[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 !(j<Y0xo:  
ZNDjk  
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。 ,v9*|>4  
1.运输带工作拉力F=2.5 KN g- INhzMu  
2.运输带工作速度V=1.4 M/S 9m%+6#|  
3.滚筒直径     D=200 mm 6\QsK96_  
4.滚筒效率n=0.96
Cv`dK=n>  
5.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳； )@.0ai  
6.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。 U[ogtfv`
m  
7.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时 Jb7^'P  
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。 [bBPs&7u  
部件：1电动机 !}"PHby5N  
      2V带传动或链传动 ]99;7  
      3减速器 ORIXcj]  
      4联轴器 ]^QO^{Sz  
      5输送带 _Vt CC
/  
6输送带鼓轮 A_.}-dzF  
传动方案设计如下： ~yRKNH*M  
4(8BWP~.y2  
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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 )1Z @}o 9  
                                      xbZR/!?  
1.     选择电动机的类型 /9 |BAQ:v;  
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 fa
(-&;q  
2.    确定电动机的容量 \`>f?}4  
电动机所需功率由公式 ~PedR=Y0n  
      Pd=Pw/ηa (KW) .2*h!d)E  
      Pw=Fv/1000ηw xHuw ?4  
    因此   Pd=Fv/1000ηaηw(KW) `_<O_  
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: 8AmB0W>e  
      ηa=η带η²轴η齿η链 M HKnHPv  
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)f
q:[  
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 -y8>c0u  
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW ,TQ;DxB}=E  
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW A=BT2j'l)  
3 确定电动机的转速 0 TOw4pC  
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) }_9yemP  
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. x UTlM  
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 ez[$;>  
  符合这一范围的电动机同步转速有:750,1000,1500(r/min)三种,选用同步转速1000 (r/min)时,电动机的重量,价格及V带传动和减速器的传动比都比较合适,因此选定电动机型号为Y132M-6满载转速为nm=960(r/min). OTmr-l6  
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 pzxlh(a9  
(1)    求传动比 MO *7:hI  
由选定的电动机的满载转速nm和工作机构转速nw,可求得传动装置的总传动比为: 7}vx]p2  
ia=na/nw =960/114.6=8.038 ^2"w5F  
(2)    分配传动装置传动比 E{[>j'dwc  
ia=i带i减 DU:+D}vl  
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 P$
"s*otr  
则i减=ia/i带=3.35 X^d}eWP`I  
5.传动装置的运动和运动参数的计算 "QM2YJ55m`  
(1)    各轴功率 /1?{,Das=  
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) G+K`FUNA  
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) oX?~  
(2)    各轴扭矩 `6{
4?v  
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) *N%)+-   
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) 1c:/c|shQ_  
fILD
~  
n=1000             %TzdpQp"  
L+0O=zJF  
电动机                 型号为Y132M-6 bl4I4RB  
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K#]FUUnj=  
i带=2.5 *r iWrG  
i减=3.35 (^^}Ke{J  
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TI=85.76N/m /mnV$+BE  
nT@FSt  
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) Ol
*|J  
(3)    各轴转速 Zu/1:8x  
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) )h/Qxf  
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) l,ra
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三．V带传动设计 ?XO}6q<tM  
保证带传动工作时不打滑，同时具有足够的疲劳强度。 ]=m0@JTbG  
该系统载荷变动小，工作条件不是很恶劣，所以工况系数选用为1.2， 'K3%@,O  
设计功率Pd=KAP kW <zF/at  
由电动机为4KW，得Pd=1.2x4000=4800kW， }o9(Q8  
由转速在满载时为960r/min Y# ?M%I%j  
查表得 '2c4 4F)i  
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四 .传动零件的计算 i>C:C>~  
  设计一般用途的传动零件 eiaLzI,O  
1.    选择材料 ^{T3lQvt  
小齿轮选用45号钢调质，大齿轮用45号钢正火，查表得小齿轮齿面硬度HBS=217-255，大齿轮齿面硬度为160-217，计算时取平均值小齿轮为236，大齿轮为188。 LA.xLU3  
2.    按齿面接触强度确定主要参数 r%g?.4o*b  
    d1≥[（671/[σH]）²x（KT1/Φd）x(u+1)/u] 1/3 ''f07R  
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) Uaho.(_GP  
Φd为齿宽参数;由表知软齿面对称布置时φd=0.8214,由于是单级传动,速度低,轴的刚性较大,因此φd=1.1,K为载荷系数,对带式运输机,载荷平稳,且齿轮相对于轴承为对称布置,取K为1.4. j:9kJq>mv  
^vjN$JB  
  [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) )k8=< =s  
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 |6pNe T[  
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 w-%
H\+J  
t=15x300x16=72000h q1Si*?2W  
N1=60x384x72000=1660000000 Oop;Y^gG}  
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 oO4 Wwi  
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) bV#U&)|  
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 ^ )Lh5   
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² K`nI$l7hg  
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² :A,V<Es}I"  
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GA{>=Q_~  
[σH1]= 580N/ mm² br}.s@~  
[σH2]= 557 N/ mm² L`YnrDZK  
+vkqig  
计算时的以小值代入 l^ni"X  
   为齿数比.       d3T|N\(DL  
将各参数代入得 >U^AIaW  
{nT !|S)$  
](NSpU|*  
则 C8cB Lsa[J  
的标准 rd\mFz-SB  
中心距为 __c:$7B/4U  
mSAuS)YD  
由于齿轮传动须装入箱体，现a为小数，结加工和测量带来不便，应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿，调整后位动比误差 只要在3-5%内， 因此Z2=93则a=150mm StWDNAf
)  
i实 )$yqJ6y5  
合要求。 Hjli)*ev  
故分度 圆直径 .9> er  
  "uCx.Q9ef  
齿度 \~Zj](#  
  B8 -/C\  
3、校核齿根弯曲强度 $Vbgfp
~U-  
7|T<dfQk  
5Ga
>qIM  
*#Hi W)  
SY["(vP%#  
+Bv{A3E9  
d1=59mm Eszwg  
|Wj)kr !|  
#O^H?3Q3  
$}l0Nh'Eu  
3j0/&ON  
Z1=27 z7MJxjH  
Z2=90 p*W4^2(d  
P$2J`b[H$  
@\Sa)  
_x z_D12  
iBxCk^  
S D]d/|y  
@fT*fv   
AZorzQ]s
 
x 3#1  
5|xFY/%  
w@.E}%bwq  
$2Ox;+  
$WnK  
a=150mm 8;p6~&).C~  
H0 km*5Sn  
v@`#!iu  
%fh ,e5(LT  
!y'LKze+G  
d1=67.5759 B c*Rn3i@  
d2=232.5 =]\,I'  
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d4[M{LSl  
O\XN/R3  
TuBg4\V  
]&yO>\MgJB  
!zvKl;yT  
l:8gCi  
6"[`"~9'V  
为齿形系数，查得 QgEG%YqB  
zkI\ji  
为应力，修正系数，查得 ?nB).fc  
!V
Zl<|  
为 用弯曲应力，由 7&:gvhw  
查得 wz9V)_V*  
5IBe;o  
为弯有疲劳强度的寿命系数 er,R}v  
Sq UoXNw  
  查得 2z:4\Y5  
):+n!P  
故 _I&0HRi  
0D/j2cT("k  
将各参数代入 ]$4k+)6  
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I+!w9o2nZ  
^IjKT  
所以大小齿轮弯曲强度足够 o`+6E q0w  
4、确定齿轮的主要几何尺寸 d?oupW}uu  
分度圆直径： k*J}/HO  
5H6m{ng  
齿顶圆直径： gLsl/G  
ZK27^oG  
齿跟圆直径： lV
?rC z  
T8GxoNm  
齿宽： Gk;==~  
b1=b2+（5-10）=80-85取80 |<\o%89AM  
中心距 s
w[1T_S>  
5、确定齿轮制造精度 )r~$N0\D  
`ihlKFX  
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 al F*L  
3=o3VGZP  
1=109.3N/mm g:dw%h  
6^H64jM  
8+k\0fmy  
kUUN2  
YjdCCju  
SuB;Nb7r`  
2=103.3N/mm -m(9*b{h@  
S:v]
3G  
Lp5LRw  
Pz,kSxe=  
IiHl"2+/  
d1=67.5mm AY5%<CWj8  
&$lz@Z  
d2=232.5mm k:Da+w_'1  
Vk5}d[[l  
da1=72.5mm T\:Vu{|  
.2q7X{4=  
da2=237.5mm Dkayk  
w,SOvbAxX2  
dF1=61.25mm q{ItTvL  
a9j f7r1  
dF2=226.25mm E y1mlW  
VU J*\Sg  
a}|B[b  
SQDllG84E  
Jt\?
,~,
  
Z*tB=  
a=150mm 1.+0=M[h  
s$4!?b$tw
 
dZFf/BXU  
8~YhT]R=  
jAB~XaT,  
12U1DEd>-  
=Bcwd7+  
T?4MFx#  
tV%:sk^d  
>'iXwe-  
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。 \XFF(  
X`/8fag  
}dQW-U  
        %JeT,{  
5tdFd"oo  
8C7$8x]mM  
.aV#W@iyK  
H:Y?("k  
"#\\p~D/<  
[`Se
h$  
_CN5,mLNRk  
pyhC%EZU  
)ZC0/>R  
Tf(-Duxz  
_LU]5$\
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-L%tiz`_  
*`&4<>=n  
.xo#rt9_"=  
F6J,:  
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 G`8i{3:  
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 =z`#n}v  
Y` t-Bg!~  
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K,(37Id'  
q;a"M7  
(Qq;ySZ#  
[hC-} 9  
+LFh}-X{_  
8WU_d`DF  
S bI7<_  
g:<2yT  
MG6taOO!  
6/
e+=W2  
小轮8-GJGB10098-88 ;U$Fz~rJ  
3"afrA  
大轮8-HKGBl0095-88 U0>Uqk",  
Ot,eAiaX  
sg0HYb%_E  
(#,0\ea{x  
6WUP
#c@{  
    ${fJ]  
|hGi8  
[HO=ii]Wb  
/WqiGkHV*  
qcpAjjK  
wP:ab  
^}Vx5[  
R;D|To!  
<;)qyP  
a(cZ]`s]*  
~d5f]6#`  
-hv<8bC~4  
IbV 7}  
(.D|%P  
RC{|:@]8  
4l)Q  
N-C=O  
)S~ySiJ<U  
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H!6nIS9yxt  
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7l+>WB_]  
Fh[Gq  
ZV,1IaO  
4<c#3]  
78o>UWA:  
@xu/&pbI  
五、轴的设计计算 $<c;xDO&t  
1、选择轴的材料，确定许用应力，选用45号钢。调质处理，查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 )2lzPK t  
BZUA/;Hz &  
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 \~ACWF7l  
Ic!8$NhRS  
?U^h:n  
因装链轮之外有一键 ，轴加大5% (bT3 r_  

;giW  
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。 vBRW5@  
轴尺寸设计见附录 TOUP.,f/!  
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3、校核轴强度，轴II负荷最大，须校核 x_&m$Fh  
（1）轴上受力分析 GW(-'V/  
轴传递转矩 YS_9M Pi  
c0H8FF3  
齿轮上圆周力 &<u pjb  
iZ`1Dzxgk  
径后力 [|sKu#yW  
I:~L!%  
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 ; md{T'  
运输带工作拉力为2500N P7Th94  
压轴力简单计为5000N x+O}RD*G  
（2）受力图 GMw|@?:{  
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（3）作垂直面受力图b)及弯矩图d) =JyYU*G4  
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 J+&AtGq]u  
-p>KFHj6  
同理 h*hV  
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) l)z15e5X  
jh]wHG  
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) r2.87   
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 .i/]1X*;r^  
~}4o=O(  
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) -!MDYj+U  
截面c的变矩 )dLESk  
BzA(yCu$:  
8N(bLGUG  
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nA4  
~GfcI:Zz&  
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P1 (8foZA  
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MVC=67004N.MM 5DyN=[b  
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2>fG}qYy$  
\\hZlCV,  
vG\]xM'u  
8t}=?:B+{  
.&@|)u  
RHB=9381N jI;bVG  
RHA=3488N YXIDqTA+  
Y
[s  
nZ\,
ZqV  
d*A>P  
U%k e5uwP  
d'[aOH4}  
MHC左=-198816Nmm }%k"qW<Y  
yH#;k:O=  
MHC右=-280307Nmm i;)g0}x`  
&@+K%qW[e  
AF3t#)q  
+o'. !sRH  
x
;Gyo  
K7f-g]Ibdn  
截面B的弯矩 )7j"OE  
（5）求后来弯矩并作合成弯矩图f) BLaXp0  
ejr"(m(Xe  
(6)作扭矩aT图g) GE5@XT  
考虑启，制动的影响 挤合 a=0.6 _a<PUdP  
LG<lZ9+y  
(7)求出量变矩并作当量变矩图h） YSa:"A  
*?K`T^LS  
(8)校核轴危险截面的强度 W^=8
9I4]  
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。 $}KYpSV  
4uftx1o   
t91CxZQ^s  
+:'Po.{"  
oC7#6W:@w  
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A+F-r_]}db  
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gA[M  
]#:xl}'LS  
_-!
6@^+  
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MHB=-530000Nmm "V^jAPDXb  
XdS<51 C  
YKx0Zs  
H~G=0_S  
F_r eBPx  
MC左=20980Nmm kcOpO<oE  
MC右=28820Nmm ^|K*lI/  

l:|Fs=\  
n9J>yud|  
_:K}DU'6  
>b$<lo  
<bjy<98LT  
hy]AH)?pR  
/Z@.;M  
*ap#*}r!Nk  
MLC左=33159Nmm n=>Gu9`  
MLB=554794Nmm eS.]@E-T  
mY AFruN  
6h,'#|:d  
NkJ^ecn%)  
'9[_w$~(  
(\I =v".  
&%bX&;ECzf  
8)tyn'~i  
2?ednMoE  
kL3=7t^ 1  
co@8w!W  
Bf}_ Jw-=  
8xv\Zj+  
%51pfuL  
POG5x  
( 0h]<7  
P>kx{^  
B)|s.Ez  
`^}9= Q'r  
Y5opZG  
lt4UNJ3w  
六．滚动轴承的选择计算 5a~1RL  
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。 gi6_la+  
由于此轴承几乎不受轴向力，Pr2 =FR2 +vnaEy  
=e+go ]87x  
FR2 =（RVB²+RHB²）½=（1175*1175+9381*9381）½=9454N ?7+2i\L  
代入Cr =[（Ff*Pr2）/Ft ]*（nl10h/16670）1/3 6GN'rVr!Z  
查表得fF=1Ft =1（取轴在工作时温度为120度以下） ')aYkO{%sb  
已知n要求每2年换轴承一次，由题知，时间为300*2*8*2=9600 '8JaD6W9S  
代入得Cr=38205 oEN_,cUp  
由Cr比6309轴承Cr小，故合适。 s^ a`=kO  
七、键的选择和计算 QHh#O+by#  
由轴设计知，运用C型键，键长40mm L;  ~=(  
工作长度 ，键高8mm @e7+d@O<  
接触高度 ex1ecPpN  
      %Fv)$ :b  
E*l"uV  
查表 6p@ts`#  
知键合适 Txh;r.1e  
八. 联轴器选择 <b\urtoJ  
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。 9<ayQ*  
            九.润滑与密封方式选择 4Uiqi{}  
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。 r:cUAe7#  
_6' g]4  
GM/1ufZH  
[ZbK)L+_  
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uz#9w\="  
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TG9)x|!  
UQ)}i7v  
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选用6308和6309深沟球轴承 !iw 'tHhR  
3^Zi/r  
F*4+7$E0B  
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C型键 ?3TV:fx"X  
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 uAu( +zV2  
   

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