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2007-01-21 12:52 |
二级齿轮[课程设计] 设计说明书
文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 1{P'7IEj $/nY5[ 设计一带式输送机使用的V带传动或链传动及直齿圆柱齿轮减速器。设计参数如下表所示。 qTQBt} 1.运输带工作拉力F=2.5 KN *{+G=d 2.运输带工作速度V=1.4 M/S *-xU2 3.滚筒直径 D=200 mm jv&!Kw.Ug 4.滚筒效率n=0.96 'fPdpnJ< 5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; qoAj]
") 6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 MTUn3;c/ 7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 &5:tn=E 8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 K(q-?n`< 部件:1电动机 S6[v;{xJ 2V带传动或链传动 1IVuSp`{FU 3减速器 |<O9Sb_ 4联轴器 ;,]P=Ey 5输送带 dXnl'pFS 6输送带鼓轮 *&f$K1p 传动方案设计如下: -ig6w.%lk 3N_"rNKD /q5:p`4{J o;?/HE%,[ 'R_g">B. ~}<DG1! p ]d]QMu 'e6WDC1Am( +a*tO@HG <qGu7y" {GJ@psG* l<N}!lG| 5ls6t{Ci o*J3C> ) Yd?m0m* F8apH{&t ooQQ-?"m ,{c?ym w? tToTxf~ @9"J|} AF%@VLf L`24?Y{ ^#sU*trr )P+7PhE{J _]:z \TDn *M"}z ,{mCf^ BT(CM,bp rvw)-=qR[ s)pbS}L hodgDrmO/ X*\J_ ^U!0-y O<V4HUW R47\Y 0vw4?>Jf@ :eCU/BC4 cMOyo<F#^= sQ\8>[]
is-7
j7; j}C}:\-fY 1aTB%F hzvd t 二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 U-3i WILMH`
1. 选择电动机的类型 kbe-1 <72 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 0ik7v<: 2. 确定电动机的容量 v%iflCK 电动机所需功率由公式 :\o {_ Pd=Pw/ηa (KW) ;4pYK@9w_ Pw=Fv/1000ηw ~
(jKz}'~U 因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) PGoh1Uu 由电动机主卷筒轴的传动总效率为: 5yz(>EVH ηa=η带η²轴η齿η链 N=7pK&NHSG 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 3(,?S$> 工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 _+E5T*dk 所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW ,JQp'e 查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW Ptdpj)oi&Q 3 确定电动机的转速 1bn^.768l 卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) R)m'lMi| 根据表1-3的V带传动比i1=2-4,而单级圆柱齿轮减速器的传动比i2=4-6,因此总传动比的合理范围为:ia=8—24. z.;ez}6%V r<d_[?1N Xx>X5Fy TJR:vr /PSd9N*=y JVSA&c%3 Y<%@s}zc Vo'T!e- B }xh$T'M8 }*S `qW;B R1$:~p2m #;2n;.a t,+nQ9 |$
lM#Ua F}/S:(6LF2 /~$WUAh LAS'u"c| -^hWM}F _ =VqrK7T 6"&6`f 8&qZ0GLaT ;"~
fZ2$U eEv@}1~ GQUe!G9 P"8~$ P# \=ux atw aGtf z) dQA'($ Pe=4.0KW .ufTQ?Fe S]Mw#O| b((M)Gz /YMj-S_b~ tne ST. nz=GlO'[ b)qoh^ `-J%pEIza i/`m`qdg P"IPcT%Ob% 电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 qh|_W(`y 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). '}Z~JYa0 4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 ][+#;avU (1) 求传动比 g+Sbl 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: iXVe.n ia=na/nw =960/114.6=8.038 /-_h1.! (2) 分配传动装置传动比 8m\7*l^D: ia=i带i减 r") `Ph@yp 为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 Vk
K 则i减=ia/i带=3.35
H Y&DmE 5.传动装置的运动和运动参数的计算 9.gXzPH (1) 各轴功率 zuJ@E=7 由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) W14
J],{L PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) 7XTkX"zKj (2) 各轴扭矩 Eg#K.5hJ Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) *
KDI}B> TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) *rs5]U< i@)i$i4 n=1000 aW)-?(6> IEsEdw]aZE 电动机 型号为Y132M-6 59Xi3KY `>f6)C- e,vvzso K/j3a[. *`ua'"="k V3Q+s8OIF pfA|I*`XV i带=2.5 (2J: # i减=3.35 r~jm`y \r^qL^ *'.|9W m? J0i>H
|:q=T
~x e6R}0w~G TI=85.76N/m C*)3e*T* A&.WH?p n'wU;!W9 TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) EUD~CZhS"k (3) 各轴转速 "}u.v?HYz nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) \qdHX nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) :DrWq{4 f9t6q*a`% D/Z6C&/I $+8cc\fq fi-WZ @r/#-?W p4.wh|n q0i(i.h Vwg|K| "bFTk/ T! Y@`Ox 'y;EhOwj, -BrMp%C :~b3^xhc^ 2iY3Lsna aktU$Wbwl 1-%fo~!l Y>|B;Kj0( Y}t \4 di wa<MRt W= [pC$+NX 63q^ $I f/
?_ O,+1<.;+ j~2{lCT ^1S!F-H4\ y?[ v=j*U 7]U"Z* Ed0QQyC@9 1t:Q_j0Ym hv`~?n)D66 !*s?B L u!!Y=!y*< hEA<o67 JmF l|n/H nI=334(r/min) s[M?as nⅡ=114.6(r/min) eV2W{vuI |jQ:~2U| T}Km?d l Q'I O!mvJD t9,\Hdo Ee)T1~;W wg7V-+@i X>1,!I9 3)F|*F3R KK1gNC4R q
0$,*[PH T m_bz&Q T_i:}ul Q}1 R5@7 3/aMJR:o
Vr )<\h ?^H
`M|S .\[`B.Q O-ew%@_ WB?jRYp NE"@Bk
cm bt"W(m&f x^HGVWw_ tR}MrM VeGL) /,89p&h &qMPq-> )jU)_To u5O+1sZ"6 V[{6e 三.V带传动设计 hLI`If/+K 保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 W0y '5` 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, NiWa7 /Hr 设计功率Pd=KAP kW ^M3~^lV 由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, V `b2TS 由转速在满载时为960r/min Qt iDTr 查表得 R%Qf7Q RS"H8P4W u\E?Y[1 TMAJb+@l: 2VF%@p /mXBvY 1LqoF{S: pM^9c7@!: g'pK c|lu&}BS @AKn@T5 c;%_EN% $"`- ^ __`*dL>* I[=j&rK`
<p}R~zk =7-9[ { M8INk,si vh"R'o n?A6u\sQ ` BDLW%aL kv8Fko rW0kA1=E FjK3
.>' ]Gpxhg V7GRA#| @_U;9) H]Cy=Zi" n/DP>U$I& ,O.3&Nz,c d1T,eJ} /4t j3B, y@ ML/9X8q %F\?R[^5 VK}fsOnj0 |B.0TdF t/ +=|* 7P"| J\ >GQEqXs ">~.$Jp_4 6726ac{xz W;_nK4$%' z)'M k[ #rxVd
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jF4/ eL^.,H0 F_Z- 8>P `^bgUmJ~ PH `9MXh @[5xq +hn+K1 b}0,\B% e"/;7:J5\ }tsYJlh5 aD=a , ElS 9?Q+ Is]aj-#r !xP8#|1 EG0WoUX| -M%_\;"de $tz;<M7B RMd[Yr2e gT$Ju88 f:ZAG4B ELBa}h; 7s"<
'cx_F ,
FhekaA 四 .传动零件的计算 Y]{
>^`G 设计一般用途的传动零件 fQL"O}Z 1. 选择材料 4AG\[f
8q 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。 {Z3dF)> 2. 按齿面接触强度确定主要参数
Vm(1G8 a d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 BhM'@g* T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) RY c!~Wh~Y 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. SG-'R1
J c7tfRq
n+ [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) vz^<YZMu σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 vFE;D@bz: 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 ?_"+^R z t=15x300x16=72000h N5]0/,I} N1=60x384x72000=1660000000 \2ZPj)&-E N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 ?*?RP)V 查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) tjGd ) SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 9Xl`pEhC 故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² {Zh>mHW3 [σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² T/^Hz4uA7 MF~H"D
n w QNxL5B YyTSyP4 cU{e`<xjA F%i^XA]a* -8r TJ:]SB jeGj<m L]d-hs 0PU8#2pR Nluv/?< @y82L8G/ @J5Jpt*IE K为1.4. TF 'U 4'-|UPhx K'X2dG* taFn![}/!g H^.IY_I`U* -1ce<nN D\[h:8k wk6NG/< E<C&Cjz:H VH=S?_RY> U$
F{nZ1 q EP
4 1Wm)rXW[x AJSx%?h:6 y`$Q\}fS +T=(6dr 7\f\!e < d'/TdVM v.:3"<ur} ~(pmLZ<GW} _R.B[\r@ [σH1]= 580N/ mm² -
/(s#D [σH2]= 557 N/ mm² jCrpL~tWT {}QB|IH` 计算时的以小值代入 I! > \#K 为齿数比. }';D]c 将各参数代入得
W - `ORECg) $2M#qkik- 则 -s|}Rh?Y 的标准 3/b;7\M 中心距为 =xNv\e ^S)cjH`P 由于齿轮传动须装入箱体,现a为小数,结加工和测量带来不便,应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿,调整后位动比误差 只要在3-5%内, 因此Z2=93则a=150mm K"b`#xN(t i实
1~l
I8 合要求。 j6 故分度 圆直径 N.4q. B 9T!j]' 齿度 ,oNOC3U 5w\fSY 3、校核齿根弯曲强度 ,SQZD,3v4 !A>z(eIsv` "Vr[4&` KAsS[ {q<03d~9|G A8q;q 2 d1=59mm m85WA
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` _[Vf547vS P ~#>H{ 8a_[B~ M.nvB) Z1=27 8E8N6 Z2=90 E;d7ch ?%VI{[y#> 52.>+GC yA)(*PFz [!
'op0 UG'bOF4 zNY)' .e'eE R(-<BtM!- w~#nYM=fP! K9vIm4::d$ Qj3a_p$)P r?CI)Y; a=150mm D;I6Q1I cgb2K$B_" 5OO'v07b T \CCF +4\U)Z/\ d1=67.5759 S}f?.7 d2=232.5 -QyhwG= gr-fXZO <$N"q 2kv7UU#q2 ,+g&o^T \}~s2Y5j pA;-vMpMj `]LSbS BC,.^"fA6 为齿形系数,查得 be e5 rCS#{x 为应力,修正系数,查得 goJ|oi 6l$L~> 为 用弯曲应力,由 X[2[!)Rk 查得 7 ~ztwL ~2d:Q6 为弯有疲劳强度的寿命系数 Mc-)OtmG[ &20P,8@ 查得 cEe?*\G kD) $2I? 故 2Bk$ lx7 `:O\dN>ON 将各参数代入 eZr&x~]
-w l{VSb92f )RYG% =pA
IvU M0|'f' 7O`o ovW$ -
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H, y fSM v(leide -[OXSaf6 wh:1PP j#0j)k2Q r}u%#G+K, ~|wos-nM Y${l!+q iqhOi|! *2}O-e =2y8CgLj 5cK@WE: Wk^RA_ -ng=l; Aa?I8sbc fqs]<qi kl1Y] ?z} ;Qi }{;+ 7@a 0$coP vRA',(]( BpO9As 1um kC$&:\Rh 4gdY`}8b^} XE}H 3/2 ig 0u^BC kW6%32 E)ugLluL 5)zn :$cz rZbEvS kqvow3u @\(v X ] I~'*$l ,pq{& A &"uV~AM \g-j9|0 所以大小齿轮弯曲强度足够 vMSW$Bx ; 4、确定齿轮的主要几何尺寸 >+cVs: 分度圆直径: 0;~yZ?6_F +TN9ujL6@ 齿顶圆直径: %K 4
ZF#Rej? 齿跟圆直径: F5gObIJtuY WV kR56 齿宽: 77gysd\( b1=b2+(5-10)=80-85取80 Cd#E"dY6 中心距 h`MdKX$ 5、确定齿轮制造精度 *QE<zt NB8& 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 4ax|Vb)D w,.qCp T$_ 1=109.3N/mm `?s.\Dh Mxz,wfaH> `T!#@&+ {LE&ylE !ZtSbOC ' ;Fl<v@9 2=103.3N/mm NVIWWX9? WXUkuO yOHXY& oJ;rc{n- z
YDK $ d1=67.5mm ~o15#Pfn/ :iY$82wQ d2=232.5mm 6`nR5 fh >w'$1tc?+F da1=72.5mm ?{J!#`tfV EO"C8z'al da2=237.5mm ~I_owCVZ Iz\1~ dF1=61.25mm J=WB6zi P{oAObP% dF2=226.25mm H/cTJ9zz z?.(3oLT k
khE}qSD :\}U9QfCw L`K;IV%; *{/@uO a=150mm we]>(| $iMC/Kym o)]FtL:mm WfVMdwz= cx(2jk}6 2cnj@E:5l snMQ"ju w7Dt1axB fD6GQ* >A jCl 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。 :1<~}*B@{ @phN|;? \|+/0USn M<oA<#IW !Cb=B #EwK"S~ #8?^C]*{0 \graMu}- CIQwl 6H9 "3y} F :('I)C L+R>%d
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{|W? 'z](xG< 小轮8-GJGB10098-88 <ge}9pU)o^ @YB85p"]J. 大轮8-HKGBl0095-88 bX&e_Pd X7&U3v u*k*yWdr Lupy:4AD ||f vKyKW> Y eO-gY[b >]?Jrs }{=8&gA0 \CwtX(6. NxB+? x/_dW 25&nwz 2YluJ:LN v,*Q]r0m #nbn K L6 kZ2-6 .t:DvB %t{Sb4XZ4k ?q6Z's[ Kt6C43]7 jQs*(=ls O&= KlnI: v*Xk WH5 AtT"RG-6 59~FpjJ 6~3jn+K$1 {70Ou}* h-,?a_ _y"a2M WN1Jm:5YV _r[r8MB ZGzc"r(r:# d["x=
[f 3Mxz_~ lh~<s2[R2 五、轴的设计计算 J$#D:KaU:N 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 !6{Jq] l_ZO^E~D_ 2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 v10mDr Jxf}b}^T A ^-Z)0: 因装链轮之外有一键 ,轴加大5% 5'62ulwMP= zF=#6 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。 3]!h{_:u 轴尺寸设计见附录 %kJh6J ['?^>jfr e"lD`*U8R OCwW@OC + Z~:/#?/ 5d%_Wb' r)c+".0d^ {[my"n2 F68},N>vr@ U{HyxZ|q< \ hrBq^I n}VbdxlN +<GrRYbC FoQ?U=er 3>H2xh 3Y %7iUlO}}V {qY3L8b ?U}sQ;c$ E7k-pquvE 4P`PmQ=GQh ;A
x=]Q -<]\l3E&J VtD@&N 7Y%!,ff zoR,RBU6 P_kaIPP hcd!A5 ;_>s0rUV _'H2>V_ Dp%5$wF)8
d=35mm K3a>^g !}z%#$ A J<iM)l| .L~f Fns/ +dDJes!] 0Ddn@!J* Lr K9F^c x&QNP T_3V/)%@ czXI?]gg, zNNzsT8na b$;HI7)/K 5}<.1ab3V 9` OG sx<}
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cjCE3V9X 7~nIaT Vww@eK%5Q bv .EM QBg}2. 3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 zfk'>_' (1)轴上受力分析 Na~g*)uT$ 轴传递转矩 P}ehNt*($ zyIza @V( 齿轮上圆周力 XMjI}SPG z44 径后力 $xKg }cO bx+(.F 轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 ~Da
>{zHt 运输带工作拉力为2500N l=Lmr 压轴力简单计为5000N J`U$b+q6 (2)受力图 6|B a ek Y? 1C^HCIH7J Ws2prh^e( BZ]&uD|f
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