[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 >g;995tG  
?orLc,pU^  
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。 S-[S?&c`  
1.运输带工作拉力F=2.5 KN ,_UTeW6M  
2.运输带工作速度V=1.4 M/S U+Vb#U7;  
3.滚筒直径     D=200 mm )zydD=,bu  
4.滚筒效率n=0.96 8Sk$o.Gy  
5.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳； -uNM_|MO  
6.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。 d3]<'B:nb  
7.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时 =p[a Cb i  
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。 J)EL<K$Z[  
部件：1电动机
)&$mFwf  
      2V带传动或链传动 ,YBe|3  
      3减速器 G-TD9Og
Z  
      4联轴器 3ESrd"W=  
      5输送带 vawS5b;  
6输送带鼓轮 gh-i|i,  
传动方案设计如下： n= q7*<l  
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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 *-S?bv,T'  
                                      CaVVlL  
1.     选择电动机的类型 TiR00#b  
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 j_h0hm]  
2.    确定电动机的容量 r^{Bw1+  
电动机所需功率由公式 tns4e\  
      Pd=Pw/ηa (KW) czsnPmNEI  
      Pw=Fv/1000ηw &UNQ4-s  
    因此   Pd=Fv/1000ηaηw(KW) ?
g:sAR'  
由电动机主卷筒轴的传动总效率为:  `fE'$2  
      ηa=η带η²轴η齿η链 {q^UWv?1  
按表4-1的V带传送速率η带=0.95,滚动轴承η轴=0.98,齿轮传动效率η齿=0.97,联轴器效率η联=0.99.则ηa=0.95 x 0.98 ² x 0.97 x 0.99 = 0.88 |D_4 iFC  
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 F:~@e(  
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW DG}s`'  
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW SXC 7LJm<g  
3 确定电动机的转速 /&9R*xNST#  
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) 3"sXN)j  
根据表1-3的V带传动比i1=2-4,而单级圆柱齿轮减速器的传动比i2=4-6,因此总传动比的合理范围为:ia=8—24. @<&u;8y-Cn  
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 IVa6?f6H_  
  符合这一范围的电动机同步转速有:750,1000,1500(r/min)三种,选用同步转速1000 (r/min)时,电动机的重量,价格及V带传动和减速器的传动比都比较合适,因此选定电动机型号为Y132M-6满载转速为nm=960(r/min). Z[0/x.pp$  
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 BR_fOIDc  
(1)    求传动比 KXpbee  
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: .$ YYN/+W  
ia=na/nw =960/114.6=8.038 gVy`||z  
(2)    分配传动装置传动比 PS=q):R|  
ia=i带i减 ;lSsy  
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 7j29wvSp5  
则i减=ia/i带=3.35 7#Uzz"^  
5.传动装置的运动和运动参数的计算 NjPQT9&3h  
(1)    各轴功率 {[hgSVN;  
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) Xbrc_V\_  
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) 1=C<aRZ b^  
(2)    各轴扭矩 {+[Ex2b$  
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) yk(r R  
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) VDZOJM)(  
fL
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n=1000             |n^rI\p%  
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电动机                 型号为Y132M-6 ruyQ}b:zS  
gvD*^  
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i带=2.5 ,}"jiGgS4  
i减=3.35 &
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TI=85.76N/m VE1j2=3+o  
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) @A<~bod  
(3)    各轴转速 ^dsj1#3z  
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) ^".6~{  
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) 3 TTQff  
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三．V带传动设计 nA.U'=`  
保证带传动工作时不打滑，同时具有足够的疲劳强度。 j \d)
#+;  
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， px+]/P<dX  
设计功率Pd=KAP kW )`\Q/TMl5  
由电动机为4KW，得Pd=1.2x4000=4800kW， 0Q,Tcj  
由转速在满载时为960r/min yfR0vp<&  
查表得 yv>uzb`N  
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四 .传动零件的计算 -G=.3 bux  
  设计一般用途的传动零件 TvRm 7  
1.    选择材料 ; =*=P8&5  
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。 , BZ(-M  
2.    按齿面接触强度确定主要参数 FZ8Qj8  
    d1≥[（671/[σH]）²x（KT1/Φd）x(u+1)/u] 1/3 k%s,(2)30  
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) %Z*)<[cIE0  
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. "Z dI~
 
'S#^70kt  
  [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) v9t'CMU  
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 0+w(cf~6  
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 E2S#REB4  
t=15x300x16=72000h V%zo[A  
N1=60x384x72000=1660000000 cnG>
EG  
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 v+<4?]EJ  
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) xKepZ  
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 -Wre4^,v  
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² l$W)Vk<B(T  
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² 87+u`~  
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"VMb1Zhf  
[σH1]= 580N/ mm² =%b1EYk  
[σH2]= 557 N/ mm² $bZ5@)E  
l o- 42)  
计算时的以小值代入 ~O3VX75f  
   为齿数比.       JPg^h  
将各参数代入得 TEC#owz  
RgzzbW  
&uf|Le4  
则 #"[EVF0%1D  
的标准 0}g~69Z1=  
中心距为 pM*( kN  
>h(GmR*xM  
由于齿轮传动须装入箱体，现a为小数，结加工和测量带来不便，应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿，调整后位动比误差 只要在3-5%内， 因此Z2=93则a=150mm Xl>ZnI];  
i实 w@a|_?  
合要求。 xb&,9Lxd|  
故分度 圆直径 o9OCgP`Y  
  c/Li,9cT'  
齿度 Bc<pD?uOK  
  \|Y_,fi  
3、校核齿根弯曲强度 IPt !gSp  
hF5(1s}e$  
y%<CkgZS  
V2'5doo  
cSmy M~[  
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d1=59mm K4OiKYq  
j%81q  
LQ||7>{eX  
7~L_>7;  
C879eeJ  
Z1=27 -<(RYMk*)  
Z2=90 !y$+RA7\  
n ON]YDg  
0*AXd=)"*  
|vxmgX)  
]q&NO(:kbq  
Y6(=cm  
pxW*kS  
Fn{Pmo*rs  
3XNk*Y[5  
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ENFM``dV#  
^^*Ia'9   
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a=150mm WDt6{5T  
}$(\,SzW  
+/hd;s$x  
`dRqheX  
A!R'/m'VG  
d1=67.5759 =RQI5nHdw  
d2=232.5 `X<a(5[vV3  
9VSi2p*  
'@HCwEuz  
Jw{duM;]  
wGxH  
>G As&\4hs  
o1uM(  
s3VD6xi7  
@\W-=YKLg  
为齿形系数，查得 Tf('iZ2+  
`O0y8  
为应力，修正系数，查得 QH?sx k2  
x1Z*R+|>2  
为 用弯曲应力，由 aDu[iaZ  
查得 "CZv5)  
)g KC}_h=  
为弯有疲劳强度的寿命系数 aP B4!3W  
F6
C7k9  
  查得 zU_dk'&,  
iU(B#ohW"  
故 kU.@HJ[@j  
.bj:tmz  
将各参数代入 nC)"% Sa  
4 =T_h`  
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b#R$P]dr=  
{TdxsE>  
所以大小齿轮弯曲强度足够 AjoIL  
4、确定齿轮的主要几何尺寸 1&<o3)L:  
分度圆直径： jicH94#(]  
\u))1zRd  
齿顶圆直径： 3d4A~!Iz  
lP*=4Jh  
齿跟圆直径：
|=![J?  
GlRjbNW?Q  
齿宽： b;#_?2c  
b1=b2+（5-10）=80-85取80 ?mSZQF:d@  
中心距 *ZFF$0}  
5、确定齿轮制造精度 qywl G  
[Q J  
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
z( }w|  
8eYEi  
1=109.3N/mm *::.Uo4O  
%Lb
cwh(9  
g j]8/~lr  
X%kJ3{  
UUb0[oy  
m^3j|'mG  
2=103.3N/mm %e3E}m>  
56.JBBZZ  
*+2_!=4V  
;Bj&9DZd  
u86PTp+  
d1=67.5mm aDxNAfP  
pV;0Hcy  
d2=232.5mm x(R;xB  
o?Cc  
da1=72.5mm ^;.u}W  
,J-|.ER->  
da2=237.5mm WVKAA.  
?%Tx% dB  
dF1=61.25mm J

YA>Q&  
4 2DMmwB   
dF2=226.25mm w/rJj*  
$Bl51VjN  
S<*IoZ?T  
3S2Alx!6  
*" C9F/R  
-)3+/4Q(  
a=150mm ^FBu|eAkE  
_)!*,\*`{  
Dj'?12Onu=  
&}7R\co3  
0GeL">v,:=  
VBF:
MAA  

fjl9*  
->.9[|lIg  
#N>66!/V  
o$Nhx_F  
GJ，在零件上标示为8-GJGB10098-88，大轮齿厚偏差为KK，在零件工作图上标示为8-HKGBl0095-88。 W6i9mER-  
g1"ZpD  
d|7LCW+HW  
        Q^nfD  
i8-Y,&>V  
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6Z J-oT!.  
小轮8-GJGB10098-88 M."/"hV`-  
d4\JM 65  
大轮8-HKGBl0095-88 )?(Ux1:w)  
EC[]L'IL  
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Ru*gbv,U  
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CQ/+- -o  
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}l$zZ>.\H  
五、轴的设计计算 c]#}#RJ`\  
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 !Ea!"}  

q/I( e  
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 *|\bS "  
sa o&  
mL`8COA  
因装链轮之外有一键 ，轴加大5% {X(nn.GpC  
w$f_z*/  
考虑到减速器、轴承、 轴器，外观等因素， 轴II与滚筒连接处直径为35，轴I与电动机连接处为30，由于轴 II负荷大，故设计，检验都以轴II为例，轴I设计如同轴II。 6X h7Bx1  
轴尺寸设计见附录 ?|W3RK;  
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3、校核轴强度，轴II负荷最大，须校核 P2jh[a%  
（1）轴上受力分析 hq{{XQ  
轴传递转矩 xf;>o$oN0P  
ZPE-  
齿轮上圆周力 m0^ "fMV  
J7
",fb  
径后力 %eofG]VM<  
%D#&RS  
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 Ow>u!P!  
运输带工作拉力为2500N 6:%lxG  
压轴力简单计为5000N H:hM(m0?q  
（2）受力图 2C:u)}R7D  
B`R@%US  
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（3）作垂直面受力图b)及弯矩图d) <!G /&T  
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 l[5** ?#  
"wV  
同理 c%,ky$'18  
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) NMw5ixl  
sV5k@1Y  
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) KQ9w>!N[  
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 :tFcPc'  
,V]FAIJ  
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) T;Kv<G;  
截面c的变矩 rT;l#<#VE  
 K%%Ow  
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A9Ea}v9:  
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Tp~Qg{%Og  
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RHB=9381N er 1zSTkg  
RHA=3488N FR50y+h^$  
%y>*9$<pXe  
KTo}xLT  
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:&$v.#  
MHC左=-198816Nmm uW}M1kq?+l  
2" v{  
MHC右=-280307Nmm c2GTN"  
^N ;TCn  
6eB~S)Ko  
o"N\l{#s  
3,#qt}8`  
YyYp-0#  
截面B的弯矩 _,Q -)\  
（5）求后来弯矩并作合成弯矩图f) )99^58my  
<dS I"C<  
(6)作扭矩aT图g) )!zg=}V  
考虑启，制动的影响 挤合 a=0.6 4ee-tKH  
A5}N[|z  
(7)求出量变矩并作当量变矩图h） ow,! 7|m  
DvI^3iG8  
(8)校核轴危险截面的强度 M>BVnB_,-  
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。 )TNG0[  
b\NY!)B  
~:0U.v_V  
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MHB=-530000Nmm T%PUV \LV  
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MC左=20980Nmm >T14 J'\  
MC右=28820Nmm H7{kl  
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MLC左=33159Nmm %:-2P  
MLB=554794Nmm uH} }z!  
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7}fT7tsN  
S1*xM  
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P2*  
六．滚动轴承的选择计算 K@!Gs'Op  
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。 to] ~$~Q|>  
由于此轴承几乎不受轴向力，Pr2 =FR2 \2 `|eo  
lM%3 ?~?Q&  
FR2 =（RVB²+RHB²）½=（1175*1175+9381*9381）½=9454N ekSSqj9";  
代入Cr =[（Ff*Pr2）/Ft ]*（nl10h/16670）1/3 JHsxaX;c  
查表得fF=1Ft =1（取轴在工作时温度为120度以下） 6PRP&|.#  
已知n要求每2年换轴承一次，由题知，时间为300*2*8*2=9600 rhwjsC6  
代入得Cr=38205 YGCBDH%6  
由Cr比6309轴承Cr小，故合适。 e:;u_be~  
七、键的选择和计算 -=4:qQEw  
由轴设计知，运用C型键，键长40mm G9ra;.  
工作长度 ，键高8mm -j}zr yG-  
接触高度
AKUmh  
      hyC]{E  
u_%L~1+'  
查表 p y%RR*4#  
知键合适 k:`yxxYIh  
八. 联轴器选择 a`;nB E  
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。 `z6I][Uf  
            九.润滑与密封方式选择 B5/
"2i  
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。 $xq$  
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选用6308和6309深沟球轴承 Pbl#ieZM  
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C型键 P~s u]+  
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 ky]^N)  
   

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