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1、資料內(nèi)容僅供您學習參考，如有不當或者侵權，請聯(lián)系改正或者刪除。 目 錄 課程設計 ( 論文 ) 評閱表 ?????????????? Ⅰ 課程設計 ( 論文 ) 任務書 ?????????????? Ⅱ 1、 系統(tǒng)總體方案設計 ??????????????? 1 1.1、 電動機選擇????????????????? 1 1.2、 傳動裝置運動及動力參數(shù)計算????????? 1 2、 V 帶傳動的設計與計算 ????????????? 3 3、 傳動零件的設計計算 ?????????????? 4

2、3.1、 高速級齒輪的設計?????????????? 4 3.2、 低速級齒輪的設計?????????????? 8 4、 軸的設計 ????????? ??? ? ??? 12 4.1、 高速軸的設計???????????????? 12 4.2、 中間軸的設計???????????????? 14 4.、 低速軸的設計???????????????? 17 5、 鍵的設計與校核???????????????? 20 6、 滾動軸承的選擇與校核 ????????????? 22 7、 箱體及各部位附屬零件的設計 ?????????

3、 ? 24 設計總結與參考文獻??????????????? 27 資料內(nèi)容僅供您學習參考，如有不當或者侵權，請聯(lián)系改正或者刪除。 計算與說明 主要結果 1 、 系統(tǒng)總體方案設計 1.1 電動機選擇 ( 1) 選擇電動機的類型和結構 因為裝置的載荷平穩(wěn) , 且在有粉塵的室內(nèi)環(huán)境下工作 , 溫度不超過 35℃, 因此可選用 Y 系列三相異步電動機 , 它具有國際互換性 , 有防止粉塵、 鐵屑或其它雜物侵入 電動機內(nèi)部的特點 ,

4、 B 級絕緣 , 工作環(huán)境也能滿足要求。 而且結構簡單、 價格低廉。 ( 2) 確定電動機功率和型號 運輸帶機構輸出的功率 : Pw = FV/(1000x0.96) =6300 2.3/(1000x0.96) (kw)=15.09 kw 傳動系得總的效率 : a = 4 2 4 5 =0.85 1 2 3 1 帶式輸送機的傳動效率 ，取 0.96 2 滾動軸承效率 , 取 0.99 3 7級精度齒輪傳動的效率 ，取 0.98.(查[ 2]表1 7） 4

5、 聯(lián)軸器的效率，取 0.99 4 滾筒傳動的效率，取 0.97 電動機所需的功率為 : Pd=Pw/n=15.09/0.85= 17.75kw 由題意知 , 選擇 Y200L1-6 比較合理 , 額定功率 Pd =17.75kw, 滿載轉速 970r/min. 。  Pw=15.09kw 0.85 Pd=17.75kw 1.2 傳動裝置運動及動力參數(shù)

6、計算 ( 1) 各傳動比的計算 卷筒的轉速 nw 60vw /( dw ) 60 2.3 /(3.14 0.4) r / min 109.87r / min nw 109.87r / min 總傳動比 : i nm / nw 970 /109.87 8.83 i 8.83 取 V 帶的傳動比為 : i d 2.5 則減速器的傳動比為 : i i / id 8.83 / 2.5 3.53 資料內(nèi)容僅供您學習參考，如有不當或者侵權，請聯(lián)系改正或者刪除。 齒輪傳動比 : i1 1

7、.3 i 1.3 3.53 2.14 ; i1 2.14 2、 V 帶傳動的設計與計算 ( 1) 確定計算功率 Pca 由表 8-7 查得工作情況系數(shù) KA=1.1, 故 Pca=KAP=1.1 17.75kw=19.525kw ( 2) 選擇 V 帶的型號 根據(jù) Pca、 n 由圖 8-10 選用 B 型。 一、 初始條件 傳動功率 P 為: 7.56(kW) 主動軸轉速 n1 為: 1000(r/min) 從動軸轉速 n2 為

8、: 500(r/min) 傳動比 i: 2 二、 選定帶型和基準直徑 設計功率 Pd:8.77(kW) 帶型 :SPA 型 小帶輪基準直徑 dd1:118(mm) 小帶輪基準直徑 dd2:236(mm) 三、 軸間距的確定 初定軸間距 a0:700(mm) 所需基準長度 Ld: (mm) 實際軸間距 a:719(mm) 四、 額定功率及增量的確定 單跟 V 帶傳遞的額定功率 P1:2.8(kW) 傳動比 i ≠ 1 的額定功率增量 P1:0.5(kW) 五、 帶速、 包角和 V 帶

9、根數(shù) 帶速 v:6.18(m/s) 小帶輪包角α :170.6( ) V 帶的根數(shù) z :3 六、 各項力的計算 V 帶每米長的質量 m:0.12(kg/m) 單跟 V 帶的預緊力 Fo:365.33(N) 資料內(nèi)容僅供您學習參考，如有不當或者侵權，請聯(lián)系改正或者刪除。 作用在軸上得力 Fr :2184.61(N) d2=330mm 3、 傳動零件的設計計算 因減速器中的齒輪傳動均為閉式傳動 , 且所受的負載且小 , 其失效形式主要是點蝕 , 故先按齒面接觸疲勞強度的要求設計。 對于兩級傳

10、動的齒輪可設計為 : 運輸機要求的速度為 1.1m/s, 速度不高 , 故選用 7 級精度的直齒 輪。 材料的選擇 : 由[1] 表 10-1 選擇兩個小齒輪材料為 40Cr( 調(diào)質 ) , 硬度為 280HBS, 兩個大齒輪材料為 45 鋼 ( 調(diào)質 ) , 硬度為 240HBS, 二者材料硬度差為 40HBS。  L0=1941.675mm a=629.2mm 3.1 低速級齒輪的設計 =162 漸開線圓柱齒輪傳動設計報告 一、 設計信息 設計者 Name=09922119

11、 Z=5 設計單位 Comp=099221 設計日期 Date= /11/29 設計時間 Time=15:30:33 傳遞功率 P=15(kW) 傳遞轉矩 T=147.66(N m) 齒輪 1 轉速 n1=970(r/min) 齒輪 2 轉速 n2=323.33(r/min) 傳動比 i=3 預定壽命 H=10000( 小時 ) 原動機載荷特性 SF=輕微振動 工作機載荷特性 WF=均勻平穩(wěn) 結構形式 ConS=閉式 齒輪 1 布置形式 ConS1=對稱布置 齒輪 2 布置形

12、式 ConS2=對稱布置 齒面嚙合類型 GFace=硬齒面 熱處理質量級別 Q=ML 齒輪 1 材料及熱處理 Met1=45<表面淬火 > 齒輪 1 極限應力類別 MetType1=11 齒輪 1 材料類別 MetN1=0 齒輪 1 硬度取值范圍 HBSP1=45～50 齒輪 1 硬度 HBS1=48 資料內(nèi)容僅供您學習參考，如有不當或者侵權，請聯(lián)系改正或者刪除。 齒輪 齒輪 齒輪 齒輪 齒輪 齒輪 齒輪  2 材料及熱處理 Met2=45<表面淬火 >

13、2 極限應力類別 MetType2=11 2 材料類別 MetN2=0 2 硬度取值范圍 HBSP2=45～50 2 硬度 HBS2=48 1 接觸強度極限應力 σ Hlim1=960.0(MPa) 1 抗彎疲勞基本值 σFE1=480.0(MPa) 齒輪 齒輪 齒輪 齒輪  1 接觸疲勞強度許用值 [ σ H]1=0.0(MPa) 1 彎曲疲勞強度許用值 [ σ F]1=0.0(MPa) 2 接觸強度極限應力 σ Hlim2=960.0(MPa) 2 抗彎疲勞基本值 σFE2=480.0(MPa)

14、 齒輪 2 接觸疲勞強度許用值 [ σ H]2=0.0(MPa) 齒輪 2 彎曲疲勞強度許用值 [ σ F]2=0.0(MPa) 接觸強度用安全系數(shù) SHmin=1.00 彎曲強度用安全系數(shù) SFmin=1.40 接觸強度計算應力 σ H=0.0(MPa) 接觸疲勞強度校核 σ H≤ [ σ H]=滿足 齒輪 1 彎曲疲勞強度計算應力 σF1=0.0(MPa) 齒輪 2 彎曲疲勞強度計算應力 σF2=0.0(MPa) 齒輪 1 彎曲疲勞強度校核 σ F1≤[ σF]1= 滿足 齒輪 2 彎曲疲勞強度校核 σ F2≤[ σF]2= 滿

15、足 齒輪 1 第Ⅰ組精度 JD11=7 齒輪 1 第Ⅱ組精度 JD12=7 齒輪 1 第Ⅲ組精度 JD13=7 齒輪 2 第Ⅰ組精度 JD21=7 齒輪 2 第Ⅱ組精度 JD22=7 齒輪 2 第Ⅲ組精度 JD23=7 齒輪 1 齒厚上偏差 JDU1=F 齒輪 1 齒厚下偏差 JDD1=L 齒輪 2 齒厚上偏差 JDU2=F 齒輪 2 齒厚下偏差 JDD2=L 齒輪 1 齒數(shù) Z1=19 齒輪 1 變位系數(shù) X1=0.00 齒輪 1 齒寬 B1=33.364(mm) 齒輪 1 齒寬系數(shù) Φd

16、1=0.439 齒輪 2 齒數(shù) Z2=55 齒輪 2 變位系數(shù) X2=0.00 齒輪 2 齒寬 B2=33.364(mm) 齒輪 2 齒寬系數(shù) Φd2=0.152 齒寬最小值 Bmin=33.364(mm) 模數(shù) ( 法面模數(shù) ) Mn=4(mm) 端面模數(shù) Mt=4.00000(mm) 螺旋角 β=0.00000( 度) 資料內(nèi)容僅供您學習參考，如有不當或者侵權，請聯(lián)系改正或者刪除。 總變位系數(shù) Xsum=0.000 標準中心距 A0=148.00000(mm) 實際中心距 A=148.00000(mm)

17、 齒數(shù)比 U=2.89474 齒頂高系數(shù) ha*=1.00 頂隙系數(shù) c*=0.25 壓力角 α*=20( 度 ) 端面齒頂高系數(shù) ha*t=1.00000 端面頂隙系數(shù) c*t=0.25000 端面壓力角 α *t=20.0000000( 度) 端面嚙合角 α t=20.0000001( 度) 刀具基本齒廓齒頂高 1 Hao1=(mm) 刀具基本齒廓齒頂高 2 Hao2=(mm) 刀具齒頂圓半徑 1 Pao1=(mm) 刀具齒頂圓半徑 2 Pao2=(mm) 兩齒輪齒寬差 dB=(mm) 基圓柱螺旋角

18、 βb=0.0000000( 度) 齒輪 1 當量齒數(shù) Zv1=19.00000 齒輪 1 端面變位系數(shù) Xt1=0.00000 齒輪 2 當量齒數(shù) Zv2=55.00000 齒輪 2 端面變位系數(shù) Xt2=0.00000 端面總變位系數(shù) Xsumt=0.00000 齒輪 1 分度圓直徑 d1=76.00000(mm) 齒輪 1 齒頂圓直徑 da1=84.00000(mm) 齒輪 1 齒根圓直徑 df1=66.00000(mm) 齒輪 1 基圓直徑 db1=71.41664(mm) 齒輪 1 節(jié)圓直徑 dc1=76.0000

19、0(mm) 齒輪 1 齒頂高 ha1=4.00000(mm) 齒輪 1 齒根高 hf1=5.00000(mm) 齒輪 1 全齒高 h1=9.00000(mm) 齒輪 1 齒頂壓力角 α at1=31.766780( 度) 齒輪 2 分度圓直徑 d2=220.00000(mm) 齒輪 2 齒頂圓直徑 da2=228.00000(mm) 齒輪 2 齒根圓直徑 df2=210.00000(mm) 齒輪 2 基圓直徑 db2=206.73238(mm) 齒輪 2 節(jié)圓直徑 dc2=220.00000(mm) 齒輪 2 齒頂高 ha2=4

20、.00000(mm) 齒輪 2 齒根高 hf2=5.00000(mm) 齒輪 2 全齒高 h2=9.00000(mm) 齒輪 2 齒頂壓力角 α at2=24.943928( 度) 中心距變動系數(shù) yt=0.00000 齒高變動系數(shù) △yt=0.00000 端面重合度 εα =1.65726 縱向重合度 εβ =0.00000 資料內(nèi)容僅供您學習參考，如有不當或者侵權，請聯(lián)系改正或者刪除。 總重合度 ε=1.65726 齒輪 1 分度圓弦齒厚 sh1=6.27603(mm) 齒輪 1 分度圓弦齒高 hh1=4.129

21、79(mm) 齒輪 1 固定弦齒厚 sch1=5.54819(mm) 齒輪 1 固定弦齒高 hch1=2.99023(mm) 齒輪 1 公法線跨齒數(shù) K1=3 齒輪 1 公法線長度 Wk1=30.58573(mm) 齒輪 2 分度圓弦齒厚 sh2=6.28233(mm) 齒輪 2 分度圓弦齒高 hh2=4.04486(mm) 齒輪 2 固定弦齒厚 sch2=5.54819(mm) 齒輪 2 固定弦齒高 hch2=2.99023(mm) 齒輪 2 公法線跨齒數(shù) K2=7 齒輪 2 公法線長度 Wk2=79.83663

22、(mm) 齒形做特殊處理 Zps= 特殊處理 齒面經(jīng)表面硬化 Zas= 不硬化 齒形 Zp=一般 潤滑油粘度 V50=120(mm^2/s) 有一定量點饋 Us=不允許 小齒輪齒面粗糙度 Z1R=Rz≤ 6μ m(Ra≤1μm) 載荷類型 Wtype=靜載荷 齒根表面粗糙度 ZFR=Rz≤16μm(Ra≤ 2.6 μm) 刀具基本輪廓尺寸 HMn=Hao/Mn＝1.25, Pao/Mn ＝0.38圓周力 Ft=0(N) 齒輪線速度 V=(m/s) 使用系數(shù) Ka=1.100 動載系數(shù) Kv=0 齒向載荷分布系數(shù)

23、 KHβ=0 綜合變形對載荷分布的影響 K β s= 安裝精度對載荷分布的影響 K β m= 齒間載荷分布系數(shù) KHα=0 節(jié)點區(qū)域系數(shù) Zh=0 材料的彈性系數(shù) ZE=0 接觸強度重合度系數(shù) Z ε = 接觸強度螺旋角系數(shù) Z β = 重合、 螺旋角系數(shù) Z εβ =0 接觸疲勞壽命系數(shù) Zn=0 潤滑油膜影響系數(shù) Zlvr=0 工作硬化系數(shù) Zw=0 接觸強度尺寸系數(shù) Zx=0 齒向載荷分布系數(shù) KFβ=0 齒間載荷分布系數(shù) KFα=0 抗彎強度重合度系數(shù) Y ε =0 抗彎強度螺旋角系數(shù) Y β =0 抗彎強度重合、 螺旋角系數(shù) Y εβ =0