[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 &%rXRP  
TR|G4l?  
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。 wC;N*0Th  
1.运输带工作拉力F=2.5 KN 6dV92:  
2.运输带工作速度V=1.4 M/S gZ:)l@ Wu  
3.滚筒直径     D=200 mm cvi+AZ=  
4.滚筒效率n=0.96 anHP5gD  
5.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳； "@DCQ  
6.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。 {}[S,L  
7.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时 ^2XoYgv  
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。 ,:j^EDCsaJ  
部件：1电动机 h$y1"!N(  
      2V带传动或链传动 DtR-NzjB  
      3减速器 7'd_]e-.  
      4联轴器 ++BVn[1  
      5输送带 W%@6D|^  
6输送带鼓轮 ~%m-}Sxc  
传动方案设计如下： RR*<txdN  
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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 @TdPeTw\  
                                      fILINW{Yk)  
1.     选择电动机的类型 DGz'Dn
  
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 )O#]Wvr  
2.    确定电动机的容量 hc4<`W{  
电动机所需功率由公式 RF
U(wek  
      Pd=Pw/ηa (KW) V7G?i\>  
      Pw=Fv/1000ηw q.yS j  
    因此   Pd=Fv/1000ηaηw(KW) tKjPLi71  
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: "CapP`:  
      ηa=η带η²轴η齿η链 DN2K4%cM%'  
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 "WdGY*r  
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 R] tHd=kf  
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW _r0oOpE  
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW 4_TxFulX.  
3 确定电动机的转速 E3<jH  
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) mk2T  
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. O8(;=exA  
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 QFU;\H/  
  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). uy)iB'st
&  
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 {LYA?w^GT  
(1)    求传动比 ,uqSq  
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:  ?1?D[7$  
ia=na/nw =960/114.6=8.038 !^cQPX2<  
(2)    分配传动装置传动比 gm~Ka%O|F  
ia=i带i减 zD}dvI}  
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 wr,X@y%(!  
则i减=ia/i带=3.35 ZGK*]o=)  
5.传动装置的运动和运动参数的计算 cG1-.,r  
(1)    各轴功率 {c`kC]9  
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) 2LGeRw  
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) &MsnQP  
(2)    各轴扭矩 *i|O!h1St  
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) :$."x '  
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) " NnUu8x  
li;Np5P  
n=1000             "^VKs_U8o  
EpSVHD:*  
电动机                 型号为Y132M-6 Qc#<RbLL  
EL$l . v  
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i带=2.5 KZUB{
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i减=3.35 z40uY]
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TI=85.76N/m P,lKa.  
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) If>k~aL7I  
(3)    各轴转速 IOmQ1X7,  
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) URS6 LM  
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) N-EVHe'}6  
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三．V带传动设计 #Z%?lx"Q0  
保证带传动工作时不打滑，同时具有足够的疲劳强度。 Y;qA@|  
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， ?[Gj?D.Wc  
设计功率Pd=KAP kW 8Ter]0M&  
由电动机为4KW，得Pd=1.2x4000=4800kW， /eFudMl  
由转速在满载时为960r/min #s"|8#  
查表得 ,UOAGu<_gb  
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四 .传动零件的计算 #U46Au  
  设计一般用途的传动零件 @M:Uf7  
1.    选择材料 G^Z SQ!  
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。 NlBnV
 
2.    按齿面接触强度确定主要参数 B%|cp+/  
    d1≥[（671/[σH]）²x（KT1/Φd）x(u+1)/u] 1/3 3C=|  
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) /& qN yo  
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. h4j{44MT  
qyfw$$X  
  [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) Z+zx*(X  
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 i2PPVT  
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 b r"47
i  
t=15x300x16=72000h ?q&*|-%)_d  
N1=60x384x72000=1660000000 ypoJ4EZ(  
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 B&tU~  
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) 0a#2Lo  
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 t-xw=&!w  
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² hkSK;  
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² *?k~n9n5U  
Lyx \s;  
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K为1.4. QzjLKjl7p4  
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H /E.R[\+x  
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ogt<vng  
[σH1]= 580N/ mm² 8pc=Oor2Tv  
[σH2]= 557 N/ mm² !,rp|  
xWY%-CWY.  
计算时的以小值代入 [L.+N@M  
   为齿数比.       "3kIQsD|j  
将各参数代入得 D4
9yV`  
Pt/dH+r`%  
`QH-VR\_  
则 nf,R+oX  
的标准 ar-N4+!@  
中心距为 ?Y:>Ouv*z'  
d ] J5c  
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 ZK=`Y@  
i实 efj[7K.h  
合要求。 J2X;=X
5  
故分度 圆直径 !d@qT
.  
  o6JCy\Bx  
齿度 n H)6mOYp  
  X.u&4SH  
3、校核齿根弯曲强度 Te%2(w,B  
J{W<6AK\S  
 .;ptgX  
<:[P&Y  
L: hEt  
R`? '|G]P  
d1=59mm Z=VAjJ;i[  
.h!oo;@  
"MH_hzbBF  
I9xQ1WJc`  
,+0#.Ns$  
Z1=27 T%{qwZc+mJ  
Z2=90 {q=(x]C  
W_w^"'  
g_<^kg"  
W(^R-&av  
A*;I}F  
V)[ta`9  
PQ6.1}  
[)K?e!c8  
q)Qd+:a7{  
V`F]L^m=L  
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u4 ##*m  
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a=150mm JQ-O=8]  

TvV_Tz4e  
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5](-(?k}~  
T8nOb9Nrj  
d1=67.5759 2~yYwX  
d2=232.5 L'=m
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uc>u=kEue  
}/dGC;p"  
X~m*`UH  
M1{ru~Z9  
,ALEfepo  
6N7^`ghTf  
%9bf^LyD  
QqpXUyHp[  
为齿形系数，查得 0l.\KF  
kU*Fif  
为应力，修正系数，查得 `7.(dn>WL0  
|wef[|@%  
为 用弯曲应力，由 wrORyj  
查得 ~353x%e'  
33O O
%rWi  
为弯有疲劳强度的寿命系数 XsOz {?G  
&bh%>[  
  查得 -SyQ`V)T7N  
#0;H'GO?c  
故 PWavq?SR  
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将各参数代入 -w>2!@8  
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所以大小齿轮弯曲强度足够 .lcI"%>  
4、确定齿轮的主要几何尺寸 !BQ:R(w  
分度圆直径： sz7|2OV"  
BLno/JK0}  
齿顶圆直径： b`TA2h  
@D'NoA@1A  
齿跟圆直径： Sz"rp9x+  
t9Sog
~:'  
齿宽： z }t{bm  
b1=b2+（5-10）=80-85取80 L_k'r\L  
中心距 <<ze84E  
5、确定齿轮制造精度 ~EV7E F  
0-N"_1k|?  
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 C}7c:4c  
$@wTc  
1=109.3N/mm bPe|/wp  
^hMJNy&R  
@Yl&Jg2l'  
(FwWyt  
Vk#wJ-  
~boTh  
2=103.3N/mm &4m\``//9  
oX;D|8
f  
O%Mi`\W@  
o'`:$ (  
O< \i{4}}  
d1=67.5mm IKm_YQ$XOy  
~.dmfA{  
d2=232.5mm /W vgC)  
rEM#J"wF  
da1=72.5mm {dbPMx  
4"=(kC~~  
da2=237.5mm }H>}v/  
>=WlrmI  
dF1=61.25mm !^,<nP  
z-Ndv;:  
dF2=226.25mm $O)fHD'  
{e1akg.  
qZcRK9l]F1  
+TW
k}#G   
g aq"+@fH  
+@j@#~=K  
a=150mm g~A~|di|  
wB~5&:]jr  
w<0F-0:8  
^1b/Y8&8A  
 3g#  
zFq8xw  
&rj)Oh2  
pI>[^7  
P>i!f!o*I  
j\uh]8N3<  
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。 l?UFe$9(  
"6<L) 8  
Q8~|0X\
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        WqHsf1?N  
$&C~Qti|G  
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'Wv`^{y <^  
6 #vc"5@M  
m,"N4a@  
W~QH"Sq  
P#ro;3S3y  
小轮8-GJGB10098-88 z K+C&X  
l5*sCp*Z  
大轮8-HKGBl0095-88 A@o:mZ+XN(  
%!vgAH4  
K*]^0  
Ol@ssm  
MB:VACCr  
    3%NbT  
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!6 k{]v  
五、轴的设计计算 .AzGPcJY  
1、选择轴的材料，确定许用应力，选用45号钢。调质处理，查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 7ql&UIeQ  
~:|qdv%\  
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 LM~,`#3Ru  
G.}Ex!8R7_  
_&~y{;)S  
因装链轮之外有一键 ，轴加大5% `B4Px|3  
G|"`kAa  
考虑到减速器、轴承、 轴器，外观等因素， 轴II与滚筒连接处直径为35，轴I与电动机连接处为30，由于轴 II负荷大，故设计，检验都以轴II为例，轴I设计如同轴II。 c/g"/ICs  
轴尺寸设计见附录 cHG>iW9C  
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3、校核轴强度，轴II负荷最大，须校核 x.7Ln9  
（1）轴上受力分析 Q<y&*o3YF|  
轴传递转矩 =$B:i>z<  
 \|Qx`-  
齿轮上圆周力 1RtbQ{2F;  
,qgph^C  
径后力 tZtyx;EP  
(R*K)(Nw[  
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 r@3VN~  
运输带工作拉力为2500N `N~;X~XFk  
压轴力简单计为5000N C?bq7kD:H  
（2）受力图 9HlRf6S  
r^?Qo  
s|U=_,.  
TR8
<=  
1/Pou)D  
w.gI0
`  
s@sr.'yU  
qV$\.T>x  
j*m7&wOE  
K.cMuh  
Ft=2351 N (u81
p  
We#u-#k_O  
,C88%k  
Fr=893N .kSx>3  
igp[cFN  
SU.T0>w  
s[|sfqB1`  
e9;<9uX  
[q/=%8qLUA  
3T$gT  
dnVl;L8L3  
0/d+26lR  
DUc -D==  
EKsL0;FV  

H gMLh*  
`<Xq@\H  
k=j--`$8k  
k&4@$;Ap  
n$Z@7r  
AvdxDN  
XSkN
9LqZ  
#EiOC.A=  
A.<HOx&#  
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2]n"7Z8(v8  
 $9dm2#0d  
N\?%944R  
$d M: 5y  
3A%/H`  
HDUtLUd  
（3）作垂直面受力图b)及弯矩图d) E.]sX_X?  
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 h_ef@ZwSw  
LuQ4TT  
同理 Hxft~*  
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) RKsr}-18  
4]jN@@  
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) {x
e$  
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 l/,O9ur-  
E(A7DXzbR  
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) +U9Gj#  
截面c的变矩 ooY2"\o  
K^bzZa+a  
_4iTP$7[  
bE _=L=NG  
jA R@?X  
8munw  
OI"vC1.5  
<:)T7yVq  
a<l(zJptG  
nYG$V)iCb  
,Ju

f  
RVA=1175.5N
[$)C(1zY  
fyIL/7hzf4  
`f`\j -Lu  
B`)o?GcVN  
{"l_x]q  
z"8%W?o>  
MVC=67004N.MM ; mF-y,E  
2@ vSe  
M7BCBA  
2%"2~d7  
]YQ[ )  
''S*B|:  
J >Zd0Dn  
@K/}Ob4   
Tct8NG  
~Emeo&X  
RHB=9381N Reca5r1O  
RHA=3488N j(mbUB*  
@ROMHMd}  
1lZl10M:f  
<U`lh
 
YlDui8.N  
PeGL Rbx34  
MHC左=-198816Nmm Ijq1ns_tx8  
'F3Xb  
MHC右=-280307Nmm !K^.r_0H.  
f
3Ior.n(  
TB9{e!4  
& .VciSq6  
22S4q`j  
o@j]yA.5)  
截面B的弯矩 ^c3~CD5H 3  
（5）求后来弯矩并作合成弯矩图f) :iJ+ImBpK  
w1B!z  
(6)作扭矩aT图g) $}&Y$w>S  
考虑启，制动的影响 挤合 a=0.6 <4SY'-w  
?{l}35Q.@  
(7)求出量变矩并作当量变矩图h） WGFp<R  
W]MKc&R  
(8)校核轴危险截面的强度 KB49~7XjQ@  
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。 HbQ `b  
VqqI%[!Aw  
i-[ic!RnKj  

s>(OK.o  
s^+h>  
cjfYE]  
3wK{?  
Q!8AFLff4  
o-\ K]  
.&dW?HS  
k4jZu?\C]  
'<_nL8A^  
S~L$sqt  
MHB=-530000Nmm -(9>{!",J  
- &u]B$  
]w z`j1  
+-YMW;5  
:U_k*9z}=
 
MC左=20980Nmm N9hs<b+N_  
MC右=28820Nmm !gA<9h  
:N$^x /{  
y}5V3)P  
9/3gF)I}  
l"^'uGB'  
U@21N3_@_  
SV#$Cf g  
_u TaN  
L+,p#w  
MLC左=33159Nmm S}6Ty2.\  
MLB=554794Nmm 5%,5Xe4p  
D^ZG-WR  
;8\w$SPP  
ssaEAm:  
u6^cLQO+  
_N!L?b83P  
J%ng8v5ex  
-xs@rV`  
{I'8+~|pZL  
AyHhq8Y  
FOJ-?s(  
qv\n]M_&  
y#F`yXUj  
7\x7ySM  
o2M+=O@  
Xg+Eeg#  
Y,BzBUWK  
}ie O  
~D# -i >Z  
QOXG:?v\  
O@.C.
5Ep  
六．滚动轴承的选择计算 3 RB+  
由于减速器为直齿圆柱齿轮，载荷平稳，轴向冲击小，故选用深沟球轴承，由轴尺寸，初步选定驱动滚筒的轴Ⅱ上为深沟球轴承6309，带轮轴承选用6308，根据轴设计计算知只需验证驱动滚筒的那个轴承即可。 XY %er  
由于此轴承几乎不受轴向力，Pr2 =FR2 9e|-sn  
N{oi }i6  
FR2 =（RVB²+RHB²）½=（1175*1175+9381*9381）½=9454N O
sI>gX>  
代入Cr =[（Ff*Pr2）/Ft ]*（nl10h/16670）1/3 pG"pvfEl9f  
查表得fF=1Ft =1（取轴在工作时温度为120度以下） 5cj]Y)I-~  
已知n要求每2年换轴承一次，由题知，时间为300*2*8*2=9600 @BQJKPF*  
代入得Cr=38205 Mttt]]  
由Cr比6309轴承Cr小，故合适。 `
pr$l  
七、键的选择和计算 .
\Gl)W  
由轴设计知，运用C型键，键长40mm ='r86vq  
工作长度 ，键高8mm P?|F+RoX$  
接触高度 |2RoDW  
      \j C[|LM&  
2J?ON|2M  
查表 dH]0(aJ  
知键合适 U\OfB'Dn  
八. 联轴器选择 z+3GzDLy  
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。 r~f*aD  
            九.润滑与密封方式选择 l Tpn/  
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。 MnToL@  
2@7f^be  
=NJ:%kvF  
kyV!ATL1F  
>ZRCM  
]QM{aSvXA  
Ot,
_=PP  
5e)2Jt:  
T}fH  
KDTG9KC  
KWuc*!  
VtM:~|v  
选用6308和6309深沟球轴承 [[vu#'bc  
{7EnM1]  
NT(gXEZ  
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$a /jfpV  
D,$!.5OA  
r0MUv}p#|L  
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VIIBw  
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RC[mpR;2  
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vyA `Z1  
C型键 E2nsBP=5C  
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 QNxY`  
   

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