[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 ,T:Uk*Bj  
3.[ fTrzJ  
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。 tkQ#mipAj  
1.运输带工作拉力F=2.5 KN Pv@P(y?\  
2.运输带工作速度V=1.4 M/S Vqr#%.N  
3.滚筒直径     D=200 mm glk-: #  
4.滚筒效率n=0.96 PHZ+u@AA6@  
5.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳； IY$v%%2WZ  
6.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。 S.G"*'N  
7.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时 L-J 7z+{  
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。 %ae|4u#b  
部件：1电动机 tb#9TF  
      2V带传动或链传动 r1vF/yt(  
      3减速器 -|Z[GN:  
      4联轴器 )w3?o#@  
      5输送带 Y8$Y]2  
6输送带鼓轮 b@6hG
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传动方案设计如下： 5W%^g_I  
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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 J>o%6D  
                                      f3[/zcm;  
1.     选择电动机的类型 Tgf\f%,h  
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 AlVBhR`  
2.    确定电动机的容量 >14x.c  
电动机所需功率由公式 mi`jY0e2  
      Pd=Pw/ηa (KW) w$`[C+L  
      Pw=Fv/1000ηw CyHaFUbZ  
    因此   Pd=Fv/1000ηaηw(KW) 6=aXz2.f  
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: b235Zm  
      ηa=η带η²轴η齿η链 %U<1
]  
按表4-1的V带传送速率η带=0.95,滚动轴承η轴=0.98,齿轮传动效率η齿=0.97,联轴器效率η联=0.99.则ηa=0.95 x 0.98 ² x 0.97 x 0.99 = 0.88 /Wx({N'
h$  
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 QDHTP|2e  
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW o@5zf{-  
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW Z)Zc9SVC  
3 确定电动机的转速 +N3f{-{"Yo  
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) &"R`:`XF  
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. nt
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 gc[BP>tl\  
  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). _q1b3)`D  
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 ~/R bYvyA  
(1)    求传动比 mNDd>4%H_  
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: z<jH{AU  
ia=na/nw =960/114.6=8.038 >&?k^nI}J  
(2)    分配传动装置传动比 @\}w8  
ia=i带i减 i[N=.  
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 _!:*&{  
则i减=ia/i带=3.35 B4kJ 7Pdny  
5.传动装置的运动和运动参数的计算 F&6Xo]?  
(1)    各轴功率 [39  
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) AD0pmD  
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) ~^ ^|]s3  
(2)    各轴扭矩 M\L^ Wf9  
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) zv>7;E
n3  
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) g7g^iLU  
gu|cQ2xV  
n=1000             6_a~ 4_#  
--BS/L-  
电动机                 型号为Y132M-6 ^E}};CsT  
< /\y<]b  
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i带=2.5 TChKm-x  
i减=3.35 /{sFrEMP\  
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TI=85.76N/m >j}.~$6dj_  
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) pdEUDuX  
(3)    各轴转速 J{qpGRQNa  
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) HTw7l]]  
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) SXF~>|h5<  
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三．V带传动设计 <]e0TU?bk  
保证带传动工作时不打滑，同时具有足够的疲劳强度。 (#?k|e"Y"`  
该系统载荷变动小，工作条件不是很恶劣，所以工况系数选用为1.2， T2/lvvG  
设计功率Pd=KAP kW !gbPxfH:6  
由电动机为4KW，得Pd=1.2x4000=4800kW， Oiz@tEp=_  
由转速在满载时为960r/min H68~5lJY^]  
查表得 o{r<=X ysM  
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四 .传动零件的计算 J!\oH%FJp  
  设计一般用途的传动零件 *$Z,kZ^^  
1.    选择材料 IqAML|C  
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。 rU9z? (  
2.    按齿面接触强度确定主要参数 y|/[;  
    d1≥[（671/[σH]）²x（KT1/Φd）x(u+1)/u] 1/3 `Kbf]"4q  
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) dym K@  
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. /b7]NC%  
|/;;uK,y  
  [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) 43?uTnX/  
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 ,GF]+nI89  
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 VVJIJ9L&C  
t=15x300x16=72000h WZM  
N1=60x384x72000=1660000000 tj4/x7!  
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 PW_"JZ  
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) c!ieN9^+  
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 fSVb.MZa7  
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² ,@kLH"a0  
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² $p|Im,  
s}F.D^^G  
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M3Qi]jO98  
[σH1]= 580N/ mm² l$[,V:N  
[σH2]= 557 N/ mm² m%'T90mi  
hXvC>ie(i  
计算时的以小值代入 L1WvX6  
   为齿数比.       Xvk+1:D  
将各参数代入得 V>`9ey!U  
hYh~%^0dt  
X,c`,B03  
则 YeVo=hYH@  
的标准 -?l`LbD  
中心距为 rp^:{6O  
Rn`D
UYg  
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 -p%cw0*Y]C  
i实 D^a(|L3;  
合要求。 c[T@lz(!  
故分度 圆直径 qA[cF$CIl)  
  Yg}b%u,Q  
齿度 ;.<HpDfG_  
  qu^~K.I"  
3、校核齿根弯曲强度 oIQ$98M  
)TyP{X>  
+~*e B  
3[m2F O,Z  
aK]AhOG  
4CtWEq  
d1=59mm |lk:(~DM  
pe>?m^gz[  
7F_N{avr  
Sx (E'?]  
:6Tv4ZUvcG  
Z1=27 So75h*e  
Z2=90 l_8ibLyo  
xJnN95`R@  
NTO.;S|2%  
W`P>vK@=  
MttFB;Tp  
uRYq.`v,  
nywC]T  
]rNxvFN*j  
d{7)_Sbky  
UI'fzlB  
vP+qwvpGr  
$dWYu"2CD  
(i?9/8I  
a=150mm [@B!N+P5;  
^QG<_Dm]  
.JJ50p  
f! )yE`4-  
]m7x&N2  
d1=67.5759 ie>mOsz  
d2=232.5 F-M)6&T  
hy@b/Y![M  
.<xD'54  
 p:eaZ  
R3LIN-g(  
:XoR~syT  
vlipB}  
Z}Q/u^Z  
Y^U^yh_!^  
为齿形系数，查得 U[OUIXUi  
(<@`MPI\@  
为应力，修正系数，查得 }n#$p{e$i  
YfMs~}h,  
为 用弯曲应力，由 U!K#g_}  
查得 z]LVq k  
ep Dp*  
为弯有疲劳强度的寿命系数 <b\8<mTr  
.7:ecF
Kk  
  查得 f^F"e'1  
(H:A|Lw  
故 84i0h$Z
Zo  
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<  
将各参数代入 =W2I0nr.  
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U7,.L  
所以大小齿轮弯曲强度足够 =KD[#au6a  
4、确定齿轮的主要几何尺寸 +@7c:CAy(  
分度圆直径： LfCgvq6/pO  
:6m"}8*q8  
齿顶圆直径： /len8FRf  
AP4s_X+=  
齿跟圆直径： W3^^aD-  
="Azg8W  
齿宽： 8vfC  
b1=b2+（5-10）=80-85取80 U9Q[K
`  
中心距 5>=4$!`  
5、确定齿轮制造精度 C8}=fa3u  

/7Q9(}  
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 oJ#;XR  
2uF'\y  
1=109.3N/mm 8)83j6VF  
ec*Ni|`Z'  
jxYze/I  
T$;BZ=_  
/N./l4D1K-  
c{x:'@%/s'  
2=103.3N/mm %/!f^PIwX  
A,7* 52U  
!2/o]_K@+  
8k.#4}fP  
Q#&6J=}  
d1=67.5mm 3u s^\w#  
UjyrmQf  
d2=232.5mm zcio\P=^|B  
tdp>vI!  
da1=72.5mm V~Jt  
t+
,2 p|B  
da2=237.5mm )<e,-XujY  
GNW.n(a  
dF1=61.25mm %xp 69  
64^3ve3/a=  
dF2=226.25mm Z]Cd>u  
b/E3Kse?  
Vp1Nk#H  
KsqS{VVCh  
1].m4vC  
rf!i?vAe  
a=150mm `?d` #)Ck  
.5A .[ZY)  
Z8f?uF  
)L_@l5l  
bY~V?yNgKM  
6;M{suG|  
e YiqTWn:  
~{{7y]3M-  
Ldy(<cN  
x}{O9LiR  
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。 {Z>Mnw"R  
wzY{ii  
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        O6">Io5  
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D J7U6{KLq  
T`GiM%R;g  
y<c7RK]  
小轮8-GJGB10098-88 !x")uYf  
^zfs8]QSf  
大轮8-HKGBl0095-88 ~_wSB[z  
7j
88^59  
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e0j4t-lL  
dnh~An 9  
五、轴的设计计算 9SJSUv:@  
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 }_('3C,Ba  
{qOqtkj  
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 }(,{^".[}  
Z*-a=u%gl'  

cIcu=U  
因装链轮之外有一键 ，轴加大5% vKfjP_0$  
|dDKO  
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。 2'-84  
轴尺寸设计见附录 %jHe_8=o  
GRaU]Z]ck  
?Iq{6O>D.  
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h@o6=d=4  
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c!'\k,ma<9  
fOME&$=O  
3D1y^I  
3、校核轴强度，轴II负荷最大，须校核 Bq1}"092  
（1）轴上受力分析 <RZq
s  
轴传递转矩 xUCq%r_  
^8J`*R8CL  
齿轮上圆周力 )rt%.`  
xI~AZ:m  
径后力 nMfR<%r  
k_ywwkG9lU  
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701
,<)D3K<  
运输带工作拉力为2500N )9[u*|+  
压轴力简单计为5000N :FfEjNil  
（2）受力图 E_DQ.!U!o  
c:&8B/  
&q9=0So4\  
nk7
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xkax  
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k0#s{<I]E  
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Ft=2351 N Xt$P!~Lu  
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EP>Lh7E9n  
Fr=893N gx',K1T  
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m"'LT0nur  
B["+7\c<~  
DuR9L'  
CEaAtAM  
$p4e8j[EJ  
（3）作垂直面受力图b)及弯矩图d) qlYi:uygY  
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 P5oS 1iu*  
*A
Q3RA8  
同理 ?k
QY ^pU  
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) B5vLV@>]  
fpf,gb8[$n  
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) Qg~w 3~  
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 zGyRzxFN  
fRLA;1va  
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) <N$Hb2b  
截面c的变矩 @48!e-W  
`P
L}8ydZ  
f_[dFKoX  
 Fpn*]x  
8b~  
OG?7( UJ  
w9VwZow  
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aF+Lam(  
B=~y(Mb  
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RVA=1175.5N Q2r[^Z  
>!s<JKhI  
tz
GQo5\  
KB|mtsi  
La9}JvQoX  
av|T|J/(  
MVC=67004N.MM D:bmq93PC  
J8r8#Zz  
d4  \  
4c 8{AZ  
W}TP(~x'N  
L@s6u+uu  
`vAcCahM  
{R(CGrI  
ou~$XZ7oi  
l~o!(rpX  
RHB=9381N gggD "alDx  
RHA=3488N .x,y[/[[)  
IAwS39B  
ud5}jyJ  
CZu=/8?  
6A]I" E]5  
gFHBIN;u  
MHC左=-198816Nmm J QnaXjW2  
RIXeV*ix  
MHC右=-280307Nmm Q\kWQOB_  
gs3(B/";c  
ZwLr>?0$ p  
C 4C/  
\L~^c1s3r  
6_QAE6A  
截面B的弯矩 ph6'(,  
（5）求后来弯矩并作合成弯矩图f) s)]T"87H'_  
Os$E,4,py  
(6)作扭矩aT图g) OHBCanZZ,  
考虑启，制动的影响 挤合 a=0.6 HYGd :SeH  
lCp6UkE  
(7)求出量变矩并作当量变矩图h） }RadbJ{q=  
}vU/]0@,E  
(8)校核轴危险截面的强度 ;xz_H$g  
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。 sU&v B:]~  
q#mL-3OQ  
Z8bg5%  
"kFH*I+v  
o^X3YaS)  
Xzg >/w 8J  
I1':&l^O  
P:.jb!ZU  
bHRn}K+<}c  
0>SA90Q  
d"db`8 ;S  
1]=X  
WFahb3kx  
MHB=-530000Nmm }g-w[w 7p  
iQ:eR]7X  
`9[n5-t  
[HWVS  
ef '?O  
MC左=20980Nmm F<p`)?  
MC右=28820Nmm K |=o-  
|}z5ST%  
EIQ3vOq6  
i4i9EvWp  
&Hp*A^M  
4y3c=L No  
^uUA41o`eJ  

V? tH/P  
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MLC左=33159Nmm qqZ4K:oC,  
MLB=554794Nmm V':A!  
$}tF66d  
o"X..m<  
d)!'5ZrM  
GNv{Ij<  
f?/OV*  
[06m{QJ)1  
Q<AOc\oO  
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0~BaQ, A@  
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t27UlFX  
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2#
5Q~  
+d=f_@i  
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c]x-mj =  
Z ;rM@x  
{0F/6GwUC  
wg)Bx#>\L:  
六．滚动轴承的选择计算 kZ@UQ{>`  
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。 D6@ c|O{Q  
由于此轴承几乎不受轴向力，Pr2 =FR2 #KoI8U"  
OW};i|  
FR2 =（RVB²+RHB²）½=（1175*1175+9381*9381）½=9454N ~
2Hw\fx  
代入Cr =[（Ff*Pr2）/Ft ]*（nl10h/16670）1/3 l2n`fZL  
查表得fF=1Ft =1（取轴在工作时温度为120度以下） Ix_w.f=8  
已知n要求每2年换轴承一次，由题知，时间为300*2*8*2=9600 s) s9Z,HY  
代入得Cr=38205 YFu,<8"swe  
由Cr比6309轴承Cr小，故合适。 [n/c7Pe  
七、键的选择和计算 p%*s3E1.D  
由轴设计知，运用C型键，键长40mm 5TpvJ1G  
工作长度 ，键高8mm 3xz~##  
接触高度 "AjC2P],  
      q%d'pF  
zdPJ>PNU  
查表 x#SE%j?  
知键合适 d.w]\  
八. 联轴器选择 6XA(<1P  
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。 !l#aq\:}~e  
            九.润滑与密封方式选择 t{},Th  
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。 ~tfd9,t  
30WOH 'n  
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选用6308和6309深沟球轴承 tH0
x|  
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ZBU<L+#  
M/F<W!  
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~3Qa-s;g  
G]xN#O;  
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C型键 =kq<J-:#R  
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 WcE/,<^*  
   

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