[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 \EbbkN:D  
V+?]S  
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。 ^"8G`B$r  
1.运输带工作拉力F=2.5 KN df+t:a  
2.运输带工作速度V=1.4 M/S 6VD1cb\lF  
3.滚筒直径     D=200 mm 4t4olkK3Oa  
4.滚筒效率n=0.96 h72UwJ2rw  
5.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳； "s W-_j
]  
6.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。 !BU)K'mj  
7.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时 _9:@Vl]Q@  
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。 ^GN8V-X4y  
部件：1电动机 0f ER*.F  
      2V带传动或链传动 <(@Syv)  
      3减速器 \(I6_a_{  
      4联轴器 N132sN2  
      5输送带 _RMQy~&b  
6输送带鼓轮 EjEFg
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传动方案设计如下： "rXOsX\;  
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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 %&] 1Fh
L  
                                      M$#sc`4*  
1.     选择电动机的类型 ki\uTD`mf  
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 G\Hq/4  
2.    确定电动机的容量 MZm'npRf  
电动机所需功率由公式 vb=CFV#  
      Pd=Pw/ηa (KW) 5rN_jC*U  
      Pw=Fv/1000ηw mVf.sA8  
    因此   Pd=Fv/1000ηaηw(KW) XSD%
t8<LO  
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: >S&U.  
      ηa=η带η²轴η齿η链 2bQ/0?.).-  
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 n E:'Zxj  
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 R8sck)k'}  
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW ~Yk"Hos  
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW q(9%^cV6  
3 确定电动机的转速 '"O&J}s;  
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) ??xlA-E  
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.Isvn  

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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 lxOqs:b  
  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). %JaE4&  
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 G;9|%yvd8  
(1)    求传动比 yTj p-  
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: qa;EI ;8  
ia=na/nw =960/114.6=8.038 okh0_4  
(2)    分配传动装置传动比 u;(K34!)  
ia=i带i减 aKOf;^@  
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 y3AL)  
则i减=ia/i带=3.35 xOgq-@`  
5.传动装置的运动和运动参数的计算 u=l0f6W  
(1)    各轴功率 1l~.R#WG&  
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) :7k`R62{  
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) &08Tns"  
(2)    各轴扭矩 ZK!4>OuH`  
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) , Z4p0M
 
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) W&LBh%"g  
h+ TB]  
n=1000             gm}C\q9  
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电动机                 型号为Y132M-6 B*BHF95!  
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s|KfC>#  
h bdEw=r?  
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P$F#,Cn  
i带=2.5 l#|J rU!  
i减=3.35 V3%Krn1'  
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mnQal>0~  
TI=85.76N/m ?
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) $kM'  
(3)    各轴转速 XZ!cW=bqS  
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) |\rSa^:5  
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) 5=Zp%[#  
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三．V带传动设计 !_
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保证带传动工作时不打滑，同时具有足够的疲劳强度。 *783xEF>f  
该系统载荷变动小，工作条件不是很恶劣，所以工况系数选用为1.2， rC1qGzg\a  
设计功率Pd=KAP kW 6.`}&E  
由电动机为4KW，得Pd=1.2x4000=4800kW， kB$,1J$q  
由转速在满载时为960r/min $~w@0Yl  
查表得 A9fjMnw  
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四 .传动零件的计算 Z`1o#yZ  
  设计一般用途的传动零件 CPCB!8-5  
1.    选择材料 @S
VEhk#  
小齿轮选用45号钢调质，大齿轮用45号钢正火，查表得小齿轮齿面硬度HBS=217-255，大齿轮齿面硬度为160-217，计算时取平均值小齿轮为236，大齿轮为188。 va*>q-QCr  
2.    按齿面接触强度确定主要参数 K v>#  
    d1≥[（671/[σH]）²x（KT1/Φd）x(u+1)/u] 1/3 NNpa69U  
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) >5@ 0lYhH  
Φd为齿宽参数;由表知软齿面对称布置时φd=0.8214,由于是单级传动,速度低,轴的刚性较大,因此φd=1.1,K为载荷系数,对带式运输机,载荷平稳,且齿轮相对于轴承为对称布置,取K为1.4. W!9f'Yn  
Yr(f iI  
  [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) +iDz+3v(  
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 93p9?4;n-  
σHlim1=580N/mm²(碳钢调质)根据HBS２＝188 查得σHlim2=530 N/mm²(碳钢正火).ZN为接触疲劳强度的寿命系数,由N=60ant得:当a=1时,n1=384r/min ;7og  
t=15x300x16=72000h Z_ *ZUN?B  
N1=60x384x72000=1660000000 * jNu?$  
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 ne
~#{q  
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) -){^ Q:u  
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 gdn,nL`dP  
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² f*H}eu3/j  
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² YwTtI ID%  
_@3O`
 
JC?V].) y5  
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Q^5 t]HKn  
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K为1.4. L1w4WFWO  
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,(b~L<zN&  
~$9"|  
b<MMli  
[σH1]= 580N/ mm² [-}%B0S**  
[σH2]= 557 N/ mm² 5w%9b  
6q7Y`%j
 
计算时的以小值代入 \shoLp   
   为齿数比.       Xq$0% WjG  
将各参数代入得 nr6[rq  
D#(L@{vC  
qoq<dCt3  
则 E 4(muhY  
的标准 U}5KAi 9Z  
中心距为
hIHO a  
$9b6,Y
_-  
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 qt)mUq;>  
i实 %[;KO&Ga  
合要求。 ZACn_gd[5  
故分度 圆直径 wn.0U  
  unB "dE  
齿度 SQRz8,sqkw  
  Msdwv.jM  
3、校核齿根弯曲强度 D7oV&vXg  
$:P~21,  
U;Wmx  
z#!Cg*K(  
D{}\7qe  
\p|!=H@  
d1=59mm ucO]&'hu:  
=z dti'2{4  
e1a%Rj~  
`fHiY.-  
{uG_)GFr0  
Z1=27 n*|-"'j  
Z2=90 W12K93tO  
0<;B2ce  
u-<s@^YG  
od|.E$B  
9dv~WtH>5  
!pXz-hxKT  
!r,drb  
IT"jtV  
[\p0eUog/  
<>GyG-q  
EORAx  
y->iv%
 
7u(i4O& k  
a=150mm j_g9RmZT  
@ vudeaup  
G 0 yt%qHE  
sa?;D  
djp(s$:{4  
d1=67.5759 cke[SUH,  
d2=232.5 "+60B0>sc  

glUP  
mUw,q;{  
}2{#=Elh  
z@j&vW  
`z.#O\@o  
Q.yoxq  
v|z1nD!?]  
0]HIc  
为齿形系数，查得 ZG|T-r;~  
\k8_ZJw  
为应力，修正系数，查得 ~+hG}7(:  
HmKE>C/  
为 用弯曲应力，由 IU}`5+:m  
查得 [%y D,8  
Q[^d{e*l  
为弯有疲劳强度的寿命系数 MJoC*8QxM  

Os;\\~e5  
  查得 ,`b9c=6;  
D1a4+AyI  
故 aMWNZv  
V7<} ;Lzm  
将各参数代入 ,q1RJiR  
BVDo5^&W  
^EZoP:x(oE  
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Yy]Henw;  
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D]REZuHOI  
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|oX l+&u  
所以大小齿轮弯曲强度足够 jd#{66:  
4、确定齿轮的主要几何尺寸 HG3jmI+u>  
分度圆直径： U7O2.y+  
0=~Ji_5mB  
齿顶圆直径： w1.~N`g$  
zk?lNs  
齿跟圆直径： !9-dS=:Y  
o9JJ_-O"  
齿宽： JAYom%A"  
b1=b2+（5-10）=80-85取80 3N?uY2  
中心距 C0e< _6p=  
5、确定齿轮制造精度 fZgZ  
.S[5CO^  
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 tP`,Egf"g  
*0Fn C2W1  
1=109.3N/mm lgU7jn  
"w N DjWv  
(UpSi6?\  
I\":L  
$L(,q!DvH  
Bdf3@sbM]  
2=103.3N/mm t1xX B^.M{  
*5wb8[  
]ko>vQ4]3  
k9a-\UIMet  
M}H
GFN  
d1=67.5mm (xM
Ao;s_  
%ePInpb  
d2=232.5mm J-=&B5"O>  
! @|"84  
da1=72.5mm VsFRG;:\U  
.DHPKz`W0  
da2=237.5mm *c.*e4uzF  
;R}:2  
dF1=61.25mm ktnsq&qNL  
~u.CY  
dF2=226.25mm R9k Z#  
k |M  
-K PbA`j+  
,9=5.+AJ  
C&r&&Pw  
~r+;i,,X  
a=150mm A+>+XA'  
U",kAQY  
Ak&eGd$d  
k]w;(<  
XNsMXeO]&  
Ee^2stc-  
whr[rWt@>  
] vQn*T"^  
0rooL<~fa  
EQ\/I( =l  
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。 *}Vg]3$4  
Iy'a2@   
ZE#A?5lb  
        5V8WSnO  
Nn>Oq+:  
p{NVJ^!+  
_I+QInD;)  
DOyYy~Q  
d=yuuS/  
yO.q{|kX  
*7FtEk/l  
TZ3"u@ 06  
M:rE^El  
Bz!SZpW(M  
BRyrdt*_e  
V9bn  
D.su^m_1  
oP!oU2eqK  
!E#FzY!}Pl  
\2#7B8  
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QbrR=[8b  
+~Wg@  
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fAYp\k  
}xJ ).D  
(.^KuXd  
#\1)Tu%-  
yGj'0c::  
%0&59q]LM  
rU/8R'S  
WstX>+?'  
小轮8-GJGB10098-88
ld  
K-<<s  
大轮8-HKGBl0095-88 dT?mMTKn+  
3'2>3Y/7Bb  
+@G#Z3;l!  

M5c$  
[+;>
u|  
    djmd @{Djt  
E/OfkL*\  
8GlRO4yd  
oDW)2*8yF  
q!f'?yFYK  
[$]qJ~kz  
`]F}O \H  
tw k  
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<*_DC)&79  
b,hRk1  
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40=*Ul U-  
>v#6SDg  
9KCeKT>v  
MMU>55+-  
W>y>  
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Xx,Rah)X3  
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aE(DNeG-H  
{Ri6975  
jI/#NCKE  
C[R|@9NI  
M.qE$  
<g$bM;6%  
GahIR9_2  
N1fPutl$a
 
p54e'Zb  
d~qZ;uw  
五、轴的设计计算 ech1{v\B|  
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 |BEoF[1  
blx"WVqo  
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 ?Gx-q+H  
R!>l7p/|H)  
X"!tx  
因装链轮之外有一键 ，轴加大5% "N3!!3  
P" aw--f(  
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。 w!r.MWE  
轴尺寸设计见附录 eWOZC(I*z  
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J1d|L|M  
3、校核轴强度，轴II负荷最大，须校核 ?j$*a7[w  
（1）轴上受力分析 8]&lUMaqVZ  
轴传递转矩 *cc|(EM  
nE"0?VNW$  
齿轮上圆周力 W C3b_ia  
|dqv
v  
径后力 +zzS  
eQsoZQA1  
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 ^ =RSoR  
运输带工作拉力为2500N nEh^{6  
压轴力简单计为5000N :s
nn-e0l  
（2）受力图 g&L $5  
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N0
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Fr=893N >Av%[G5=h#  
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O"x/O#66  
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2F#R;B#2  
_G5MQ%z  
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`)R@\@jt  
（3）作垂直面受力图b)及弯矩图d) ~+Da`Wp  
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 #%g~fh  
q7%eLJ  
同理 xj!_]XJ^w  
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) 5PlTf?Ao  
6">jf #pE  
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) c~UYs\  
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 RU'DUf  
J8yi#A>+  
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) ^R4eW|H  
截面c的变矩 u!DSyHR '  
#/9(^6f:  
_"`U.!3*  
4r [Tpb  
(N\Zz*PLz  
/Iu._2  
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b\w88=|  
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MVC=67004N.MM *<
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GJItGq`)  
K,}"v ;||  
Rh%/xG#k  
RHB=9381N t?]6>J_V  
RHA=3488N [,a O*7N  
rQ'tab.,]  
^>ca*g  
!DCJ2h%E[_  
L/GM~*Xp(O  
`R^g[0 w'  
MHC左=-198816Nmm S~F:%@,*  
As (C8C<  
MHC右=-280307Nmm v-)e
T  
9kP!O_  
C<fNIc~.  
K.R2)o`  
+c\s%Gzrh  
@U:T}5)wc  
截面B的弯矩 lr
h6lt)  
（5）求后来弯矩并作合成弯矩图f) 3_T'TzQu  
4ij`  
(6)作扭矩aT图g) vO{ijHKE  
考虑启，制动的影响 挤合 a=0.6 Oyq<y~}  
S/d})8~.  
(7)求出量变矩并作当量变矩图h） GKY:"q&h  
Whd4-pR8  
(8)校核轴危险截面的强度 '{cN~A2b4  
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。 Bw*z4qb{yH  
2ZtqZ64i  
%T6#c7U_  
&J hN&Ur  
54J<ZXCs  
<\^X,,WtO  
|k/;
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Hs=!.tZ,  
cT0utR
&  
g@Ni!U"_c  
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.4!N#'  
MHB=-530000Nmm fe37T@  
{C]M]b*F6(  
;wQWt_OtuJ  
EJWMr`zdn  
;@d%<yMf@  
MC左=20980Nmm fr#lH3  
MC右=28820Nmm -;P<Q`{I  
GoEIY  
eN> (I
W  
k)v[
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MLC左=33159Nmm CY>NU  
MLB=554794Nmm mLkZ4OZ  
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<{) 4gvH  
六．滚动轴承的选择计算 Mb>6.l  
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。 uf;q/Wr  
由于此轴承几乎不受轴向力，Pr2 =FR2 *2AQ'%U~  
)2FO+_K?T  
FR2 =（RVB²+RHB²）½=（1175*1175+9381*9381）½=9454N R{
[Q+y'E  
代入Cr =[（Ff*Pr2）/Ft ]*（nl10h/16670）1/3 \9}5}X_x.  
查表得fF=1Ft =1（取轴在工作时温度为120度以下） WD\{Sdx:r  
已知n要求每2年换轴承一次，由题知，时间为300*2*8*2=9600 b}4/4Z.  
代入得Cr=38205 20moX7L  
由Cr比6309轴承Cr小，故合适。 ob00(?;H  
七、键的选择和计算 
*n*y!z  
由轴设计知，运用C型键，键长40mm mNeW|3a  
工作长度 ，键高8mm `{wku@  
接触高度 1}BNG,n  
      RE.@ +A  
S!q}Pn  
查表 xI<dBg|]+  
知键合适 A$F;fCV*  
八. 联轴器选择 ;:|KfXiC8  
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。 2Y4&Sba^Y  
            九.润滑与密封方式选择 btF%}<o)  
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。 ?8,N4T0)  
'YR5i^:t  
-*lP1Nbp  
K%}I}8M  
{T.Vu]L80  
D9C}Dys  
NNE,| :  
Ozv.;}SE  
Uu X"AFy~\  
BLH=:zb5  
U(N$6{i_  
8e@JvAaa$  
选用6308和6309深沟球轴承 Qy
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Fma`Cm.  
C型键 KpbZnW}g  
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 $x?NNS_ "J  
   

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