。 +Hc[5WL  
1.运输带工作拉力F=2.5 KN 0x4Xs  
2.运输带工作速度V=1.4 M/S ~ZweP$l  
3.滚筒直径     D=200 mm Cf91#%:cN  
4.滚筒效率n=0.96 &;&i#ZO  
5.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳； +j1s*}8  
6.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。 ,5mK_iUw3  
7.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时 Qo4]_,kR  
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。 Q]S~H+eRy  
部件：1电动机 %nSm 32/t3  
      2V带传动或链传动 S*Qip,u  
      3减速器 IGV@tI  
      4联轴器 9s>q4_D  
      5输送带 AME3hA  
6输送带鼓轮 6y)TXp  
传动方案设计如下： zq>pK_WG  
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F=7X,hK  
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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 %LyZaU_sB  
                                      ^j]"!:h  
1.     选择电动机的类型 R=&9M4  
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 URU,&gy=  
2.    确定电动机的容量 `_%UK=m  
电动机所需功率由公式 ha[c<e]uo[  
      Pd=Pw/ηa (KW) o>WB,i^G  
      Pw=Fv/1000ηw =
og>& K  
    因此   Pd=Fv/1000ηaηw(KW) TL&`Ywy  
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: KuBN_bd  
      ηa=η带η²轴η齿η链 ~o{GQ>  
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 F6 mc
<n  
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 SnIH6k0T_  
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW ],`xd_=]=  
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW e&~vO| 3w%  
3 确定电动机的转速 ?,s]5   
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) pH&*
5=t}  
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. w O H{L  
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 (]E0fjk  
  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). /0Jf/-}ovn  
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 g6 H}a  
(1)    求传动比 4s s 4O  
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: ZUyS+60  
ia=na/nw =960/114.6=8.038 F50l->F2&  
(2)    分配传动装置传动比 Sj ly]  
ia=i带i减 -uKTEG[  
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 $u~
*V  
则i减=ia/i带=3.35 &4O2uEW0  
5.传动装置的运动和运动参数的计算 57fl<IM  
(1)    各轴功率 PglSQ2P  
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) #a`D6;  
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) eJ*u]GH U  
(2)    各轴扭矩 C66
9:%  
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) lfAiW;giJ  
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) k vpkWD;  
216`rQ}z  
n=1000             4#Xz-5v  
r|63T%q!  
电动机                 型号为Y132M-6 4se6+oJe  
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i带=2.5 mm9uhlV8  
i减=3.35 /F$E)qN7n  
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fN1b+d~*6  
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TI=85.76N/m DfU]+;AE  
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) bv;.6C(T<  
(3)    各轴转速 ~?4BP%g-y  
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) W ]$/qyc&J  
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) qSDn0^y  
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nⅡ=114.6(r/min) 3;FV^V'  
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三．V带传动设计 79cM_O  
保证带传动工作时不打滑，同时具有足够的疲劳强度。 YvcV801Go  
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， F81EZ/  
设计功率Pd=KAP kW R|'W#"{@  
由电动机为4KW，得Pd=1.2x4000=4800kW， $.kJBRgV*  
由转速在满载时为960r/min [FrLxU  
查表得 n}[S  
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四 .传动零件的计算 dz([GP'-*  
  设计一般用途的传动零件 vnvpb! @Q  
1.    选择材料 $YEm(:v$  
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。 ]<\YEz&A  
2.    按齿面接触强度确定主要参数 %o%V4K*  
    d1≥[（671/[σH]）²x（KT1/Φd）x(u+1)/u] 1/3 ErK1j  
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) :,JaOn'  
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. bKCE;Wu:G  
CZ3oX#b  
  [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) T\}U{9ELL  
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 T[|#DMg$F  
σHlim1=580N/mm²(碳钢调质)根据HBS２＝188 查得σHlim2=530 N/mm²(碳钢正火).ZN为接触疲劳强度的寿命系数,由N=60ant得:当a=1时,n1=384r/min .<`)`:n+B  
t=15x300x16=72000h Z\CvaX  
N1=60x384x72000=1660000000 Deh3Dtg/
k  
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 baII!ks  
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) r$={_M$  
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 Bgm8IK)6  
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² cr!W5+r  
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² ?^%[*OCCC!  
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K为1.4. 7y|U!r"Y  
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DS(>R!bb  
[σH1]= 580N/ mm² _R\F
B|_  
[σH2]= 557 N/ mm² .:j{d}p}  
XS&Pc  
计算时的以小值代入 mw
5>[  
   为齿数比.       w PR Ns9^  
将各参数代入得 \XB,)XDB  
A5Jadz~  
; pBLmm*F  
则 XE2Un1i}j1  
的标准 4~Cf_`X}]  
中心距为 ~RbVcB#  
~%*l>GkP*  
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 N9/k`ZGC  
i实 0OHXg=  
合要求。 D=a*Xu2zq  
故分度 圆直径 P}Ig6^[m\  
  g&g:HH:  
齿度 ~},H+A!?  
  AJ/Hw>>$?m  
3、校核齿根弯曲强度 %_E5B6xi{  
pA.orx  
M]5l-i$  
(>0`e8v!  
t[!,puZc#  
lD$s, hp  
d1=59mm |2^mCL.r  
Gk
5'|s  
hD5@PeLh  
m%J?5rR3  
[6VM4l"  
Z1=27 -4QZ/*  
Z2=90 co\?SgE35  
Mt4]\pMUb  
2tK~]0x  
<.Tllk@r)  
7{U[cG+a#  
'n7|fjX?Y  
=M 8Mt/P  
jW#dUKS(  
65zwi-  
M{p6&eg  
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-!+i ^r
 
a=150mm ,zZH>P  
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*P *.'XM  
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d1=67.5759 D7pQWlN\  
d2=232.5 > U3>I^Y  
gs1  
5L6.7}B  
XzV>q~I3|E  
MDa[bQNM  
}%wP^6G*x\  
;0_T\{H"nR  
=z5=?  
#p=+RTZ<  
为齿形系数，查得 TCzz]?G]la  
rMG[,:
V  
为应力，修正系数，查得 WuVs
W3@  
C|H`.|Q  
为 用弯曲应力，由 GX19GI@k  
查得 3 a(SmM:  
B_Wig2xH0  
为弯有疲劳强度的寿命系数 !pe[H*Cy  
|qpm  
  查得 EO'+r[Y  
2O(k@M5E?  
故 1;./e&%%  
+ ,]&&  
将各参数代入 ~xam ;]2  
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w/0;N`YB  
所以大小齿轮弯曲强度足够 A.P*@}9  
4、确定齿轮的主要几何尺寸 n u>6UjV  
分度圆直径： j1@PfKh  
j;rxr1+w  
齿顶圆直径： ~bjT,i  
v@!r$jZ  
齿跟圆直径： #b=*hi`E  
^
F"eHUg  
齿宽： n{F&GE="  
b1=b2+（5-10）=80-85取80 GsWf$/iC:  
中心距 `? f sU  
5、确定齿轮制造精度 $)O\i^T  
DV
bY  
查表确定齿轮第 II公差组为8级精度，第I，III公差与II组同为8级，并按设计手册资料推荐确定齿厚偏差。小轮为 wlX K2D  
H: ;S1D  
1=109.3N/mm |SsmVW$B|  
hcD.-(-;)  
ukXKUYNm8  
zL:k(7E   
k*T&>$k}^  
QTI^?@+N>  
2=103.3N/mm /%^^hr  
LTio^uH  
^#j{9FpPs  
1b"3]?  
t4,(W`  
d1=67.5mm ]FO)U  
+?[iB"F  
d2=232.5mm htqC~B{1E  
^$\#aTyFK  
da1=72.5mm x@"`KiEUs  
ML_[Z_Q<z  
da2=237.5mm yCye3z.  
Zv1/J}+  
dF1=61.25mm BO=j*.YKy  
Q%RI;;YyA  
dF2=226.25mm IQ}YF]I;  
fxX4 !r  
`lq[6[n  
X=b]Whuv  
K"ytE2:3  
X1~ B  
a=150mm 2Y{r2m|o  
N u9+b"Wr  
lF1ieg"i M  
qeZ*!H6-  
v/DWy(CC  
xYWg1e$k  
#kDJ>r |&-  
syLpnNx=  
+LAjh)m  
P&]PJt5  
GJ，在零件上标示为8-GJGB10098-88，大轮齿厚偏差为KK，在零件工作图上标示为8-HKGBl0095-88。 f<~S0[H  
< {dV=  
;*EPAC+  
        &8wluOs/5  
n*fsdo~  
Gj([S17\0:  
;;l-E>X0  
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h0fbc;l  
W=T}hA#`  
"Q~-C|x  
aGz<Yip  
u*$ 1e  
LMvsYc~]q  
=,=tSp  
小轮8-GJGB10098-88 ES#K'Lf  
fXHNm$"n  
大轮8-HKGBl0095-88 D'823,-).  
{ +%S{=j  
?g$dz?^CK&  
|H4/a;]~  
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$o`N%]  
五、轴的设计计算 :CN,I!:  
1、选择轴的材料，确定许用应力，选用45号钢。调质处理，查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 /._wXH  
.(  vS/  
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 6|05-x|  
?<Dinq  
C,w$)x5kls  
因装链轮之外有一键 ，轴加大5% 33\{S$p  
4 ~17s`+  
考虑到减速器、轴承、 轴器，外观等因素， 轴II与滚筒连接处直径为35，轴I与电动机连接处为30，由于轴 II负荷大，故设计，检验都以轴II为例，轴I设计如同轴II。 }Y5Sf"~M  
轴尺寸设计见附录 <3QE3;4  
o_<o8!]l"  
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Ip( IGR"  
Sq}hx  
v'S}&zmF]  
3、校核轴强度，轴II负荷最大，须校核 t*82^KDU  
（1）轴上受力分析 LqPn$rZ|$  
轴传递转矩 !Z,h5u\.w  
Io{)@H"f  
齿轮上圆周力 3.?PdK&C  
WsQo+Ua  
径后力 }f<.07  
W{At3Bfy  
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 sE-E\+  
运输带工作拉力为2500N <u*~RYA2  
压轴力简单计为5000N WL7R.!P  
（2）受力图 D&/(Avx.  
d /jO~+jP  
q*\#HC  
1[a;2xA~  
<jQ?l%\  
j{IAZs#@>  
hJ>{`Tw  
R>To L  
T#Qn\8  
eRD?O  
Ft=2351 N vL`w
n=  
A}FEM[2  
OnC|9  
Fr=893N f:GZb?Wyd  
B8'" ^a^&-  
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DmM<Kkg.J  
Vz!W(+  
Y'&A~/Adf  
r]sv50Fy  
SG2s!Ht  
-LJbx<'  
（3）作垂直面受力图b)及弯矩图d) Igt:M[ /  
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 ".O+";wk  
m:59f9WXA  
同理 2K'3ry)[y  
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) qYBoo]}a  
+N:K V}K  
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) yjaX\Wb[z[  
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 6e(|t2^  
G4vXPx%a8  
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) W
p`wIe6  
截面c的变矩 {1;j1|CI  
FN NEh  
%|}obiV)  
R"EX$Zj^E  
.8S6;xnkC  
Q"n*`#Yt'  
+VkhM;'"C  
m{  .'55  
-@X?~4Idz  
, \|S BS  
IqJ7'X  
RVA=1175.5N laG@SV  
+!6aB|-  
[x ?38  
0W<:3+|n4  
w$WN` =  
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gBq  
MVC=67004N.MM %Sr/'7 K  
`[p*qsp_  
:'9%~q.D4  
'VcZ_m:  
/L\
]t  
hqIYo .<  
q(4W/y  
mD{<Lp=  
[`nY/g:  
o4,fwPkB  
RHB=9381N YjN2 ,Xi  
RHA=3488N wYQTG*&h  
s+&Ts|c#  
WL$nchS9  
P,r9<  
4bLk+EY4A  
~G|u
n}g=  
MHC左=-198816Nmm 99w;Q 2k  
eL3HX _2(  
MHC右=-280307Nmm -.-je"E  
YUU|!A8x  
Au
uZWd  
P0NGjS|Z{  
4A^=4"BCV  
f_a.BTtNO  
截面B的弯矩 ,3l=44*  
（5）求后来弯矩并作合成弯矩图f) ~SgW+sDFu  
eYZ{mo7  
(6)作扭矩aT图g) FjF:Eh  
考虑启，制动的影响 挤合 a=0.6 gDE',)3Q,  
Rp$t;=SMD  
(7)求出量变矩并作当量变矩图h） q
plz !=  
NfvvwG;M  
(8)校核轴危险截面的强度 "9,z"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。 y^7;I-  
M\O6~UFq!  
,RIGV[u  
u3)Oj7cX  
BayO+,>K
 
sf
)ojq6s  
#-$\f(+<  
fq(r,h=|  
CBw/a0Uck  
i(P/=B  
g&9E>wT  
~>u]ow=  
?w6zq|  
MHB=-530000Nmm L".Qf|b*  
i(R&Q;{E^  
PhBdm'  

x/D"a|  
qj*IKS  
MC左=20980Nmm W/_=S+CvK  
MC右=28820Nmm k[lYdk  
*lHI\5  
.3WDtVE  
%zj;~W;qPH  
i(DoAfYf/q  
&'`q&U1x  
MG ,exN @  
f>.A^?  
'}\{4Qst  
MLC左=33159Nmm k8fvg4  
MLB=554794Nmm )9'eckt  
6&/H XqP  
BDoL)}bRE  
Z#7T!/28  
W+k`^A|@  
{!5"Y(>X  
8BZTHlUB  
rl-r8?H}  
U 7mA~t2E  
}p-<+sFo  
]D|sQPi]F  
1(!w xJ  
+g36,!q  
`:W
Vp~fn  
APxy%0Q  
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b;$ -s \%  
ECHl9; +  
K"'W4bO#7  
OiPE,sv  
BM bT:)%  
六．滚动轴承的选择计算 _Eq*  
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。 ,arFR'u>  
由于此轴承几乎不受轴向力，Pr2 =FR2 QuFcc}{<]  
{2kw*^,l  
FR2 =（RVB²+RHB²）½=（1175*1175+9381*9381）½=9454N yQ\K;  
代入Cr =[（Ff*Pr2）/Ft ]*（nl10h/16670）1/3 WBTdQG Q6  
查表得fF=1Ft =1（取轴在工作时温度为120度以下） Jej P91  
已知n要求每2年换轴承一次，由题知，时间为300*2*8*2=9600 ca>
6r`  
代入得Cr=38205 ~doOt  
由Cr比6309轴承Cr小，故合适。 `P;fD/I  
七、键的选择和计算 $ijWwrh  
由轴设计知，运用C型键，键长40mm !>XG$-$`Z  
工作长度 ，键高8mm R_4]6{Rm  
接触高度 *O') {(  
      ',-4o-  
9G(.=aOj,  
查表 ]'Y vI!r  
知键合适 X\3IY:Q@T  
八. 联轴器选择 1B~H*=t4h  
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。 )W^Wqa8mG|  
            九.润滑与密封方式选择 n"B"Aysz  
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。 W]|;ZzZ=m  
G'c!82;,?  
w <zO  
=\s(v-8  
=x "N0p  
[uO
W\)`  
l'YpSO~l7  
6hKavzSi
 
iN%\wkx*N  
V^Wo%e7#u[  
1G/bqIMg63  
Qxj &IX  
选用6308和6309深沟球轴承 n y6-_mA]  
2%g)0[1  
C:/ca)  
 8.D$J  
@ ?y(\>  
31mY]Jve"  
e"en ma\_  
{UT>> *C  
W2h^ShG  
DmAMr=p  
u->UV:
u  
)_!t9gn*wr  
d#7 z N  
K1RTAFf /  
r-]Au -  
KfJF9!U*?  
$5nOiaQL  
H~RWM'_  
N(mhg
C<O  
O6gI%Jdp  
~V3pj('/)'  
pLMki=.Ld  
DV +DJcF  
l'-dB  
6TS+z7S81L  
!pl<  
/yn1MW[.  
#:L|-_=a  
4A0R07"  
!$hrK6o  
\>nPg5OT  
)ARfI)<1b  
$Hqm 09w  
hfP}+on%  
J!%Yy\G  
Y1EN|!WZ  
~Bn#AkL  
C)`ZI8  
1g{`1[.QO  
n5"rSgUtE  
4\<[y]pv  
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D8slSX`6j  
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Hk8:7"4Q  
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C型键 )zI<C=])"  
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