[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 VMJaL}J]  
a:HN#P)12  
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。 Y[R>?w  
1.运输带工作拉力F=2.5 KN ]W2#8:i  
2.运输带工作速度V=1.4 M/S z^&$6c_  
3.滚筒直径     D=200 mm {~Jk(c~I  
4.滚筒效率n=0.96 CP%^)LX *  
5.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳； &^HVuYa.0  
6.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。 f$-n%7  
7.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时 Lq;iR  
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。 vbtZ5Gm   
部件：1电动机 _TsN%)m  
      2V带传动或链传动 oZ tCx  
      3减速器 C8Mx>6  
      4联轴器 q%$p56\?3  
      5输送带 `0M6<e]C  
6输送带鼓轮 u1#(~[.  
传动方案设计如下： tAJ}36aG  
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二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 Bz-jy.  
                                      -XCs?@8EQ  
1.     选择电动机的类型 |%XTy7^a  
按工作要求和条件,选用Y系列一般用途全封闭式鼠笼型三相异步电动机 MSvZ3[5Io  
2.    确定电动机的容量 .|R4E  
电动机所需功率由公式 ws!~MSIy  
      Pd=Pw/ηa (KW) hPBBXj/=  
      Pw=Fv/1000ηw 1a{r1([)  
    因此   Pd=Fv/1000ηaηw(KW) At=d//5FFP  
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: C,l,fT  
      ηa=η带η²轴η齿η链 r W[;3yMf  
按表4-1的V带传送速率η带=0.95,滚动轴承η轴=0.98,齿轮传动效率η齿=0.97,联轴器效率η联=0.99.则ηa=0.95 x 0.98 ² x 0.97 x 0.99 = 0.88 sV%DX5@  
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 (M$>*O3SR  
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW *4`5&) `  
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW !aF~5P7%  
3 确定电动机的转速 |R@T`dW  
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) Ta?}n^V?;  
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. Zc1x"j  
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 0@zJa;z'  
  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). 6J,h}S  
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 ,#ZPg_x?1  
(1)    求传动比 R'c dEo
y  
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: JL87a^ro  
ia=na/nw =960/114.6=8.038 3/n?g7B  
(2)    分配传动装置传动比 MZh.Xo  
ia=i带i减 GE!nf6>Km  
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 # `E  
则i减=ia/i带=3.35 kb2C9<
  
5.传动装置的运动和运动参数的计算 q
][kD2  
(1)    各轴功率 '69)m~B0a  
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) 7w)8s  
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) >]~581fYf  
(2)    各轴扭矩 n?r8ZDJ'  
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) (v/
L   
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) x&;AY  
Wu$ryX  
n=1000             pE<a:2J  
L1RD`qXu.  
电动机                 型号为Y132M-6 |9S8sfw  
" C0dZ  
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i带=2.5 ZzE(S  
i减=3.35 EX{%CPp7}  
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TI=85.76N/m cN&Ebn  
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) -M=BD-_.h  
(3)    各轴转速 akbB=:M,x  
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) Fc`IRPW<  
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) p4z4[=-:  
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三．V带传动设计 :@jctH~  
保证带传动工作时不打滑，同时具有足够的疲劳强度。 7~+Fec`Ut*  
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， dQSO8Jf  
设计功率Pd=KAP kW uQc("F  
由电动机为4KW，得Pd=1.2x4000=4800kW， !0hyp |F:>  
由转速在满载时为960r/min c&wg`1{Hal  
查表得 ^G`6Zg;  
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四 .传动零件的计算 n3J,`1*ct  
  设计一般用途的传动零件 zB y%$5~Fw  
1.    选择材料 GPAC0K^p  
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。 ^{yb4yQ 0  
2.    按齿面接触强度确定主要参数 A|IPQ=  
    d1≥[（671/[σH]）²x（KT1/Φd）x(u+1)/u] 1/3 ,agkV)H  
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) O+XQP!T  
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. a&[[@1OY  
"AJ>pU3  
  [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) Qh3+4nLFtb  
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 $aXYtHI  
σHlim1=580N/mm²(碳钢调质)根据HBS２＝188 查得σHlim2=530 N/mm²(碳钢正火).ZN为接触疲劳强度的寿命系数,由N=60ant得:当a=1时,n1=384r/min WR.7%U';  
t=15x300x16=72000h {3vm]  
N1=60x384x72000=1660000000 UlN}SddI9  
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 p(4Ek"  
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) +A,cdi9z  
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 ZKI` ;  
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² vA*NJ%&`  
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² 3s:)CXO  
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pm;g)p?  
[σH1]= 580N/ mm² ':]w  
[σH2]= 557 N/ mm² z!j`Qoh?V9  
]zK} X!  
计算时的以小值代入 Md m(x
Us  
   为齿数比.       ~RE`@/wQ]  
将各参数代入得 R?\8SdJ  
Vk~}^;`Y  
`wG&Cy]v  
则 5O%}.}n  
的标准 ~yf5$~Z  
中心距为 4';['  
17qrBG-/MD  
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 kp;MNRc  
i实 L,X6L @Q  
合要求。 -XY]WWlq  
故分度 圆直径 ,9M \`6  
  pK1(AV'L  
齿度 o_$r*Z|HG  
  +Q_Gm3^  
3、校核齿根弯曲强度 @fYA{-ZC  
~d5{Q?T)  
eZJOI1wNp  
@o^sp|k !  
If#7SF)n'  
I2l'y8)d  
d1=59mm {5z?5i ?D  
q{JD]A:  
)DLK<10  
da^9Fb  
`") I[h  
Z1=27 YvHn~gNPhs  
Z2=90 SO&;]YO  
D 7E^;W)H  
},L[bDOV07  
(c_hX(  
XF$C)id2p  
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|Z/ySAFM  
-T(V6&'Qi  
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@<sP1`1  
V7v,)a" L  
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a=150mm \%VoX`B  
y@z#Jw<  
K=>/(sWiq  
Zj0&/S  
v>P){VT  
d1=67.5759 nC Z  
d2=232.5 87/{\h  
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]_,~q@
r$  
EkBM>*W  
i\'N1S<D  
为齿形系数，查得 yiUdUw/  
Mf63 59  
为应力，修正系数，查得 wDG4rN9x  
sOW|TN>y\  
为 用弯曲应力，由 ] ge-b\  
查得 kgu+q\?  
b
+_E)4  
为弯有疲劳强度的寿命系数 lo#,zd~  
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  查得 *%e#)sn*  
^eRuj)$5A  
故 Xz@>sY>Jc  
1XKk~G"D  
将各参数代入 cG'Wh@  
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所以大小齿轮弯曲强度足够 9,CC1f  
4、确定齿轮的主要几何尺寸 tqCg<NH.!m  
分度圆直径： Fr3t[:D  

$lA,{Q  
齿顶圆直径： I:<R@V<~#  
9lCKz !E
 
齿跟圆直径： ,v_r$kh^  
FOi`TZ8  
齿宽： zP}v2  
b1=b2+（5-10）=80-85取80 N
-E`go  
中心距 c&
-$?f r  
5、确定齿轮制造精度 "lf3hWGw  
Ai18]QD-  
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 6~WE#z_  
:j<JZs>`R  
1=109.3N/mm ,&]` b#Rc  
gq3OCA!cX  
ot#kU 8f  
z&,sm5Lb  
e622{dfVS  
oH0F9*+W  
2=103.3N/mm #9VY[<  
b]?;R  
8T )ELhTj  
F5P{+z7  
ilpZ/Rs  
d1=67.5mm )%w8>1}c  
Z8 %\v(L  
d2=232.5mm MWh+h7k'  
u#k,G`  
da1=72.5mm =[os<+  
Z3>3&|&  
da2=237.5mm B-'BJ|*4I  
M|e n>P  
dF1=61.25mm xGv,%'
u\  
TJS1,3
<  
dF2=226.25mm |S`yXsg  
9XvM%aHs:  
U] -@yx  
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]f-'A>MC  
]V^.!=gh$  
a=150mm Prz+kPP  
SLOYlRGCi  
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QYw4kD}  
b(-t)5^}  
LY:?OGh  
T-2p`b}hW  
TxxB0  
j{Jc6U  
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。 ieRBD6_  
tSc>@Q_|  
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l88a#zUQDN  
qzlMn)e  
小轮8-GJGB10098-88 :CkR4J!m3  
a[74%L?  
大轮8-HKGBl0095-88 ZOrTbik  
ci_v7Jnwo  
e=n{f*KG`  
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!O F?xW  
五、轴的设计计算 U50s!Zt45  
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 `s>UU- 9  
ib(>vp$V  
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 @QVqpE<|  
OBI+<2`Oc  
uO ?Od  
因装链轮之外有一键 ，轴加大5% a)_rka1(  
$c@w$2  
考虑到减速器、轴承、 轴器，外观等因素， 轴II与滚筒连接处直径为35，轴I与电动机连接处为30，由于轴 II负荷大，故设计，检验都以轴II为例，轴I设计如同轴II。 w*<Y$hnBzF  
轴尺寸设计见附录 M q^|M~  
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3、校核轴强度，轴II负荷最大，须校核 Da"yZ\4  
（1）轴上受力分析 - #3{{  
轴传递转矩 *;<e '[Y7f  
YecT 96%  
齿轮上圆周力 \% }raI;Y@  
yZq?
B  
径后力 CV'&4oq  
RnHQq'J|\  
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 )T>8XCL\}  
运输带工作拉力为2500N $Axng J c  
压轴力简单计为5000N $fj])>=H  
（2）受力图 :@.C4oq  
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g^1r0.Sp{8  
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_*Pfp+if  
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Fr=893N bZiyapM  
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（3）作垂直面受力图b)及弯矩图d) '*4iqPR;  
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 p5-<P?B  
y:.?5KsPI  
同理 gKWzFnW  
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) Atd1qJ  
x9%-plP  
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) j{)~QD?  
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 .Vmtx  
;,rnk
-  
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) &Pq\cNYzW  
截面c的变矩 =:gjz4}_8  
?I[h~vr6.  
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RVA=1175.5N 4\ FP  
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3]^'  
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RHB=9381N gI{ =0  
RHA=3488N ;Iq5|rzDn  
lsY `c"NW>  
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W2<3C  
[4>r6Hqxr  
9"ugz^uKt  
MHC左=-198816Nmm F7T
E|LZ  
76u{!\Jo/{  
MHC右=-280307Nmm FJwt?3\u5  
-B9S}NPo  
J`<f  

wyw<jH  
dB3N%pB^  
A(+:S"|@  
截面B的弯矩 }0;Sk(B>  
（5）求后来弯矩并作合成弯矩图f) JZ=5Bpw  
:l"dYfl  
(6)作扭矩aT图g) lKWr=k~  
考虑启，制动的影响 挤合 a=0.6 a,n93-m(m  
)GJP_*Ab  
(7)求出量变矩并作当量变矩图h） W:O0}  
sPCMckt  
(8)校核轴危险截面的强度 _wh
F^g8  
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。 T3z(k la  
J8;Okzb!L  
[Oy >R  
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p{.8_#O%S  
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F
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MHB=-530000Nmm Mr*|9h  
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MC左=20980Nmm K@r*;T  
MC右=28820Nmm Y6ben7j%-  
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C3S`}o.  
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l~1AT%  
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MLC左=33159Nmm J#7y< s  
MLB=554794Nmm o:UXPAj  
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I7m
G/  
xo WT*f  
(F8AL6  
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qI2'u%  
Fe$/t(  
T=\!2gt  
.Z%G@X*  
%^.P~s6  
HomN/wKh  
六．滚动轴承的选择计算 ~O4|KY  
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。 9Nt3Z>d  
由于此轴承几乎不受轴向力，Pr2 =FR2 xj
q0D[  
0ar=cuDm  
FR2 =（RVB²+RHB²）½=（1175*1175+9381*9381）½=9454N k'+}9
2 o  
代入Cr =[（Ff*Pr2）/Ft ]*（nl10h/16670）1/3 4P kfUMX  
查表得fF=1Ft =1（取轴在工作时温度为120度以下） ]rW8y%yD  
已知n要求每2年换轴承一次，由题知，时间为300*2*8*2=9600 aqr!oxn?t  
代入得Cr=38205 ;V.vfar  
由Cr比6309轴承Cr小，故合适。 J_xG}d  
七、键的选择和计算 -7`-wu  
由轴设计知，运用C型键，键长40mm 7Dt"
]o"+  
工作长度 ，键高8mm _Bk U+=|J  
接触高度 b3U6;]|x  
      *gu8-7'  
O9]\Q@M.  
查表 1^{`lK~2  
知键合适 SRz&Nb  
八. 联轴器选择 dZ2`{@AYY  
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。 G6O/(8  
            九.润滑与密封方式选择 #":a6%0Q  
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。 [Ox(.  
% vS8?nG  
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,Y!zORv<7  
BaL]mIx  
Lk.h.ST  
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J22rv(  
c8ZCs?   
选用6308和6309深沟球轴承 ,w`~K:b.  
a%K}j\M  
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C型键 c[{UI  
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 E~}[+X@  
   

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