[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 Iao?9,NL9O  
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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。 r/':^Ex  
1.运输带工作拉力F=2.5 KN n>B ,O  
2.运输带工作速度V=1.4 M/S BZTj>yd  
3.滚筒直径     D=200 mm %@ >^JTkY8  
4.滚筒效率n=0.96 Z$c&Y>@)  
5.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳； x]hG2on!  
6.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。 jR:
\D_:  
7.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时 <2kv/  
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。  )bYOy+2g  
部件：1电动机 0H%zkJ>Q  
      2V带传动或链传动 CD#U`jf  
      3减速器 CUc,  
      4联轴器 4_2oDcdf  
      5输送带 Wn=I[K&&  
6输送带鼓轮 Z= -fL  
传动方案设计如下： xh<{
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二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 ?c_:S]^  
                                      ?< Ma4yl</  
1.     选择电动机的类型 ^x(s!4d]  
按工作要求和条件,选用Y系列一般用途全封闭式鼠笼型三相异步电动机 h y\iot  
2.    确定电动机的容量 M3d%$q)<rW  
电动机所需功率由公式 u Vv%k5  
      Pd=Pw/ηa (KW) NUh%\{  
      Pw=Fv/1000ηw w:1UwgcPC  
    因此   Pd=Fv/1000ηaηw(KW) u?z,Vs"  
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: o~xGE6A*"  
      ηa=η带η²轴η齿η链 LH@Kn?R6  
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 }KftVnD?  
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 BoARM{m  
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW m("KLp8  
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW < jX5}@`z  
3 确定电动机的转速 O ~[[JAi[  
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) `oO*ORq&  
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. }-Nc}%5  
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 =6qSo @  
  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). 0OtUb:8LX  
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 9S5C{~P4  
(1)    求传动比 #zb67mg~  
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: 1 a%1C`d  
ia=na/nw =960/114.6=8.038  ftV~!r  
(2)    分配传动装置传动比 oRmA\R*  
ia=i带i减 [a#*%H{OC  
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 |A=~aQot  
则i减=ia/i带=3.35 &o`LT|*m  
5.传动装置的运动和运动参数的计算 9SU/86|N  
(1)    各轴功率 FaaxfcIfkw  
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) E6?
0/"  
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) BMn`t@!x  
(2)    各轴扭矩 raR=k!3i  
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) 9G[t &r  
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) SU.$bsu  
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n=1000             e"Tr0k  

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电动机                 型号为Y132M-6 Z v 7}C  
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i带=2.5 K[q-[q#yc  
i减=3.35 i\ )$  
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TI=85.76N/m V$ "]f6  
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) 5RKs2eV  
(3)    各轴转速 VH~ZDZ1P  
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) ?+byRoY>&g  
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) v;s^j  
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nⅡ=114.6(r/min) b25C[C5C  

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三．V带传动设计 uQz!of%x  
保证带传动工作时不打滑，同时具有足够的疲劳强度。 6~a4-5;>z  
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， $)VnHr `hy  
设计功率Pd=KAP kW _''9-t;n,  
由电动机为4KW，得Pd=1.2x4000=4800kW， ,y[8Vz?:  
由转速在满载时为960r/min 4ms"mIt  
查表得 e}TDo`q  
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四 .传动零件的计算 G|TnvZ KX  
  设计一般用途的传动零件 S_38U  
1.    选择材料 p!K^Q3kO  
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。 nX8ulGGs  
2.    按齿面接触强度确定主要参数 >96+s)T%;  
    d1≥[（671/[σH]）²x（KT1/Φd）x(u+1)/u] 1/3 ua,!kyS  
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) PW\me7iCz  
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. c-U]3`;Q  
c
Un>gT  
  [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) +'_ peT.8  
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 >X*Y jv:r  
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 ()5X<=i  
t=15x300x16=72000h *:ErZ UyQM  
N1=60x384x72000=1660000000 2Sk"S/4}Z  
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 5..YC=_20  
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) i`=%
X{9  
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 h.kjJF  
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² \UZ7_\  
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² @mb'!r  
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K为1.4. 6C\WX(@4  
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<{@D^L6h  
[σH1]= 580N/ mm² VTY #{  
[σH2]= 557 N/ mm² v=Q!ioE7  
yPg0:o-  
计算时的以小值代入 lJ,\^\q  
   为齿数比.       VLJ]OW8cO  
将各参数代入得 HLQ> |,9  
I!SIy&=W  
reM~q-M~o@  
则 !;P[Y"h@r  
的标准 0A-yQzL|  
中心距为 l/"!}wF  
<4~SFTWY  
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&<NcOCL&  
i实 Q2:rWE{K!  
合要求。 #{
#k;va  
故分度 圆直径 Zj_2B_|WN#  
  )u4=k
(  
齿度 v#`>  
  Jd',
v  
3、校核齿根弯曲强度 g^7zDU&'  
qq3/K9 #y  
rBi6AM/  
esq~Ehr=  
xxr'g =  
W\mgM2p  
d1=59mm f.bwA x  

2aX$7E?  
D,|TQQ  
Q7{{r&|t&  
C'{B  
Z1=27 ynZEJKo  
Z2=90 L3'isaz&^  
;PnN$g]Q  
2|] <U[  
@&%/<|4P5  
/-t!)_zvw  
7I@df.rf6J  
2oOos%0  
X.FoX  
c5:0`~5Fn  
l!W!Gz0to  
_MuzD&^qE  
UEt78eN  
-B! a O65^  
a=150mm B&<5VjZ\  
9_.pLLx  
Xwjm T  
dw!Xt@,[g{  
r`.Bj0  
d1=67.5759
;!lwB  
d2=232.5 aBQ@n  
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#W l^!)#j?  
a/H5Y,b>  
5wE6gRJ  
*uP;rUY  
fe"w--v  
Da!vGr  
1zw,;m n  
为齿形系数，查得 B1s&2{L6K  
%e)vl[:}  
为应力，修正系数，查得 >Q^ mR  
Z_<NUPE  
为 用弯曲应力，由 !0|&f>y  
查得 L;A#N9  
i,%N#  
为弯有疲劳强度的寿命系数 9C{Xpu  
"}ur"bU1  
  查得 g>eWX*Pa|  
$}5M`p\&C  
故 xDSiTp=)O  
Ov4 [gHy&  
将各参数代入 %[ *+  
m!!;CbPo  
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c]z^(:_>  
wJvk  
所以大小齿轮弯曲强度足够 @e7_&EGR?  
4、确定齿轮的主要几何尺寸 CaoQPb*  
分度圆直径： 5VfpeA`  
_nw\
ac#*  
齿顶圆直径： |ZCv>8?n  
+s [_ 4  
齿跟圆直径： QEx&AT  
Tilr%D(Q  
齿宽： ypfjF@OT  
b1=b2+（5-10）=80-85取80 }JT&lyO< b  
中心距
(KfdN'vW  
5、确定齿轮制造精度 f\~w!-  
+ZBj_Vw*|  
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 v57Kr ,  
/T6Te<68^  
1=109.3N/mm xelh!AtE  
*\Hut'7 d  
U
2JxzHXZ  
_tO2PIL@Z  
n4ti{-^4|d  
W}wd?WIps  
2=103.3N/mm qEkhgJqk  
#e9XU:9@g  
`WQpGBS_z_  
;{n*F=%uC  
a<V Mh79*  
d1=67.5mm >v%UV:7ap  
EVbDI yFn  
d2=232.5mm a$6pA@7}  
kaC
n@$  
da1=72.5mm R
Zj06|r8  
b|`  
da2=237.5mm `R$bx 64  
y|wR)\  
dF1=61.25mm $g#d1u0q  
TR{dNO!q  
dF2=226.25mm \z2d=
E  
:/NP8$~@j  
eA/}$.R  
c;R.rV<  
Z,b^f Vw  
HMR!XF&JjC  
a=150mm Mz6|#P}.s  
lt}U,p,S  
HYg7B  
?Ye%k  
NMP*q @  
a.AEF P4N  
cACnBgLl  
nSU7,K`PM  
MK4CggoC  
z.kBQ{P  
GJ，在零件上标示为8-GJGB10098-88，大轮齿厚偏差为KK，在零件工作图上标示为8-HKGBl0095-88。 E__A1j*gd  
^EKf_w-v  
S'vUxOAo  
        3-2?mV>5  
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bga2{<VF  
x;R9Gc[5  
zHCz[jlrMq  
-f:uNF]Ls  
小轮8-GJGB10098-88 3bPvL/\Lb  
/c1FFkq|K  
大轮8-HKGBl0095-88 v4Q8
RE?  
DavG=kvd  
e: :H1V  
bx<7@  
sxLq'3(  
    xTL"%'|  
0qV!-i  
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`p%&c%*A  
Z`b{r;`m8  
R#Bdfmldq  
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f/qG:yTV`  
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NUH#  
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Pw'3ya8  
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x,z+l-y  
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五、轴的设计计算 ,r
{\aW@  
1、选择轴的材料，确定许用应力，选用45号钢。调质处理，查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 "el}@  
N$H0o+9-Y  
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 </|I
gN$w`  
_{6QvD3kg.  
:'!,L0I|t  
因装链轮之外有一键 ，轴加大5% C_Y^
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YzSUJ=0/  
考虑到减速器、轴承、 轴器，外观等因素， 轴II与滚筒连接处直径为35，轴I与电动机连接处为30，由于轴 II负荷大，故设计，检验都以轴II为例，轴I设计如同轴II。 D`LcL|nmH  
轴尺寸设计见附录 <w.W[ak  
ucyz>TL0  
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B0NK
av  
T+zZOI  
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/i$E|[  
3、校核轴强度，轴II负荷最大，须校核 @;M( oFS9  
（1）轴上受力分析 (Kd;l&8  
轴传递转矩
kehv85  
.{LFc|Z[  
齿轮上圆周力 f@Rn&&-  
mdR:XuRD"t  
径后力 v_"p)4
&'  
7-.YVM~R  
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 E$; =*0w  
运输带工作拉力为2500N :O)\v!Z  
压轴力简单计为5000N MbC7`Sp&i  
（2）受力图 &/}]9 #  
2cr~/,YY  
ge9j:S{  
G2U=*|  
W)ihk\E  
V03U"eI="  
>_(Xb%w  
B1oi]hDy  
: I28Zi*  
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4  
Ft=2351 N Nt9M$?\P  
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Fr=893N }$s#H{T!  
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S.1\e"MfI  
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CRf!tsj@  
A}pmr  
t+7h(?8L  
\fIGMoy!  
_^;+_6&[  
{I0b%>r=  
（3）作垂直面受力图b)及弯矩图d) pQAG%i^mF  
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 a~E@scD  
)zz^RB\p  
同理 GTL gj'B  
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) G66sPw  
gcDo o2RE  
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) XG FjqZr`  
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 ?,
uTH 4  
{\z&`yD@  
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) DKw%z8ft|  
截面c的变矩 3fPd|F.kF  
ya7PF~:E-  
CZ*#FY  
,(&jG^IpVJ  
4j^-n_T  
$BHbnsaQ  
U$jw8I'.  
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MVC=67004N.MM ?4>uGaU\  
l{q$[/J~)  
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[MLJs-*   
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V)x(\ls]SX  
O`Ht|@[6  
nADt8  
[4qCW{x._  
RHB=9381N "
>pW:apl%  
RHA=3488N vwy10PlqL  
w
1Ar[ P  
HqM>K*XKU  
P$l-p'U-  
0LI:R'P+P[  
0u0<)gdX  
MHC左=-198816Nmm 9J>b6  
[t)omPy<c  
MHC右=-280307Nmm 
F.;G6  
lIR0jgP@z  
Jt-s6-2  
\1`L-lz  
Y)D~@|D,  
F\pw0^K;N  
截面B的弯矩 dFdll3bC  
（5）求后来弯矩并作合成弯矩图f) ?Q$LIoR  
JiF
y.Pf  
(6)作扭矩aT图g) r]!<iw  
考虑启，制动的影响 挤合 a=0.6 +a'QHtg  
$lJu2omi1  
(7)求出量变矩并作当量变矩图h） [>`[1;aX  
RX]x3-  
(8)校核轴危险截面的强度 L|sWSrqd  
由图h)知轴上当量变矩最大的截面左右，轴承支点的B处，故校核该截面的当量应力。 %y@iA91K  
3,`.$   
Rg:3}T`~n  
C):RE<X  
>;E[XG^  
F[aow$",+}  
i?7%z`  
Z=;+) #,  
H<$.AC\zn  
~&E|;\G  
.3;bUJ1  
{d|R67~V  
doR'E=Z4h  
MHB=-530000Nmm 'WqSHb7  
xP@VK!sc  
!;Mh5*-  
d2H&@80  
P\ yt!S2  
MC左=20980Nmm cQ4TYr;?  
MC右=28820Nmm
Dl862$_Q  
+mBJvrI  
pv;c<NQ'1  
=k4yWC5-  
d6lhA
7  
lYd#pNN  
\!UNale  
tVx.J'"Y  
`1%SXP1  
MLC左=33159Nmm {Y5h*BD>  
MLB=554794Nmm !$q1m@K1  
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w
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4Uz:zB  
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FH8?W| G  
六．滚动轴承的选择计算 RCt)qh+  
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。 1at$_\{.(  
由于此轴承几乎不受轴向力，Pr2 =FR2 [Hdk=p  
xsRMF&8L  
FR2 =（RVB²+RHB²）½=（1175*1175+9381*9381）½=9454N o,) p*glO  
代入Cr =[（Ff*Pr2）/Ft ]*（nl10h/16670）1/3 4qda!%  
查表得fF=1Ft =1（取轴在工作时温度为120度以下） |PN-,f{-  
已知n要求每2年换轴承一次，由题知，时间为300*2*8*2=9600 >Z^7=5
K"O  
代入得Cr=38205 'OGOT0(  
由Cr比6309轴承Cr小，故合适。 EpGe'S  
七、键的选择和计算 ,Ucb)8a  
由轴设计知，运用C型键，键长40mm wrG*1+r
 
工作长度 ，键高8mm ,|I\{J #C  
接触高度 }jU{RR%6B  
      whKr3)  
gx[#@(  
查表 Vm8;{Sq  
知键合适 {(wV>Oc>Jw  
八. 联轴器选择 f.jAJ; N>  
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。 zJ9ZqC]  
            九.润滑与密封方式选择 !W$3p'8Tu  
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。 ?p5RSt  
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B_5q}Bp<  

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=|3L'cDC  
选用6308和6309深沟球轴承 QHs=Zh
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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 no6]{qn=6  
   

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