[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 0fc;H}B*  
LWrYKi  
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。 "P7OD^(x/  
1.运输带工作拉力F=2.5 KN )xp3 ElH  
2.运输带工作速度V=1.4 M/S JMAdsg/  
3.滚筒直径     D=200 mm RHsVG &<j  
4.滚筒效率n=0.96 %YVPm*J~  
5.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳； uc9h}QJ*  
6.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。 VEV?$R7;  
7.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时 nJ2B*(S'v.  
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。 le:}MM  
部件：1电动机 ^"Bhp:o2  
      2V带传动或链传动 S @[]znH  
      3减速器 ru:"c^W:[  
      4联轴器 Q8m~L1//S  
      5输送带 O0}uY:B  
6输送带鼓轮 GwO`
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传动方案设计如下： >p&"X 2 @  
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二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 |5(CzXR]  
                                      2K3j3|T  
1.     选择电动机的类型 Ql
Vj#Jv;~  
按工作要求和条件,选用Y系列一般用途全封闭式鼠笼型三相异步电动机 DI/d(oFv`  
2.    确定电动机的容量 Z9H2! Cp  
电动机所需功率由公式 r}Vr_  
      Pd=Pw/ηa (KW) Ag3+z+uS  
      Pw=Fv/1000ηw m Urb  
    因此   Pd=Fv/1000ηaηw(KW) CVY-U|xFY  
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: Li8/GoJW-T  
      ηa=η带η²轴η齿η链 TN Z-0  
按表4-1的V带传送速率η带=0.95,滚动轴承η轴=0.98,齿轮传动效率η齿=0.97,联轴器效率η联=0.99.则ηa=0.95 x 0.98 ² x 0.97 x 0.99 = 0.88 ?AO=)XV2  
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 MF$Dx| Tcj  
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW io"NqR#"v  
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW ?&6|imPE  
3 确定电动机的转速 |+~P;
fG  
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) 0(C[][a*u  
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. c.Izm+9k  
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Pe=4.0KW IQ JFL +f  
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nS!m1&DeD  
电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 U d+6=Us{  
  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). 43`Atw`\  
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 e{Mkwi+j  
(1)    求传动比 xM&`>`;^e  
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: C;Kq_/l  
ia=na/nw =960/114.6=8.038 n2opy8J#!  
(2)    分配传动装置传动比 w~AO;X*Ke"  
ia=i带i减
|l~#qeZ%  
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 *X
u?(Jd  
则i减=ia/i带=3.35 }.A \;FDyj  
5.传动装置的运动和运动参数的计算 |i(@1 l  
(1)    各轴功率 L>`inrpz=w  
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) 3|Y.+W  
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) =1
VpO{q  
(2)    各轴扭矩 )uCa]IR  
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) Qj9'VI>&  
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) :Q;mgHTNz  
JGlp7wro  
n=1000             dY?>:ce  
#%/0a  
电动机                 型号为Y132M-6 S2V+%Z _J  
Gbb*p+(  
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i带=2.5 na|23
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i减=3.35 JPe<qf-  
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TI=85.76N/m _lw:lZM?  
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) U5;Y o+z  
(3)    各轴转速 :w9s bW  
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) YZc{\~d  
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) ~#:R1~rh\e  
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nI=334(r/min) m 3"|$0C~  
nⅡ=114.6(r/min) KOVR=``"/  
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KVZ-T1K  
三．V带传动设计 fFJu]  
保证带传动工作时不打滑，同时具有足够的疲劳强度。 oS Apa  
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， l"1at eM3  
设计功率Pd=KAP kW zJX _EO  
由电动机为4KW，得Pd=1.2x4000=4800kW， DNy 6Kw  
由转速在满载时为960r/min Eao^/MKx-  
查表得 K%RjWX=H  
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四 .传动零件的计算 XNJ3.w:R  
  设计一般用途的传动零件 53WCF[  
1.    选择材料 X^Fc^U8  
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。 $:RR1.Tv  
2.    按齿面接触强度确定主要参数 (7Ln~J*  
    d1≥[（671/[σH]）²x（KT1/Φd）x(u+1)/u] 1/3 PUmgcMt  
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) nzU;Bi^m  
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. "h-ZwL  
b3Qk;yz  
  [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) \03ZE^H  
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 |u]IOw&1  
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 *vzEfmN:d  
t=15x300x16=72000h '0w</g  
N1=60x384x72000=1660000000 7n,=`0{r  
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 "!ks7:}v  
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) gI!d*]{BP  
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 1my1m  
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² $,zW0</P*l  
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² 6aLRnH"Ud  
^.9DfA0  

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K为1.4. (D:-p:q.  
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T^  
[σH1]= 580N/ mm² &>B"/z  
[σH2]= 557 N/ mm² r6kJV4I=re  
2W2T  
计算时的以小值代入 I&m' a  
   为齿数比.       q#@r*hl  
将各参数代入得 /!MVpi'6&  
}%z%}V@(&  
z1]nC]2  
则 {o 2 qY|S  
的标准 k'k}/Hxub  
中心距为 8*x=Fm,Ok  
jFJ}sX9]  
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 U1HG{u,"y  
i实 jRd$Vt  
合要求。 YCQ$X  
故分度 圆直径 7BL)FJ]UR]  
  iEZ+Znon  
齿度 d^J)Mhju  
  .6T0d 4,1  
3、校核齿根弯曲强度 $d
Xx@6fP  
iPCCTs  
l? U!rFRq`  
ca,W:9#.xn  
1.+6x4%rV  
/Q3\6DCl  
d1=59mm k|\M(Z*(P  
/`7+Gy<  
\PU
JD,9H  
8Y.9%@  
i#hFpZ6u  
Z1=27 k=[s%O6H  
Z2=90 \xbUr`WBY  
S<-nlBs.  
7KX27.~F  
M;,$
)>P  
XL^05  
\ ZE[7Ae  
jeJgDAUv  
DJ@n$G`^^  
[!yA#{xl,  
~mARgv  
g27'il  
\0d'y#Gp*  
Hcwfe=K&/  
a=150mm 5.oIyC^Ik  
"GQ Q8rQ  
@qan&?-Y  
<JH,B91  
TKv!wKI  
d1=67.5759 w$6Z}M1d  
d2=232.5 iGu%_-S  
@anjjC5a~  
gWGDm~+  
w\YS5!P,V  
%ACW"2#(  
@
;tfHoXD  
%Qlc?Wl:  
3g;,  
#YYJ4^":k  
为齿形系数，查得 y'`/^>.  
5EcVW|(  
为应力，修正系数，查得 j*G: 8Lg  
P .m@|w&.K  
为 用弯曲应力，由 ~}}<+JEEO  
查得 ^]nLE]M  
Rbf6/C  
为弯有疲劳强度的寿命系数 3@Mh* \;\b  
5tQz!M  
  查得 BZ?Ck[E]Z  
#mw!_]  
故 oNyYx6q:Q  
kFWwz^x  
将各参数代入 $TXxhd 6  
0bDc 4m  
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L^ J|cgmNw  
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Ib#-M;{  
*-nO,K>y`  
e"S?qpJK  
所以大小齿轮弯曲强度足够 D;pI!S<#  
4、确定齿轮的主要几何尺寸 r N$0qo  
分度圆直径： %;'~TtW5  
6<];}M_{  
齿顶圆直径： v1OVrk>s>  
>3uNh:|>/  
齿跟圆直径： /mex{+p>tO  
_Vr- bpAf  
齿宽： yJ $6vmQ  
b1=b2+（5-10）=80-85取80 |UXSUP @s  
中心距 [I *_0  
5、确定齿轮制造精度 WywS1viD  
%10ONe}  
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 h3
?>jE=H  
$l]:2!R  
1=109.3N/mm zZ=SAjT QP  
a2Ak?W1  
FCEy1^u  
m)Plv+R}  
JsJP
%'^/R  
iW` tr  
2=103.3N/mm >(Y CZ  
yvYMk(LSF  
ybBmg'198  
a^R?w|zCX  
a^%iAe  
d1=67.5mm Ehx9-*]
 
bJ^h{]  
d2=232.5mm iOk;o=  
h=#w< @  
da1=72.5mm >rd#,r  
xb;{<~`71  
da2=237.5mm b#_RZ  
dQ`Tt- n  
dF1=61.25mm ;st0Ekni)  
7:jLZ!mgi  
dF2=226.25mm (;{X-c}?  
#PkuCWm
6  
S1QMS  
l 
f>/  
UGcmzwE  
.t "VsY|  
a=150mm 2%%\jlT_  
47q> q  
V 0Bl6  
I"Zp^j  
NM3;l}Y8  
!.vyzCJTzB  
HRf;bKZ  
 mwAN9<o  
bU=Utniq  
X1@DI_  
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。 | b'Ut)E  
KQ\K:#  
_Sr}3  
        6 s=VU\  
luoQ#1F?sl  
!&:=sA  
Bj@>iw?g'  
bZ`v1d (r  
vIV|y>;g  
\L Q+ n+  
U=n7RPw  
5$9$R(KU  
AQ,lLn+  
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\YvG+7a  
>=@-]X2%j  
+x%u?ZR  
e9LX0=  
@)Vpj\jM-C  
小轮8-GJGB10098-88 | eBwcC#^  
"Z@P&jl  
大轮8-HKGBl0095-88 qDdO-fPev  
[> HKRVy  
=KPmZ,/w  
;<+efYmyc  
-`L`kL<  
    Ks.b).fH  
07LyB\l~  
b<W\#3~G  
Mq> 4!  
DGvuo 8  
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r^ r+
h[V  
+<bj}"  
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}  
=3(v4E':5  
S m(*<H  
f`qy~M&  
S1=P-Ao  
W2{w<<\$3}  
S#ryEgc]  
五、轴的设计计算 dgVGP_~  
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 MHwfJ{"zo  
<#0i*PM_  
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 J^8j|%h%e  

-ssb|r  
@5Tl84@Q  
因装链轮之外有一键 ，轴加大5% Pt"K+]Ym  
;@;aeu  
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。 2Bt/co-~4  
轴尺寸设计见附录 2IYzc3Z{9  
)G48,.
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Zwq\m.h  
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~;?mD/0k  
3、校核轴强度，轴II负荷最大，须校核 9{(q[C5m  
（1）轴上受力分析
#j7&2L  
轴传递转矩 oY~q^Y  
4!14:mq  
齿轮上圆周力 /- Gq`9Z  

O+&;,R:  
径后力 >4@w|7lS  
`Ku:%~$/  
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 6}Y==GPt  
运输带工作拉力为2500N 0;x&\x7K
 
压轴力简单计为5000N _'!qOt7D  
（2）受力图 Lvt3S .l  
.S:(O+#Gm  
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Ft=2351 N cQ$[Ba  
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Fr=893N sI6*.nR  
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C[{E8Tg/  
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（3）作垂直面受力图b)及弯矩图d)
7Ou]!AOhG  
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 d" 0&=/  
bz 7?F!  
同理 1}Guhayy  
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) s(Wys^[g  
"PS ) "t  
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) }s"].Xm^2  
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 &*8.%
qe;  
?N9Z;_&^.  
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) 7'8G,|&:*  
截面c的变矩 3=?,Dv0P  

6*EIhIQ(  
*6][[)(  
2^=.f?_YR  
g/FT6+&T.  
H}&JrT95  
 0,&] 2YJ  
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UCj<FN `  
N_FjEZpX  
RVA=1175.5N M@G\b^"  
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' Qlj"U  
Kv:.bHN}  
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X,lhVT |
 
MVC=67004N.MM a*&&6Fo  
}fef*>>}  
aMT=pGU  
oO7)7$|1  
=j20A6gND  
]R!YRu  
\QG2V$  
p<mBC2!%  
XL;WU8>  
B+jh|@-  
RHB=9381N B>S>t5$  
RHA=3488N eHIcfp@&  
I(k(p\l%  
;;C2t&(  
MO| Dwuaf  
"~zLG"  
m;1/+qs0  
MHC左=-198816Nmm M$!-B,1BX  
tnBCO%uG  
MHC右=-280307Nmm 7hLh}  
>Y\?v-^~;  
,h/l-#KS  
sk:B;.z  
O0_RW`69  
PRBlf  
截面B的弯矩 P0sAq7"  
（5）求后来弯矩并作合成弯矩图f) f`}/^*D  
+T4}wm  
(6)作扭矩aT图g) ZCBF&.!  
考虑启，制动的影响 挤合 a=0.6 e^x%d[sU  
W4P+?c>'2  
(7)求出量变矩并作当量变矩图h） @Jqo'\~&  
a2]ZYY`R7  
(8)校核轴危险截面的强度 0S&J=2D!  
由图h)知轴上当量变矩最大的截面左右，轴承支点的B处，故校核该截面的当量应力。 G^.tAO5:f  
4#:Eq=(W  
#W.vX=/*  
yc`3)  
@,2,(=l*C  
<5#2^
(  
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f+1'Ah0'
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vl+bc[ i~  
5'V-Ly)*%  
f<|*^+  
u]`0QxvZ  
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MHB=-530000Nmm C(z'oi:f  
;R<V-gab  
Bu?Qyz2O  
-II03 S1  
vSv1FZu*  
MC左=20980Nmm N_Zd.VnY  
MC右=28820Nmm vg"*%K$a  
p-w:l*-`  
F~7TE91C  
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ffNA^e  
tGbx/$Y   
:>_oOn[_  
jP2#w{xq  
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MLC左=33159Nmm 4gVIuF*pS  
MLB=554794Nmm e"{"g[b/7  
\I<R.49oW  
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23,pVo  
xD~r Q$6sI  
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R7!v=X]i  
nG{o$v_|  
&N+`O)$  
CPeu="[
 
oe3=QE  
I_N:j,Mx  
>ZeARCf"f  
2dHsM'ze  
K@*4=0  
~t$ng l$  
六．滚动轴承的选择计算 fOdqr  
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。 dxH\H?NO  
由于此轴承几乎不受轴向力，Pr2 =FR2 .5s^a.e'O  
/(u? k%Q  
FR2 =（RVB²+RHB²）½=（1175*1175+9381*9381）½=9454N '=\>n(%Q  
代入Cr =[（Ff*Pr2）/Ft ]*（nl10h/16670）1/3 V\e1NS  
查表得fF=1Ft =1（取轴在工作时温度为120度以下） ,S<) )  
已知n要求每2年换轴承一次，由题知，时间为300*2*8*2=9600 )l!`k  
代入得Cr=38205 ;O{bF8U  
由Cr比6309轴承Cr小，故合适。 \Y8 sIs  
七、键的选择和计算 ~Eb:AC5  
由轴设计知，运用C型键，键长40mm Zs-lN*u7.  
工作长度 ，键高8mm | WTWj  
接触高度 P>_9>k@;Q  
      :2/jI:L~  
_O11SiP]  
查表 x2r.4  
知键合适 'Nuy/\[{\  
八. 联轴器选择 .n4{xQo,EJ  
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。 3;wiwN'  
            九.润滑与密封方式选择 Q>9bKP  
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。  2+S+Y%~  
Doq}UWp  
^;9l3P{  
!_~/Y/M  
}aI>dHL  
YktZXc?iI<  
Sl'$w4s   
v0=v1G*rvJ  
yHlQKI  
@'GPZpbvZ  
YjJ^SU`*  
Am*
lx  
选用6308和6309深沟球轴承 I|>.&nb  
, /jHhKW  
kumo%TXB&  
TX@ed  
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@Bjp7v:w  
UL#:!J/34  
V"2 G
  
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K :+q9;g  
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C型键 u;1[_~  
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 dPf7o   
   

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