[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 A5R"|<UPR  

w?D=  
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。 S8v,'Cc  
1.运输带工作拉力F=2.5 KN |Gq3pL<jkC  
2.运输带工作速度V=1.4 M/S eV_",W  
3.滚筒直径     D=200 mm i`i`Hu>  
4.滚筒效率n=0.96 IYe[IHny1  
5.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳； HHx5VI  
6.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。
_&HFKpHQ  
7.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时 x<t?Yc9  
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。 CM~x1f*v  
部件：1电动机 Ne9VRM P  
      2V带传动或链传动 MZ)lNU l  
      3减速器  \&d1bq  
      4联轴器 iw.F8[})  
      5输送带 :2 \NG}  
6输送带鼓轮 *vNAm(\N  
传动方案设计如下： h/5V~ :)  
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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 Eg4&D4TGp  
                                      fDXTedrG/  
1.     选择电动机的类型 c?Zi/7  
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@+(  
2.    确定电动机的容量 #|V)>")  
电动机所需功率由公式 B90fUK2g  
      Pd=Pw/ηa (KW) l>oJ^J  
      Pw=Fv/1000ηw  u7&5t  
    因此   Pd=Fv/1000ηaηw(KW) x9]vhR/av  
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: =FAIbM>u  
      ηa=η带η²轴η齿η链 z@<jZM  
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 !6 kn>447Y  
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 #/t+h#jG  
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW r.]IGE|  
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW L'e|D=y  
3 确定电动机的转速 .8|"
@  
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) +wGvYr  
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. !%D;H~mQ  
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 #a 4X*X.8c  
  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). ^5R2~  
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 Y";KWA}b  
(1)    求传动比 MVDy|i4  
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: rDLgQ{Sea  
ia=na/nw =960/114.6=8.038 C:vVFU|4  
(2)    分配传动装置传动比 qKI)*o062  
ia=i带i减 'Z6x\p  
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 1(WBvAPS  
则i减=ia/i带=3.35 ._6Q "JAB  
5.传动装置的运动和运动参数的计算 K#x|/b'5d  
(1)    各轴功率 kq>I?wg  
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) \| 'Yuh  
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) Hw,@oOh.  
(2)    各轴扭矩 oUL4l=dj.  
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) To,*H OP  
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) R-Gg= l5  
YN7JJJ/~T  
n=1000             ~Vf A  
|0VZ1{=*  
电动机                 型号为Y132M-6 O0sLcuT$  
d_Z?i#r0l  
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G54`{V4&s  
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:CP,DO
 
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i带=2.5 Bk/&H-NI  
i减=3.35 2CV?cm  
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*_K*GCy  
C~04#z_$  
TI=85.76N/m `r&]Ydu:  
G|z%T`!U1;  
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) nPUD6<bF  
(3)    各轴转速 a:
F\4x=  
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) wotw nE  
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) U.N?cKv  
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nI=334(r/min) .eLd0{JtN  
nⅡ=114.6(r/min) gFsqCx<q  
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三．V带传动设计 : ^("L,AF  
保证带传动工作时不打滑，同时具有足够的疲劳强度。 Id&e'  
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， L9lJ4s  
设计功率Pd=KAP kW i;-M8Q^  
由电动机为4KW，得Pd=1.2x4000=4800kW， ;j7G$s9  
由转速在满载时为960r/min :mW< E  
查表得 m(*rMO>_  
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I]v2-rB&-  
四 .传动零件的计算 z/1
$G"  
  设计一般用途的传动零件 :}zyd;Rc  
1.    选择材料 z_$c_J  
小齿轮选用45号钢调质，大齿轮用45号钢正火，查表得小齿轮齿面硬度HBS=217-255，大齿轮齿面硬度为160-217，计算时取平均值小齿轮为236，大齿轮为188。 hi1Ial\Y  
2.    按齿面接触强度确定主要参数 U]sAYp^$  
    d1≥[（671/[σH]）²x（KT1/Φd）x(u+1)/u] 1/3 QPDh!A3T  
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) pD%(Y^h?  
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. PlzM`g$A  
q>2bkcGY#  
  [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) hTX[W%K  
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 g8##Be  
σHlim1=580N/mm²(碳钢调质)根据HBS２＝188 查得σHlim2=530 N/mm²(碳钢正火).ZN为接触疲劳强度的寿命系数,由N=60ant得:当a=1时,n1=384r/min eut2x7Z(c  
t=15x300x16=72000h <#C,66k  
N1=60x384x72000=1660000000 pXSShU#  
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 qg oB}n%  
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) 1l$Ei,9  
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 ?7aZU  
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² +)sX8zb*gY  
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² 8Agg%*Qs}  
H`CID*Ji  
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K为1.4. %qoS(iO`h  
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$v0,)ALi  
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h aAY=:  
6X \g7bg  
[σH1]= 580N/ mm² n=.P46|  
[σH2]= 557 N/ mm² 928_e)V  
Fv$tl)p*  
计算时的以小值代入 |bY@HpMp  
   为齿数比.       oW3"J6,S  
将各参数代入得 w' 7sh5  
|b  
Pxlc RF  
则 9bM\ (s/  
的标准 VXeO}>2S  
中心距为 M-o'`e'  
&`r/+B_W  
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 _'=,c"  
i实 k#].nQG  
合要求。 P%3pM*.  
故分度 圆直径 G|wtl(}3  
  0fsVbC  
齿度 4zoQe>v~  
  NAR6q{c  
3、校核齿根弯曲强度 ~t6q-P  
5n@YNaoIb  
2Rk}ovtD[  
<tr]bCu}  
/(dP)ysc  
02-ql F@i  
d1=59mm i>m%hbAk  
51|ky-
  
#Bd]M#J17a  
b($hp%+yJ  
kKX' Y+  
Z1=27 }3(!kW  
Z2=90 XM$~HG  
oZ'a}kF  
y* +y&  
/R#zu_i  
/"{d2  
2\xw2VQ@P  
4EB\R"rWXf  
@*6fEG{,q  
^m>4
<~/  
1QoW/X'>.  
`Q@7,z=f  
cAWn*%  
nS+Rbhs  
a=150mm UC!mp?   
m:H^m/g  
ZEqW*piI  
/$~1e7W  
FQZ*i\G>>  
d1=67.5759 f}:C~L!  
d2=232.5 aacy5E  
vm [lMx  
L:i&OCU2k  
8D*7{Q  
0m@+ &X>w  
T+Oqd\05.+  
,-UF5U  
u?^V4 +V  
MxE]EJZ  
为齿形系数，查得 aKI"<%PNn  
l<=;IMWd  
为应力，修正系数，查得 w~3X m{  
}d[(kC_  
为 用弯曲应力，由 iE%"Q? Q/  
查得 SuE~Wb5&  
!<[+u  
为弯有疲劳强度的寿命系数 q<YM,%mgj  
1T^WMn:U  
  查得 WgNA%.|,  
"HOZ2_(o  
故 6= ?0&Bx&  
]
!hjKu"  
将各参数代入 I68u%fCv  
;UdM8+^/V]  
_"8n&=+  
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V,r~%p  
H,> }t S  
rto?*^N?  
wNa5qp 0  
54$^ldD  
所以大小齿轮弯曲强度足够 k+J3Kl09hM  
4、确定齿轮的主要几何尺寸 f)sy-o!  
分度圆直径： BMp'.9Qgm  
_zj^k$ j  
齿顶圆直径： 1W|jC  
Zkp~qx  
齿跟圆直径： !W}sOK7#  
 AG(6.  
齿宽：
{B$CqsvJ  
b1=b2+（5-10）=80-85取80 hFV,FBsAO  
中心距 TQ
R5V\{&%  
5、确定齿轮制造精度 'm<Lx _i  
1/$PxQ  
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 :Xw|v2z%3  
#|9W9\f,  
1=109.3N/mm &}DfIP<  
n|5
\Q  
^J^,@Hf_  
UyGo0POW  
+C%6jGGh  
w:\} B'u  
2=103.3N/mm +\=g&G,  
(]@S<0  
&2ED<%hH`  
t$BjJ -G  
<Jgcj4D  
d1=67.5mm fD!c t;UK  
.fWy\r0  
d2=232.5mm Y"FV#<9@7E  
_
c-3eQ1  
da1=72.5mm -
XYvjW,|
 
)+ <w>pc  
da2=237.5mm w$ 8r<?^3  
#*h\U]=VS  
dF1=61.25mm '!m6^*m|c  
GDLw_usV  
dF2=226.25mm SVU>q:ab  
<8WFaP3,  
UytMnJ88  
7I3_$uF  
JM7mQ'`Ud  
Lc!2'Do;  
a=150mm tF;0P\i  
ny-:%A  
G+dq */  
]p!{   
(?e%w}  
u99a"+  
^hLr9k   
2^r~->  
P%|~Ni_BTX  
yGR{-YwU!  
GJ，在零件上标示为8-GJGB10098-88，大轮齿厚偏差为KK，在零件工作图上标示为8-HKGBl0095-88。 ~0MpB~ {xd  
R"W}\0k  
FGDVBUY@  
        ggDT5hb  
}`qAb/Ov  
H<d~AurX)J  
8lusKww  
h'*v$lt  
dlYpbw}W&<  
\_Bj"K  
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G80N8Lm  
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) H,Xkex  
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p@jw)xI  
D?n6h\h\$%  
`*s:[k5k  
:+\0.\K0!  
KQr+VQdq>  
Z|t=t"6"  
小轮8-GJGB10098-88 I!hh_  
afrF%!  
大轮8-HKGBl0095-88 u''Ce`N  
=v:?rY}  
neFwxS?  
zxn|]PbS  
]y@A=nR  
    z$Jm1l  
AYn65Ly  
C5~~$7k0  
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%6[,a  
五、轴的设计计算 P&Keslk  
1、选择轴的材料，确定许用应力，选用45号钢。调质处理，查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 rn-bfzoDS  
7Yg1z%%U  
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 Bc8&-eZ,  
7n5gXiI"  
cM%?Ot,mK"  
因装链轮之外有一键 ，轴加大5% 9:2Bt <q  
`Wx| 4  
考虑到减速器、轴承、 轴器，外观等因素， 轴II与滚筒连接处直径为35，轴I与电动机连接处为30，由于轴 II负荷大，故设计，检验都以轴II为例，轴I设计如同轴II。 nL?P/ \  
轴尺寸设计见附录 z@`o(gh  
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Y*@7/2,  
sq=EL+=j  
 B=*0  
3、校核轴强度，轴II负荷最大，须校核 CE M4E  
（1）轴上受力分析 A o*IshVh  
轴传递转矩 [NE!  
d_(>:|oh  
齿轮上圆周力 c9c]1XJ  
Yp(0XP5o  
径后力 g5#LoGc  
g
H7 +#/  
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 0m1V@3]7>  
运输带工作拉力为2500N eTjPztdJbx  
压轴力简单计为5000N Zsapu1HoL\  
（2）受力图 b$;oty9Y  
274j7Y'  
a)W|gx6Y  
8/p ]'BLf  
nY MtK  
f-#:3k*7S  
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GTB\95j]  
J8\l'}?&  
U{
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Ft=2351 N xppnBnu$7  
Up%XBA  
Z?S?O#FED  
Fr=893N bCP2_h3*  
,>#\aO1n  
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Z[[*:9rY|  
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\$Ky AWrZi  
;\pINtl9<  
|63uoRr  
7Z+Fjy-B  
@rqmDpU  
（3）作垂直面受力图b)及弯矩图d) Y\<w|LkD8  
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 `[E-V  
'N6oXE
  
同理 z( ^?xv  
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) c{`!$Z'k<  
kqZRg>1A  
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) UazK0{t<f  
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 D$KP
>G  
w9u|E46  
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) ~9@527m<',  
截面c的变矩 $#%R_G]  
,;YNI  
s`Z.H5V>\  
})8D3k
zX)  
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Qu/f>tJN;  
u*qI$?&  
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RVA=1175.5N LdOqV'&r  
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(-
1{W^(  
'G[G;?F  
nIlx?(=pu  
[Ous|a[)o  
MVC=67004N.MM $uwz`N:  
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ORqqzy +  
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zNGUll$  
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GXLh(d!C  
v}5YUM0H`  
i,;a( Sy4  
s 7%iuP  
RHB=9381N REcKfJTj  
RHA=3488N 1W.oRD&8j/  
>sAaLR4  
8t< X  
,. ht ~AE  
O,+9r_Gh  
$B9?>a|{A  
MHC左=-198816Nmm 'lEIwJV$  
6]GHC
yo  
MHC右=-280307Nmm
{&Rz>JK  
A3HNMz  
E>E^t=;[  
toj5b;+4F  
1f"}]MbLR  
3z#>1HD$  
截面B的弯矩 ze LI
Ow  
（5）求后来弯矩并作合成弯矩图f) VqD_FS;E  
3ohHBo  
(6)作扭矩aT图g) v9TIEmZ  
考虑启，制动的影响 挤合 a=0.6 oFt_ yU-  
R:'&>.AUw  
(7)求出量变矩并作当量变矩图h） _h,X3P  
%y_pF?2@q  
(8)校核轴危险截面的强度 xU{0rM"  
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。 +|<bb8
%  
Mj2Dat`p9  
-W/D Cj<  
!Dc;R+Ir0!  
DP*$@5  
VWYNq^<AT  
>pol
'=  
?J+*i d  
+?QHSIQo  
xrlyph5mE  
Mu.oqT  
pvWj)4e  
|Ul4n@+2  
MHB=-530000Nmm ::GW  
9N2.:<so  
KB^GC5L>  
TgLr4Ex  
1j}e2H  
MC左=20980Nmm  YOfYa  
MC右=28820Nmm z)eNM}cF  
<)J@7@!P  
-EU=R_yg  
uVX,[%*P  
VsL*&Fk  
"}[ ]R  
/L]@k`.q@  
P $r!u%W  
g
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MLC左=33159Nmm KZ=5"a  
MLB=554794Nmm QD-Bt=S7l  
"79b>  
<P*7u\9&  
Ir
- 1@_1Q  
OzxiT +  
b ts*qx&)  
XCez5Q1  
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Jcp=<z*0  
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xi.QHKBZaH  
Vrp]YRL`  
!:_krLB<  
gaU^l73,C  
%yR80mn8  
六．滚动轴承的选择计算 # ?u bvSdU  
由于减速器为直齿圆柱齿轮，载荷平稳，轴向冲击小，故选用深沟球轴承，由轴尺寸，初步选定驱动滚筒的轴Ⅱ上为深沟球轴承6309，带轮轴承选用6308，根据轴设计计算知只需验证驱动滚筒的那个轴承即可。 kc@\AZb  
由于此轴承几乎不受轴向力，Pr2 =FR2 *JWPt(bnI  
((BdT:T\_  
FR2 =（RVB²+RHB²）½=（1175*1175+9381*9381）½=9454N u)D!RhV&  
代入Cr =[（Ff*Pr2）/Ft ]*（nl10h/16670）1/3  |>Pv2  
查表得fF=1Ft =1（取轴在工作时温度为120度以下） LG?b]'#  
已知n要求每2年换轴承一次，由题知，时间为300*2*8*2=9600 eI-FJ/CJ  
代入得Cr=38205 {PL,3EBG  
由Cr比6309轴承Cr小，故合适。 '?$<k@mJW  
七、键的选择和计算 @3I?T Q1  
由轴设计知，运用C型键，键长40mm k$,y1hH;f8  
工作长度 ，键高8mm Ml_!
)b  
接触高度 0.wN&:I8t  
      \qJ^n %  
Lf Y[Z4  
查表 ,`$2  
知键合适 2%pe.stQ  
八. 联轴器选择 S2=x,c$  
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。 RS7J~Q  
            九.润滑与密封方式选择 ?CpM.{{s  
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。 )VG_Y9;Xk:  
Sh<A936/E  
6U]"i
 
u/`x@u  
JNA_*3'  
7. eiM!7g  
><)fK5x  
l-'\E6grdH  
]mi)x63^  
hnv0Loe.IW  
<yKyM#4X  
(8GA;:G7G  
选用6308和6309深沟球轴承 )U2%kmt  
\@7 4I7  
DEenvS`,P  
w< |Lx#L}  
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* \tR  
1[". z{V3*  
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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 HPT9B?^  
   

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