[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 s7[du_)  
*MglX<  
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。 W
L:CBE#  
1.运输带工作拉力F=2.5 KN > X<pzD3u  
2.运输带工作速度V=1.4 M/S 7E6gXf.  
3.滚筒直径     D=200 mm P;C3{>G9  
4.滚筒效率n=0.96 `{#0C-  
5.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳； CNwIM6
t  
6.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。 "8>T  
7.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时 }KcvNK (  
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。 Kf/1;:^  
部件：1电动机 ?#da4W  
      2V带传动或链传动 a"@k11  
      3减速器 $hXhq*5|c  
      4联轴器 nep0<&"  
      5输送带 (R5n
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6输送带鼓轮 J'jwRn  
传动方案设计如下： Js.2R$o =*  
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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 e8E*Urtz  
                                      Qk`ykTS!  
1.     选择电动机的类型 `eZ +Pf".  
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 /w[B,_ZKTk  
2.    确定电动机的容量 %PF:OB6[|  
电动机所需功率由公式 ''.P=  
      Pd=Pw/ηa (KW) (_2Iu%F  
      Pw=Fv/1000ηw M( euwy  
    因此   Pd=Fv/1000ηaηw(KW) H|UGR~&  
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: /xS4>@hn  
      ηa=η带η²轴η齿η链 3jeB\  
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 I7=g8/JD  
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 q!fdiv`  
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW _.}1 Y,Q  
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW BeR7LV  
3 确定电动机的转速 FR57F(31  
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) mHj3ItXUu  
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. 0;J#".(KQ  
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Pe=4.0KW vG2&qjY1  
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 l)P~#G+C  
  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). H)5V \  
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 GEd JB=  
(1)    求传动比 _v\L'`bif  
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: '#*5jn]CqB  
ia=na/nw =960/114.6=8.038 BKJwM'~  
(2)    分配传动装置传动比 gX'nFGqud  
ia=i带i减 .29y3}[PO  
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 Z\1wEGP7{  
则i减=ia/i带=3.35 T+knd'2V6  
5.传动装置的运动和运动参数的计算 }i\U,mH0_&  
(1)    各轴功率 :enmMB#%  
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) >c
dxe3I\  
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) wJ}
9(>id*  
(2)    各轴扭矩 CHGV1X,  
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) y]YUuJ9a  
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) %fzZpd]v=,  
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n=1000             OtsW>L@ O(  
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电动机                 型号为Y132M-6 3B^`xnV  
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i带=2.5 1 Vq)& N  
i减=3.35 +m+v1(@  
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TI=85.76N/m ,T<q"d7-#  
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) qHtonJc  
(3)    各轴转速 na)-'  
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) x./l27}6  
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) 6|HxBC#4  
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三．V带传动设计 ujH ^ML  
保证带传动工作时不打滑，同时具有足够的疲劳强度。 Dqh rg;  
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， 8O='Q-&8  
设计功率Pd=KAP kW uU;]/  
由电动机为4KW，得Pd=1.2x4000=4800kW， 8/oO}SLF  
由转速在满载时为960r/min XZ1oV?Z4  
查表得 :3$$PdZ  
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N4z(2.  
四 .传动零件的计算 XNm%O  
  设计一般用途的传动零件 \KpSYX1  
1.    选择材料 EoOB0zo}Y+  
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。 &1k2J   
2.    按齿面接触强度确定主要参数 a`:ag~op@&  
    d1≥[（671/[σH]）²x（KT1/Φd）x(u+1)/u] 1/3 U:[#n5g  
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) _#2AdhCu  
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. OB&l
q.r  
ED>T2.:{  
  [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) a1p}y2  
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 &q?A)R  
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 FN)vFQ#J  
t=15x300x16=72000h <+%#xi/_  
N1=60x384x72000=1660000000 %%=PpKYtSD  
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 k;AV'r  
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) ^/k`URQ  
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 ==i:*  
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² l-GQ AI8  
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² HS% P  
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K为1.4. m3La;%aA0  
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GCf3'u  
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[σH1]= 580N/ mm² RawK9K_1  
[σH2]= 557 N/ mm² &r{.b#7\/A  
q=M\#MlL0'  
计算时的以小值代入 Q}?yj,DD  
   为齿数比.       1D,$Az~.  
将各参数代入得 ?H c~ 3  
>@2l/x8;  
"iCR68e  
则 Qo4+=^(  
的标准 z)Y<@2V*C  
中心距为 Pgy&/-u  
\~(ww3e  
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 sGf\!w  
i实 P(_wT:8C
?  
合要求。 {\OIowa  
故分度 圆直径 q<YteuZJ,  
  "%c\i-&t  
齿度 e7{n=M  
  Cmq.V@  
3、校核齿根弯曲强度 +DWmutL  
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g\;  
X7I"WC1ncz  
xZ51iD$  
0hKF)b  
iY=M67V  
d1=59mm O1@-)<_71  
\haJe~  
#?xhfSgr  
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U&fOsx?"  
Z1=27 f6 zT  
Z2=90 \#(cI  
C043h?x  
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iOB]72dh  
*E<%db C2  
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Y[A
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a=150mm sXzxEhp  
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m*L*# ZBS  
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d1=67.5759 .:tA
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d2=232.5 kji*7a?y  
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k+>-?S,  
j2T Z`Z?a^  
4@PH5z  
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_B`'1tNx  
X>w(^L*>  
为齿形系数，查得 ^Bw2y&nN  
BN&^$1F((  
为应力，修正系数，查得 d`LBFH,  
eK\1cs  
为 用弯曲应力，由 3^l@!Qw  
查得 ql5NSQ>{  
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为弯有疲劳强度的寿命系数 =[!&&,c=  
:ND5po#(  
  查得 l~,5)*T  
vn@9Sqk  
故 c&.>SR')  
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将各参数代入 _}.BZ[i  
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所以大小齿轮弯曲强度足够 yClX!
OL  
4、确定齿轮的主要几何尺寸 &`+tWL6L  
分度圆直径： RV^ N4q4  
jd]Om r!  
齿顶圆直径： <4r3ZV;'  
*HiN:30DZ  
齿跟圆直径： .!|\Y!]^r  
1vw[{.wC  
齿宽： '/l<\b/E  
b1=b2+（5-10）=80-85取80 XFJGL!wWm[  
中心距 (JV [7u -  
5、确定齿轮制造精度 \\w<.\Yh  
`5da  
查表确定齿轮第 II公差组为8级精度，第I，III公差与II组同为8级，并按设计手册资料推荐确定齿厚偏差。小轮为 e$'|EE.=q+  
~jcdnm]  
1=109.3N/mm Sep/N"7~t  
d)hA'k  
X0a)6HZ{  
klpYtQ  
+9EG6"..@H  
H!N`hEEj>  
2=103.3N/mm ;1x(~pD*o  
eO7 )LM4  
9BW"^$  
O7DaVlln  
FFC"rG  
d1=67.5mm JK.<(=y\  
FYe#x]ue  
d2=232.5mm |.]sL0;4Z  
2h=QJgpCG  
da1=72.5mm :c
03"jvYE  
=(]yl_  
da2=237.5mm :{7gZ+*  
jimWLF5Q5"  
dF1=61.25mm _m0B6?KJ  
dV/ ^@[  
dF2=226.25mm ULT,>S6r  
Xg<R+o  
nC6 ;:uM  
xlKg0&D  
u7>{#]  
<rQ+ErDA  
a=150mm rJz`v/:|P  
r2b_
$  
UO~Xzx!e  
@O]v.<8  
58]C``u@Y  
LZ'Y3 *  
Q}zd!*  
^uCZO  
a8w/#!^34  
Al}D~6MD  
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。 0(o{V:l%Z|  
g.,_
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        6B8gMO  
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|T+YC[T#v  
P.Gmj;  
N= G!r  
小轮8-GJGB10098-88 WB|N)3-1  
6|10OTVu`  
大轮8-HKGBl0095-88 [,T
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'z$!9ufY,  
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b0aV?A}th  
五、轴的设计计算 TQ69O +  
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 
# 5b   
.q5WK#^  
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 +
?ilTU  
{O5(O oDa  
l5<&pb#b  
因装链轮之外有一键 ，轴加大5% b>'y[P!  
@ayrI]m#>,  
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。 #sb@)Q  
轴尺寸设计见附录 d_)VeuE2  
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3、校核轴强度，轴II负荷最大，须校核 u8Oo@xf0Fr  
（1）轴上受力分析 $uCY\xqZ  
轴传递转矩 <BhNmEo)2  
'h{| ]  
齿轮上圆周力 N2\{h(*u  
k8O%gO  
径后力 Z=[?Tf  
NG\^>.8  
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 9s`j@B0N57  
运输带工作拉力为2500N m$80D,3  
压轴力简单计为5000N < SvjvV  
（2）受力图 IT0 [;eqR  
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}TsND6Ws3  
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Ft=2351 N v8NoD_  
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Fr=893N [FN4_  
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2%gLq  
d|RDx;rl8  
（3）作垂直面受力图b)及弯矩图d) i)mQ?Y#o  
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 e!.r- v9  
E!}~j  
同理 VFjNrngl  
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) J4>k9~q  
&HIG776  
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) jO+#$=C  
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得
q:X&)f  
%MUh_63bB  
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) 6gN>P%n  
截面c的变矩 'Nn>W5#))  
Kta7xtu  
<Q|(dFr`v  
N\Li/  
6O# xV:Uc<  
iqh"sx{5bp  
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MVC=67004N.MM .GH#`j  
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O/pAu>  
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qp)a`'Pq  
RHB=9381N 3El5g0'G  
RHA=3488N
e~iPN.'1  
R}VEq gq  
ji
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9Vh>ty1|_  
yRGv{G[59  
DS]C`aM9  
MHC左=-198816Nmm  Z?_t3  
q;0QI{:5v  
MHC右=-280307Nmm
8M9}os  
+K"8Q'&t  
'hn=X7  
UxS@]YC  
Se>"=[=  
oGa8#>  
截面B的弯矩 ->29Tns  
（5）求后来弯矩并作合成弯矩图f) ?!d\c(5Gt  
NP_b~e6O=  
(6)作扭矩aT图g) ,OilGTQ#  
考虑启，制动的影响 挤合 a=0.6 =SqI#v  
;\[el<Y)s  
(7)求出量变矩并作当量变矩图h） ;4] sP^+  
~|t7  
(8)校核轴危险截面的强度 `PVr;&  
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。 2^.qKY@g@  
X \GB:#:X  
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MHB=-530000Nmm %:~LU]KX  
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MC左=20980Nmm ~ d!F|BH4  
MC右=28820Nmm (" ,(@nS  
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MLC左=33159Nmm |re>YQ!zd  
MLB=554794Nmm >,V~-Tp  
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六．滚动轴承的选择计算 *h `P+_Q7  
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。 {H5a.+-(bE  
由于此轴承几乎不受轴向力，Pr2 =FR2 tlnU2TT_f  
:'pLuN  
FR2 =（RVB²+RHB²）½=（1175*1175+9381*9381）½=9454N )Uk!;b  
代入Cr =[（Ff*Pr2）/Ft ]*（nl10h/16670）1/3 ~rN:4Q]/  
查表得fF=1Ft =1（取轴在工作时温度为120度以下） a->
;K+  
已知n要求每2年换轴承一次，由题知，时间为300*2*8*2=9600 z~S(OM@olJ  
代入得Cr=38205 Pr%Y
!|  
由Cr比6309轴承Cr小，故合适。 TBGN',,  
七、键的选择和计算 LL}|#%4d  
由轴设计知，运用C型键，键长40mm $@[`v0y*  
工作长度 ，键高8mm K>tubLYh  
接触高度 )5479Eb_  
      zv^km5by  
W@vt6v  
查表 IYo{eX~=  
知键合适 m~#f L  
八. 联轴器选择 j!It1B  
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。 /5l"rni   
            九.润滑与密封方式选择 J*nQ(*e  
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。 $hn=MOMc  
xE2sb*  
/s'7[bSv  
'K L"i  
* 7<{Xbsj^  
AO R{Xm  
8$+mST'4N  
g p2S  
v*.[O/,EBR  
#s\HiO$BT  
cL]vJ`?Ih  
Q||vU  
选用6308和6309深沟球轴承 =Ts3O0"[  
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C型键 J[k,S(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 u10;qYfL8o  
   

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