[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 cg-\|H1  
#@QZ  
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。 MY]Z@  
1.运输带工作拉力F=2.5 KN df=G}M(  
2.运输带工作速度V=1.4 M/S x4&<Vr  
3.滚筒直径     D=200 mm Gf(|?" H  
4.滚筒效率n=0.96 "w#jC~J<W  
5.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳； =}6yMR!4R<  
6.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。 9U[ A   
7.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时 /~?'zr  
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。 OaeGukhX&  
部件：1电动机 &R\t<X9 n  
      2V带传动或链传动 Q:6i 3 Nr/  
      3减速器 LZirw'  
      4联轴器 %jgB
;Y  
      5输送带 <<,YgRl2  
6输送带鼓轮 afVl)2h  
传动方案设计如下： i$GL]0  
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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 )=~OP>7B  
                                      O)bc8DyI  
1.     选择电动机的类型 IE^xk@  
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 v[++"=< o8  
2.    确定电动机的容量
Z1 7=g@  
电动机所需功率由公式 thT2U8%T  
      Pd=Pw/ηa (KW) aR- ?t14  
      Pw=Fv/1000ηw })?t:zX#*  
    因此   Pd=Fv/1000ηaηw(KW) -2o_ L?  
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: ?@*hU2MTC  
      ηa=η带η²轴η齿η链 No|T
#=BZ[  
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 Xr
B)[kQ  
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 QPc4bg\J~t  
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW dH5 Go9`~R  
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW +D3w2C
 
3 确定电动机的转速
hDn?R}^l{  
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) \LN!k-c  
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. _l{`lQ
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 l:.q1UV  
  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). 3+4U?~^k*  
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 r+W;}nyf  
(1)    求传动比 k^{}p8;3  
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: !^x;4@Ejm  
ia=na/nw =960/114.6=8.038 1)BIh~1{p  
(2)    分配传动装置传动比 INRP@Cp1  
ia=i带i减 _g]h \3  
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 1G}\IK1+  
则i减=ia/i带=3.35 &-c{  
5.传动装置的运动和运动参数的计算 (R|_6[zy  
(1)    各轴功率 d1>L&3HKx  
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) 2)\gIMt%  
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) NtDxwzj  
(2)    各轴扭矩 |I2~@RfpO:  
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) 0-~F%:x  
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) 0PdX>h.t  
Yma-$ytp  
n=1000             q |Orv=v  

b(Nxk2uv  
电动机                 型号为Y132M-6 fAT+x1J\  
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Ge=|RAw3  
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i带=2.5 l,k.Jo5  
i减=3.35 g?gF*^_0  
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TI=85.76N/m iTVepYv4m  
y(
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_X~xfmU  
TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) c{{RP6o/j=  
(3)    各轴转速 Y?4N%c_;  
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) fU>4Ip1?y/  
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) o9+fAH`D  
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三．V带传动设计 bcE%EQ  
保证带传动工作时不打滑，同时具有足够的疲劳强度。 z9P;HGuZ  
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，
DX4"}w  
设计功率Pd=KAP kW XjV,wsZ=  
由电动机为4KW，得Pd=1.2x4000=4800kW， t?cO>4*|  
由转速在满载时为960r/min q NE(@at  
查表得 gj<Y+Dv>  
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四 .传动零件的计算 Hlw0ia  
  设计一般用途的传动零件 cQaEh1n  
1.    选择材料 jR^>xp;  
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。 (!nhU  
2.    按齿面接触强度确定主要参数 Q7]VB p4  
    d1≥[（671/[σH]）²x（KT1/Φd）x(u+1)/u] 1/3 p?X`f#  
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) kS$HIOt823  
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. (]yOd/ru/C  
3??*G8Yp  
  [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) 90pk  
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 Y(D@B|"'m  
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 # Z*nc0C  
t=15x300x16=72000h a%-P^M;a2  
N1=60x384x72000=1660000000  'S f  
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 pEjA*6v|,  
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) [p+h b
 
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 ~?pF'3q  
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² TT429  
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² l/BE~gdl  
p[QF3)9F  
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K为1.4. x@I@7Pvo3  
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[σH1]= 580N/ mm² 5|:=
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[σH2]= 557 N/ mm² $Q|66/S^  
-aGv#!aIl  
计算时的以小值代入 |pr~Ohz  
   为齿数比.       |B4dFI?  
将各参数代入得 ^HHJ.QR  
8oY0?|_Bx  
il-v>GJU7{  
则 GZ@!jF>!u  
的标准 L[+65ce%*  
中心距为 8k+Ctk  
nF}]W14x  
由于齿轮传动须装入箱体，现a为小数，结加工和测量带来不便，应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿，调整后位动比误差 只要在3-5%内， 因此Z2=93则a=150mm tiwhG%?2  
i实 .+aSa?h_  
合要求。 1K,bmb xRt  
故分度 圆直径 8(%iYs$  
  F1?@tcr'  
齿度 D?]aYCT  
  bn^^|i  
3、校核齿根弯曲强度 #(CI/7 -  
dvsOJj/b  
1S\q\kz->D  
GVY_u@6   
<s-_ieW'  
hW>@jT"t1C  
d1=59mm RXgi>Hz  
)T?w,"kI  
vK#xA+W  
P 2;j>=W  
blaxUP:  
Z1=27 05nG|  
Z2=90 wamqeb{u  

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sBF}j.b  
p%J,af  
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~mK9S^[  
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ngEjbCV+  
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a=150mm &hd+x5  
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 ;{BELv-4  
4<Bj;1*4  
v.\1-Q?  
d1=67.5759 <J{VTk ~  
d2=232.5 ]_|qv1K6  
nd_d tsp#  
 z{``v|K  
l4hC>q$T  
"=9L7.E)  
A(Ugam~}  
8K6yqc H  
0l^-[jK)  
-`iZBC50  
为齿形系数，查得 WZ@nuK.39T  
R(r89bTQ  
为应力，修正系数，查得 e}kEh+4  
IR(JBB|xNQ  
为 用弯曲应力，由 `IkWS7|  
查得 5cgDHs  
(tx6U.O
y  
为弯有疲劳强度的寿命系数 N!/^s":  
rMfp%DMA  
  查得 CdatN$/*  
Skp&W*Ai  
故 ui YZk3  
5RI"gf  
将各参数代入 vDv:3qN7(  
t~Cul+  
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j#f+0  
所以大小齿轮弯曲强度足够 w-C~ Ik  
4、确定齿轮的主要几何尺寸 j\B]>PP5  
分度圆直径： zcF~6-aQ  

X};m\Bz  
齿顶圆直径： =;W"Pi;*  
w9rwuk  
齿跟圆直径： mSp-  
Hz
cy'  
齿宽： 1XSA3;ZEc  
b1=b2+（5-10）=80-85取80 9z$]hl  
中心距 IEfzu L<v  
5、确定齿轮制造精度 X,C&nqVFm8  
`MAee8u'  
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 w},' 1  
ig4wwd@|  
1=109.3N/mm KkP}z  
u_;*Ay  
+FfT)8@W  
nm'sub  
o@>{kzCx  
;5:g%Dt  
2=103.3N/mm EgOAEv  
}zY)H9J~  
|5_bFB+&  
bY|%ois4  
bE#=\kf|  
d1=67.5mm P~Q5d&1SO  
RrSSAoz1  
d2=232.5mm )xX(Et6+`  
>J_{mU  
da1=72.5mm %jdV8D#Q  
^m;dEe&@F  
da2=237.5mm 7}OzTup  
d)1)/Emyj  
dF1=61.25mm |RDmY!9&  
&I Iw>,,  
dF2=226.25mm $e&( ncM  
,DK|jf  
SweaERl  

?BT\)@h  
O{zY(`[  
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pT  
a=150mm %^n9Z/I  
mr6/d1af_  
RIOR%~U  
|7,|-s[R^  
VgtWT`F.I  
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A`v(hBM  
%lNv?sWb  
("0@_05OH  
xB_F?d40T5  
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。 agQzA/Xt  
W6ZXb_X  
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        A"x1MjuqLM  
Vo}3E]  
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8T92;.~(  
In^MZ)?  
gS4zX>rqe  
小轮8-GJGB10098-88 ^6[KzE#*  
*F*c  
大轮8-HKGBl0095-88 (rO_Vfaa  
1}#v<b$  
!R;P"%PHV  
E]w1!Ah M  
Q:eIq<erY  
    2 P+RfE`o  
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6-va;G9Fc  
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五、轴的设计计算 }'$6EgX  
1、选择轴的材料，确定许用应力，选用45号钢。调质处理，查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 ;wND?:  
xn)FE4  
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 q# gZ\V$I  
S+>&O3m  
Pd!;z=I  
因装链轮之外有一键 ，轴加大5% G}ElQD  
u_
.V]Rjc  
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。 fHvQ9*T  
轴尺寸设计见附录 >0)E\_ u  
+*,rOK`C  
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H^xrFXg~z  
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d=35mm B;4hI?  
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Bx E1Ky8@A  
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0'^? m$  
9^0 'VRG  
( NjX?^  
yN{Ybp  
3、校核轴强度，轴II负荷最大，须校核 <S $Z  
（1）轴上受力分析 'Twi @I  
轴传递转矩 5 W(iU  
DBCL+QHA  
齿轮上圆周力 ] 5
P{*  
|Y(].G,  
径后力 1>a^Q  
Uvf-h4^J]:  
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 C'n 9n!hR  
运输带工作拉力为2500N 3I:DL#f  
压轴力简单计为5000N TW3
:Y\p  
（2）受力图 <n }=zu  
RfN5X}&A  
HLYM(Pz  
\Zoo9Wy  
NXeo&+F  
SKLQAE5  
ZI}m~7  
5`x9+XvoN  
iCAd7=o  
b@1QE  
Ft=2351 N dUb(C1h  
6ap,XFRMh  
Z|8f7@k{|+  
Fr=893N \vQ_:-A  
lS?f?n^  
`9K'I-hv<8  
::TUSz2/2  
`R:<(:  
W:rzfO.`Z  
NPB':r-8  
zztW7MG2lQ  
"a,Tc2xk  
2vWkAC;   
uT-WQ/id  
MIR17%G  
}ZYK3F  
E\V>3rse  
ew`R=<mZ,7  
@~63%6r#4M  
1>1|>%  
Ccc6 ko_  
N_gjOE`x5  
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{ @-Q1  
Zfb:>J@h6  
YRYrR|I  
[dzb{M6_  
|(P>'fat-p  
~{5%~8h.0r  
（3）作垂直面受力图b)及弯矩图d) t?0=;.D  
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 YF:NRY[i  
fA3  
同理 _K;rM7  
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) ?` `+OH  
a,j!B hu  
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) G3U+BC23E  
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 T|{BT! W1E  
a:;*"p[R  
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) M1ayAXO  
截面c的变矩 {M%"z,GL7J  
VX>_Sps  
)(ma  
a"&Z!A:Z=  
17 j7j@s)  
N{q'wep  
uj:w^t ][  
lN1zfM  
72{kig9c  
\7C >4  
\JyWKET::_  
RVA=1175.5N 't|F}@HP  
7H[+iS0  
qq?>ulu*W  
tTmFJ5  
XsR%_eT  
*U8#'Uan  
MVC=67004N.MM #dl8+  
h)<42Y  
vEgJmHv;  
]{"(l(  
1mjv~W  
pGcc6q1  
Y"lxh/l$}  
&FZe LIt  
(Dn-vY'  
Q3/q%#q>  
RHB=9381N IB?A]oN1{  
RHA=3488N (la   
ke4
q$pD  
$}F]pa[  
[n}c}%  
b\+|g9Tm  
M"FAUqz`
 
MHC左=-198816Nmm P! 3$RO  
Pw7'6W1  
MHC右=-280307Nmm zHU#Jjc_b  
+ zrwz\  
|knP  
s<dD>SU  
'^J/aV  
HdLkof2i  
截面B的弯矩 $e;!nI;z  
（5）求后来弯矩并作合成弯矩图f) U'lD|R,g  
?ykZY0{B  
(6)作扭矩aT图g) feopO j6~+  
考虑启，制动的影响 挤合 a=0.6 E:o:)h?$  
i&30n#  
(7)求出量变矩并作当量变矩图h） jK=*~I  
=ddx/zN  
(8)校核轴危险截面的强度 "''<:K|  
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。 %1<p1u'r?#  
f|G7L5-  
87Uv+((H  
.;F+ QP0  
\I'Zc]  
X@Bpjg  
7E5Dz7  
~pA;j7*  
(g)@wNBW  
'H'+6 
 
{x4[Bx1  
:^s7#4%6  
bSR<d  
MHB=-530000Nmm bc4x"]!  
}F`Tp8/&j  
/SKr.S61e  
PHK#b.B>a8  
.apX72's,  
MC左=20980Nmm
_Ry.Wth  
MC右=28820Nmm yki k4MeB  
5muW*7  
0V#t ;`Q3  
h]MVFn{  

YKg[k:F  
L@_">'pR  
/C:'qhY,  
5Hm!
5:ZB  
`eWcp^|  
MLC左=33159Nmm j~E +6f\  
MLB=554794Nmm ?iLd5 Z  
]18ygqt  
-h@0
1  
H/3Zdj 9  
5y3TlR  
 mo,l`UL  
P\mm8s`f  
W^ :/0WR  
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ZQkw}3*n  
jDX<iX%e  
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8-"5|pNc  
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W/|\  
B-~&6D,  
D'`"_  
kxW>Da<6  
l>UUaf|O  
e^NEj1  
六．滚动轴承的选择计算 eM+;x\j
o?  
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。 Dw=Z_+J  
由于此轴承几乎不受轴向力，Pr2 =FR2 H 1D;:n  
?GNF=#=M  
FR2 =（RVB²+RHB²）½=（1175*1175+9381*9381）½=9454N z>33O5U  
代入Cr =[（Ff*Pr2）/Ft ]*（nl10h/16670）1/3
:dguQ|e  
查表得fF=1Ft =1（取轴在工作时温度为120度以下） E)O|16f|>  
已知n要求每2年换轴承一次，由题知，时间为300*2*8*2=9600 9I\3T6&tr  
代入得Cr=38205 |NU0tct^  
由Cr比6309轴承Cr小，故合适。 eAsX?iaH  
七、键的选择和计算 )c*k_/4  
由轴设计知，运用C型键，键长40mm !e'0jf-
~  
工作长度 ，键高8mm egvy#2b@  
接触高度 *sB-scD  
      7+a%ehwU  
mp,e9Nd;  
查表 ES\Q5)t/fo  
知键合适 `SjD/vNE  
八. 联轴器选择 `MsYgd  
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。 a
*':W%7  
            九.润滑与密封方式选择 uUz`=4%A  
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。 Nr24[e G>d  
J`q}Ry;  
~$4.Mf,u  

}utNZhJ  
P$3=i`X!nw  
hO/5>Zv?  
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1_NG+H]x9  
hOB\n!  
\$'m^tVU  
,xYsH+ybA  
9c6GYWIFt&  
选用6308和6309深沟球轴承 A6N~UV*_  
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25 CZmsg  
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!^m%O0DT  
C型键 CuH2E>wz  
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 k%s_0 @  
   

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