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2007-01-21 12:52 |
二级齿轮[课程设计] 设计说明书
文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 ~UJ.A<>Fh fLnwA|n= 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。 h4jo<yp\ 1.运输带工作拉力F=2.5 KN |.VSw 2.运输带工作速度V=1.4 M/S FQJiLb._Z 3.滚筒直径 D=200 mm )9^)t 4.滚筒效率n=0.96 "4\k1H"_ 5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; 1RJFPv 6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 U0t|i'Hx 7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 KCO.8=y3 8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 oUwo!n} 部件:1电动机 3_<l`6^Ns/ 2V带传动或链传动 8tQ;N' 3减速器 SV@*[r 4联轴器 Da615d
5输送带 D'<L6w` 6输送带鼓轮 .u>[m. 传动方案设计如下: rCwE$5
b hs[x\:})/ Q66 + $m;`O_-T Xf_#O'z t5%cpkgh4 +l^tT&s;f 9v_s_QkL2 f[1cN`|z ?V,q&=9 w+/`l* VxBBZsZO~ /i3JP} qmFG ''YqxJ fb a;t}'GQGk Bhxs(NO &nP0T-T5y &EqLF +9w[/n ^,G JD#x+~pb,8 h <e r5DRF4,7 LP6p [
N|X rz@qW2 ID43s9 ~.aR=m\#
=..Bh8P71! 4p,:}h 0n{.96r0R sq!$+=1-X m,lZy#02s3 >G:Q/3jh G
IN|cv= w}gmVJ#p =p8uP5H tw_o?9 r,Uk)xa/^ kJJT`Ba&/ TI'v /=;) _K o#36.S o]4]fLQ 二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 YI g(^>sq }T@=I&g; 1. 选择电动机的类型 I/`"lAFe 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 U05;qKgkDF 2. 确定电动机的容量 s*k)h,\ 电动机所需功率由公式 #7i*Diqf9 Pd=Pw/ηa (KW) E+aePo U Pw=Fv/1000ηw 17 Ugz? 因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) lI<jYd
0fZ 由电动机主卷筒轴的传动总效率为: ~w?02FU ηa=η带η²轴η齿η链 =6u@JpOl 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 Zz0bd473k? 工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 G:<f(Gy 所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW <rBW6o7 查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW }R%H?&P 3 确定电动机的转速 /'sv7hg+ 卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) N1$u@P{ 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. {y9G
" suY47DCX) =Kd'(ct :C:6bDQ 8K,X3a9 l=E86"m ;7'O=% 'z$$ZEz!C *?FVLE pF{jIXu ,<v0( YvJFZ_faX EhxpMTS "`>6M&`U /eV)5`V 32wtN8kx MgeC-XQM KN}#8.'>3 (/A.,8Ad MTu\T D0Dz@25- hY`<J]-'` TTXF
r S%iK); =\<NTu 6u, g l77 -I: y\T$) XGV Pe=4.0KW ZC?~RXL( +F)EGB%LXs ~<[+!&<U `NIb?/!f 2R\K!e 2P"643tz UD-+BUV V'kBF2} >V"{]v tx09B)0 电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 ?w:\0j5~ 符合这一范围的电动机同步转速有:750,1000,1500(r/min)三种,选用同步转速1000 (r/min)时,电动机的重量,价格及V带传动和减速器的传动比都比较合适,因此选定电动机型号为Y132M-6满载转速为nm=960(r/min). ?MH=8Cl1w 4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 k=s^-Eiu (1) 求传动比 .RroO_H
由选定的电动机的满载转速nm和工作机构转速nw,可求得传动装置的总传动比为: f)Qln[/ ia=na/nw =960/114.6=8.038 o<nM-"yWb (2) 分配传动装置传动比 NfoHQU<n ia=i带i减 "9; 为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 j,OA>{-$ 则i减=ia/i带=3.35 *$A`+D9 5.传动装置的运动和运动参数的计算 Zz0er|9]Q (1) 各轴功率 |Yl i~Qx 由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) I'5[8 PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) Ae2N"%Ej (2) 各轴扭矩 =F\Xt " Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) EID-ROMO TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) y3efie {J lV'?X% n=1000 x// uF WOO3z5 La 电动机 型号为Y132M-6 n*[ZS[I p*<Jg l U6-47m0% Yi9Y`~J n.l#(`($4 ep8UWxB5 hJSvx i带=2.5 @fA{;@N i减=3.35 aVR!~hvFs aj4ZS kwp%5C-S !60U^\ "M:ui0YP M[qhy. TI=85.76N/m ?l~qb]._ >,,`7%Rv ]WNY"B>+ TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) GbLHzw (3) 各轴转速 Kb]}p nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) ;gL{*gR]S nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) ;=joQWNDm XVNJK-B {>km]CG O1\4WG% <oXBkCi0r ]U#of O T @^ S:K Fug4u?-n GJWGT`" e;v"d!H/ %e[E@H 7 v{$?Ow T/u `Hw][qy# -~c-mt Z'A 3\f yf*'=q &w9*pJR % %KVmpWku V]Te_ >E;w (1cB Tf vw>(JCR yR~$i3Z* 1BmKwux: Y;R,ph.a vJs6nVbK V0D&bN* }8AH/
<',k%:t 4"|3pMr <#8}![3Q auGK2i =?W7OV^BE \A^8KVE! LL);Ym9d +-b'+mF nI=334(r/min) /t`|3Mw nⅡ=114.6(r/min) 5mV!mn:H: ^>%.l'1/( )a0l:jEOc XzIC~} #yIHr&'oX hlreeXv WL(Y1>|j h<M1q1) ,){#J"W T*@o?U #qk=R7"Q rRe^7xGe7 ?f9M59(l Q_p&~ PNy5 v6DjNyg<x F3vywN1$, '4 d4i ;o)'dK > dVhIbG .Y2Hd$rs &x B^ )?OdD7gd ,d*1|oUw :~R a} uX!6:v] 8.jf6 Ax\d{0/oL2 %5+X CB-;Jqb uv-O`) |wJdp,q R 三.V带传动设计 D^>d<LX 保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 W;T0_= 该系统载荷变动小,工作条件不是很恶劣,所以工况系数选用为1.2, \IC^z 设计功率Pd=KAP kW \15'~]d 由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, AvZ5?rN$ 由转速在满载时为960r/min q2F`q. j 查表得 PA803R74 7xB]Z;: ?7)v:$(G} |J`v
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wT19m 'hWA&Xx+ ,]ySBAO 8EkzSe \tvL<U"' 6/3E!8 lb9?Uc@ lijTL-3 6ERMn"[_w aaf}AIL. &`s{-<t<L Z~h6^h "(W;rl
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<)LR 1E||ft-1i* !hfpa_5 &0[L2x}7 (||qFu9a ipMSMk7gx /d6Rdl`w _2`b$/)- Op9 ^Eu%n >Q(\vl@N= mX.mX70|J 6RxI9{ry *)B \M> xc@$z*w 3)CIqN RAhDSDf 2.Ww(`swL Z@x& 2
KHT!ik bcT_YFLQ 3 ;F g8'8"9:xC eLh35tw 0e#PN@ }m?Ut| ?&,6Y'" k0PwAt)65 :epB:r e~)4v 5QXU"kWH r9bAbE
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; 四 .传动零件的计算 ND?"1/s 设计一般用途的传动零件 D2D+S 1. 选择材料 WW3Jxd 小齿轮选用45号钢调质,大齿轮用45号钢正火,查表得小齿轮齿面硬度HBS=217-255,大齿轮齿面硬度为160-217,计算时取平均值小齿轮为236,大齿轮为188。 ZHeue_~x4 2. 按齿面接触强度确定主要参数 paN=I=:*M d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 \6APU7S T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) O\o@] Φd为齿宽参数;由表知软齿面对称布置时φd=0.8214,由于是单级传动,速度低,轴的刚性较大,因此φd=1.1,K为载荷系数,对带式运输机,载荷平稳,且齿轮相对于轴承为对称布置,取K为1.4. "38<14V 3l`"(5 [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) *Uy>F[%@ σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 ^)Y3V-@t σHlim1=580N/mm²(碳钢调质)根据HBS2=188 查得σHlim2=530 N/mm²(碳钢正火).ZN为接触疲劳强度的寿命系数,由N=60ant得:当a=1时,n1=384r/min *UW 8|\; t=15x300x16=72000h tGl|/ N1=60x384x72000=1660000000 S{2;PaK N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 NW0se
DL 查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) ?Q=(?yR0] SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 X1oR 故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² U,yZ.1V^: [σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² 6 mLC{X[ mP15PZ D1>*ml &u[F)| [-Y~g%M GadY#]}( F:<+}{Av rs>,p) F+R1}5-3cl 8,+T[S d@*dbECG AZNo%!)o hr'?#K t W K为1.4. n@bkZ/G sP@XV/`3L6 tZ@&di:-F oui0:Vy< :u=y7[I ]moBVRd CP"5E?dcK (qc<'$o OH n~DL2 *qL2=2 K]>4*)A: d1^5r
31 1+M
!EW Jq>5:"jZ0 g0/R\ Gk58VODo ^Vh^Z)gGi &2@Rc?!6_P Oa@SyroF= Q(1R=4?.Z yl' IL#n]r [σH1]= 580N/ mm² BgCEv"G5 [σH2]= 557 N/ mm² )Rk(gd i+I.>L/S 计算时的以小值代入 /N/jwLr 为齿数比. *E|3Vy{4 将各参数代入得 (l2n%LL]* c(3idO*R) .bh7 则 LG(" <CU 的标准 i}<fg*6@E 中心距为 Pa|*Jcr 0!:%Ge_ 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 y?}<SnjP: i实 ky]L`w 合要求。 5wvh
@Sc\ 故分度 圆直径 !14v Ovj4{ l0',B*og 齿度 }.=wQ_ 1Sns$t%b 3、校核齿根弯曲强度 XK0lv8( sFgsEKs sC :.}6 ~ me/ve 9I1`* 0A BH$hd|KD< d1=59mm U?:?NC=1{ O6q5qA f.v JJa NPE 4@c_a@ ^v3J
ld Z1=27 hx~rq`{ Z2=90 ;Q5o38( q?0&0 \/m-G:| xWWVU}fd1 =|
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lx !i{5mc\ ?*QL;[n1 .36]>8 R++w>5 5A d=HD!
e [XA:pj;rg' =AuxMEg N;cSR\Ng a=150mm P$/Y9o
m\ @Q} 8tT/w5 d&DQ8Gm ^ jq/ CXYv d1=67.5759 |5BvVqn d2=232.5 ~\O,#j`_ #\LYo{op/. s*e1m% lp1GK/!s 6ZC~q=my GRgpy 7 z+Ngt' ! .7Itbp6=R
G/_8xmsU 为齿形系数,查得 o<Rrr, 3+vMi[YO 为应力,修正系数,查得 ~2XiKY;W? "!o|^nN, 为 用弯曲应力,由 qD}O_<_1ym 查得 S<++eu )aX#RM? N 为弯有疲劳强度的寿命系数 kl5Y{![/&f ((fFe8Rn)q 查得 TzV~I\a| 4+N9Ylh 故 zj;KtgcE 3=^B
&AB 将各参数代入 <d3a arn7<w0 >td\PW~X G>+iisb% d((,R@N' 4~0@(3 S\A9r!2 'u%SI]*;> a+`;:tX, D^H4]7wG@ :h<QM$P< U 0dhr; l SMHQh.O?5 ]nx5E_j2 J<ZG&m362p XCE<].w 2PVQSwW: R-BN}ZS Y^}c+)t Vs&Ul6@N PA${<wyBR_ 7V;wCm#b ]=sGLd^)E 0d #jiG ?~rz'Pu~ :stA]JB#
w kwpbg Q Znh)m XbW 1`PH zFO#oW,D T2MXwd&l hkvymHaG M[5fNK&nD ,Zs*07!$f @DCw(.k* k(3FT%p tp3
!6I6 9':MD0P/M {s~t>R p+ fTV}IP :pg]0X; -jL10~/ 4j-%I7 (&-!l2 所以大小齿轮弯曲强度足够 eih~ SBSH 4、确定齿轮的主要几何尺寸 J I[9c,N 分度圆直径: CJ[^Fi?CH [[vb w)u 齿顶圆直径: T Ue=Yj vS+E`[ 齿跟圆直径: Vi\kB% aA&}=lm 齿宽: {&s.* 5 b1=b2+(5-10)=80-85取80 GF^?#Jh 中心距 }#QYZ nR 5、确定齿轮制造精度 3`DwKv`+ z)]Br1 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 ">"B ?
EXYLG 1=109.3N/mm ^WmP,Xf# 2W vf[2Xw K._*
~-A ?UV!^w@L:0 ($*R>*6<x ;\)N7SJ 2=103.3N/mm R7~#7qKQB k5]`:k6 7q|51rZz \ q=Bbfzv ,lr\XhO d1=67.5mm cuo'V*nWQ ])uhm)U@ d2=232.5mm c:sk1I,d~^ a<mM
)[U da1=72.5mm )NL_))\ a) 5;Od da2=237.5mm QPT%CW61M =6LF_=} dF1=61.25mm (SGU]@)g xO2CgqEb dF2=226.25mm ':LV"c4t ;$$.L
bb8 X*Cvh| UfAN)SE" %P tdFz$
iP^o]4[c a=150mm h!h<!xaclW ;Vh5nO /5 6sPl
7} %_%/ym 76r RF Or*e$uMIY 2P4$^G[ h,%b>JFo /$,~|X;& =%+o4\N, GJ,在零件上标示为8-GJGB10098-88,大轮齿厚偏差为KK,在零件工作图上标示为8-HKGBl0095-88。 U|}Bk/0. &$+nuUA i#W0 [W{WfJ-HwG i%eq!q tWN hFQ' UOAL7 ( 17=|s !Al?B9KJ Y] "_} NT}r6V(Aju 9XSZD93L [>N`)]fP u#uT|a. &mJ
+#vT b9gezXAcd }"CX` s#*T(pY E |BE(F;K 6~_TXy/ tjIT4 Hp!c\z; mcB8xE ]-b`uYb H6I]GcZ$ 7-u['nFJ 7@*l2edXm+ )lsR8Hi8 X|iWnz+^ 1ehl=WN gN("{j1Q V`/D!8>
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&R1" [hl8LP+~ f8c'`$O 小轮8-GJGB10098-88 a\BV%'Zqg 7eyVm;LQD 大轮8-HKGBl0095-88 ;&N=t64" &+v!mw > '!wI8f 6pCQP
c*A ~Os1ir. 7\?0d! fd<a%nSD #OT8_D L~u@n24 #rkz:ir4 %Ct^{k~1 (-:lO{@FsC +KzbaBK {#,eD sD!)= t_ (WISf}[l; $yA>j (k4 OdrnPo{ (&)PlIi7 &*4C{N =5v=<, ] m@Vz42g~+ 5@kNvi <V~B8C!) @g{FNXY$ m |v6kZ0B< &I|\AG"X} h'tb Ww[Xqmg +p
Y*BP+~i @> ]O6P2 1ab_^P !)1gGXRY ,Y\`n7Ww wIbxnn 五、轴的设计计算 Q/[g|" 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 '=Z]mi/aw UCz\SZ{za 2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 a
At<36{? K|{IX^3)V iiw\ 因装链轮之外有一键 ,轴加大5% *:+&SxL 8?za&v 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。 j^Vr!y 轴尺寸设计见附录 +~x'1*A_ e` QniTkT p";5J+?( <*/IV< WEnI[JGe \|gE=5!Am= BWWO=N
3tjF4C>h| @BfJb[A# s<XAH7?0 jGSY$nt9 J2BCaAwEP, O?=YY@j _&wrA3@/L RXD*;B$v +I$,Y~&`> vh/&KTe?: e2><Y< ;J>upI ,l47;@kr V`WSZ
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aH':UN OfK>-8 KDS}"/ 3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 *6bO2LO" (1)轴上受力分析 ;EB^1*AEw 轴传递转矩 x:6c @2 *N&~Uq^ 齿轮上圆周力 VTwDa*]AhB 9Wv}g"KY0 径后力 6Vj=SYK &\y`9QpVF 轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 -.OZ 运输带工作拉力为2500N CUN1.i<pk8 压轴力简单计为5000N d.0K~M (2)受力图 f.Y [2b 4:9N]1JCb {SkE`u4Sz )~ 0TGy| z*UgRLKZD Am!OLGG4 cN-$;Ent }a%1$>sj FyQr$;r f~10 iD Ft=2351 N &/n*>%2 ox*>HkV zP&D Fr=893N [DZ|Ltv h343$,))u b_X&>^4Dkl *XOLuPL>6) ^
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} (3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) o*Xfgc ①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 ?;y-skh v;`>pCal 同理 ps;d bY*s6 ②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) 8{i
O#C ;:&|DN3; (4)作水平面受力图c)及弯矩图e) q^:VF()d_z ①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 1_b*j-j 19U& | |