課程設計---輸送傳動裝置設計

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文檔簡介

1、　　機械設計基礎課程設計　　設計計算說明書　　題目設計輸送傳動裝置 　　院系 &

2、lt;p>　　專業(yè) 　　姓名 　　年級

3、;　　指導教師 　　二零一一年四月　　設計輸送傳動裝置　　【設計任務書】題目：設計輸送傳動裝置

4、　　一．總體布置簡圖如圖1 　　總傳動比誤差為±5%，單向回轉(zhuǎn)，　　輕微沖擊。三．原始數(shù)據(jù)：四．設計內(nèi)容： 　　電動機的選擇與運動參數(shù)計算； 2. 齒輪傳動設計計算； 3. V帶傳動設計計算； 4. 軸的結(jié)構(gòu)尺寸設計； 5. 鍵的選擇； 6. 滾動軸承的選擇； 7. 裝配

5、圖、零件圖的繪制； 8. 設計說明書的編寫。　　【電動機的選擇】1．電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇：按照已知條件的工作要求和條件，選用Y型全封閉籠型三相異步電　　動機。 2．電動機容量的選擇：　　工作機所需功率：Pw＝3kW 　　電動機的輸出功率：Pd＝Pw/η，η≈0.8

6、2，Pd＝3.66kW 電動機轉(zhuǎn)速的選擇：nw=35r/min，V帶傳動比i1=2—4，單級齒輪傳動比i2=3—5（查表2.3）　　nd＝（i1×i2×i2）nw。電動機轉(zhuǎn)速范圍為630—3500r/min3．電動機型號確定：由附錄八查出符合條件的電動機型號,并根據(jù)輪廓尺寸、重量、成本、傳動比等　　因素的考慮，最后確定選定Y

7、112M—4型號的電動機，額度功率為4KW，滿載轉(zhuǎn)速1440r/min　　【計算總傳動比和分配傳動比】　　1．由選定電動機的滿載轉(zhuǎn)速nm和輸出軸轉(zhuǎn)速nw，總傳動比為i=nm/nw，得i=41.142．合理分配各級傳動比：V帶傳動比i1=3，閉合齒輪傳動比i2=3.5，開式齒輪傳動比i3=3.923．運動和動力參數(shù)計算結(jié)果列于下表：

8、　　【傳動件設計計算】　　減速器齒輪設計： 1．按表11.8選擇齒輪材料小齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)，硬度為220—250HBS　　大齒輪材料為45鋼正火，硬度為170—210HBS 2．因為是普通減速器，由表11.20選用9級精度，要求齒面粗糙度Ra=6.3 &l

9、t;p>　　3．按齒面接觸疲勞強度設計確定有關參數(shù)與系數(shù)：　　轉(zhuǎn)矩：T=69154 N·mm　　查表11.10得：載荷系數(shù)K＝1.1 選小齒輪齒數(shù)Z1＝30，則大齒輪齒數(shù)Z2＝iZ1=3.5×30=105。實際齒數(shù)比u=3.5　　因單級直齒圓柱齒輪為對稱布置，又為軟齒面，

10、由表11.19選取φd（齒寬系數(shù)）=1 4．許應接觸應力[σH]：　　由圖11.23查得 σHlim1＝560MPa σHlim2＝530MPa　　由表11.19查得 Sh=1。 N1＝60·n1·j·Lh＝60×480×1×（6×52

11、×80）＝7.2×10e8　　N2＝N1/i＝7.2×10e8/3.5=2.05×10e8 由表11.26查得 Zn1＝1 Zn2＝1.05 計算接觸疲勞許用應力：　　[σH]1＝Zn1·σHlim1/Sh＝560MPa 　　[σH]2＝Z

12、n2·σHlim2/Sh＝557MPa　　試算小齒輪分度圓直徑，確定模數(shù)：　　d1≥ 76.43×³√KT1（μ+1）/φdμ[σH]e2=51.82mm　　m=d1/z1=1.73mm 由表11.3取標準模數(shù) m=2mm<b&

13、gt;　　5．主要尺寸計算：　　分度圓直徑 d1=mz1=2×30=60mm d2=mz2=2×105=210mm 　　齒寬 b=φdd1=1×60=60mm 取b2=60mm 則b1=b2+5=65mm　　中心距a=0.5×m（Z1+Z2

14、）=135mm　　6．按齒根彎曲疲勞強度校核:　　由式（11.12）得出，如σF≤[σF]，則校核合格。　　確定有關系數(shù)和參數(shù)：　　齒形系數(shù)YF，查表11.12得 YF1=2.54 YF2=2.14　　應力學整系數(shù)Ys，查表1

15、1.13得 Ys1=1.63 Ys2=1.88　　許應彎曲應力[σF]　　由圖11.24查得 σFlim1=210Mpa σFlim2=190Mpa　　由表11.9查得 SF=1.3　　由圖11.25查得 YNI=YN2=1<p&g

16、t;　　由式（11.16）可得　　[σF]1=YNI·σFlim/SF=162Mpa [σF]2=YNI·σFlim/SF=146MPa　　故計算出　　σF1=21Mpa＜ [σF]1 σF2=20Mpa＜[σF]2 齒根彎曲疲勞強度校核合格。&

17、lt;/p>　　驗算齒輪的圓周速度：　　V=π·d1·n1/（60×1000）=1.5m/s 由表11.21可知，選9級精度合適　　幾何尺寸計算及繪制齒輪零件工作圖：　　以大齒輪為例，齒輪的直頂圓直徑為：da2=d2+2ha=214mm，由于200＜da

18、2＜500之間，所以 　　采用腹板式結(jié)構(gòu)。齒輪零件工作圖略。　　開式齒輪設計：　　1．按表11.8選擇齒輪材料小齒輪選用40Cr合金鋼表面淬火，硬度為48—55HRS　　大齒輪選用40Cr合金鋼調(diào)質(zhì)，硬度為240—260HB

19、S 　　由表11.20選用9級精度，要求齒面粗糙度Ra=6.3 3．按齒面接觸強度設計確定有關參數(shù)與系數(shù)：　　轉(zhuǎn)矩：T=230000N·mm　　查表11.10得載荷系數(shù)K＝1.1　　選小齒輪齒數(shù)Z1＝20，則大齒輪齒數(shù)Z2＝iZ1=3.92

20、15;20=78.4，圓整數(shù)78。　　實際齒數(shù)比u=3.9，誤差為0.5%＜±5%　　因單級直齒圓柱齒輪為不對稱布置，又為硬齒面，由表11.19選取φd（齒寬系數(shù)）=0.5 4．許應接觸應力[σH]：　　由圖11.23查得 σHlim1＝800MPa σHlim2＝720MPa</

21、p>　　由表11.19查得 Sh=1.1 N1＝60·n1·j·Lh＝60×137×1×（6×52×80）＝2.05×10e8　　N2＝N1/i＝2.05×10e8/3.9=5.26×10e7 由表11.26查得 Zn1＝1.11 Z

22、n2＝1.25 計算接觸疲勞許用應力：　　[σH]1＝Zn1·σHlim1/Sh＝807MPa 　　[σH]2＝Zn2·σHlim2/Sh＝818MPa　　試算小齒輪分度圓直徑，確定模數(shù)：　　d1≥ 76.43×³√KT1（

23、μ+1）/φdμ[σH]e2=75.82mm　　m=d1/z1=3.791mm 由表11.3取標準模數(shù) m=4mm　　5．主要尺寸計算：　　分度圓直徑 d1=mz1=4×20=80mm d2=mz2=4×78=312mm </p&g

24、t;　　齒寬 b=φdd1=0.5×80=40mm 取b2=40mm 則b1=b2+5=45mm　　中心距a=0.5×m（Z1+Z2）=196mm　　6．按齒根彎曲疲勞強度校核:　　由式（11.12）得出，如σF≤[σF]，則校核合格。<

25、p>　　確定有關系數(shù)和參數(shù)：　　齒形系數(shù)YF，查表11.12得 YF1=2.81 YF2=2.25　　應力學整系數(shù)Ys，查表11.13得 Ys1=1.56 Ys2=1.77　　許應彎曲應力[σF]　　由圖11.24查得 σFlim1=720Mpa σFl

26、im2=250Mpa　　由表11.9查得 SF=1.5　　由圖11.25查得 YNI=YN2=1　　由式（11.16）可得　　[σF]1=YNI·σFlim/SF=480Mpa [σF]2=YNI·σFlim/SF=167MPa

27、;　　故計算出　　σF1=173Mpa＜ [σF]1 σF2=157Mpa＜[σF]2 齒根彎曲疲勞強度校核合格。　　7．驗算齒輪的圓周速度：　　V=π·d1·n1/（60×1000）=0.57m/s 由表11.21

28、可知，選9級精度合適　　8．幾何尺寸計算及繪制齒輪零件工作圖：　　以大齒輪為例，齒輪的直頂圓直徑為：da2=d2+2ha=320mm，由于200＜da2＜500之間，所以 　　采用腹板式結(jié)構(gòu)。齒輪零件工作圖略。　　【V帶傳動設計】&

29、lt;/p>　　1．確定功率Pc：　　查表9.21得 Ka（工作情況系數(shù)）=1.1 Pc=Ka?p=4.4KW。　　選取普通V帶型號：　　根據(jù)Pa=4.4Kw，n1=1440r/min，由圖9.13選用A型

30、普通V帶。　　確定帶輪基準直徑：　　根據(jù)表9.6和圖9.13選?。篸d1=100mm＞dmin=90mm　　大帶輪基準直徑為 dd2=(n1/n2)dd1=270mm，按表9.3選取標準直值dd2=265mm　　實際n2轉(zhuǎn)速489.8

31、r/min，誤差相對率2%，總誤差＜±5%允許。　　驗算帶速V：　　V=π·d1·n1/（60×1000）=6.78m/s，帶速在5-25m/s范圍內(nèi)。　　5．確定帶的基準長度Ld和實際中心距a：

32、;　　初定中心距a0=1200mm，則Ld0：Ld0=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)²/4a0=2963.38mm　　查表9.4取基準長度Ld=2800mm　　實際中心距a為a≈a0+(ld-Ld0）/2=1118.31mm　　中心距變動范圍為

33、　　amin=a-0.015Ld=1076mm amax=a+0.03Ld=1202mm　　驗算小帶輪的包角：　　a1=180º-57.3º（dd2-dd1）/a=171º＞120º,合格。

34、;　　確定V帶根數(shù)z：　　確定有關系數(shù)和參數(shù)　　根據(jù)dd1=90mm，n=1440r/min，查表9.9，得P0=1.07Kw　　由表9.18查得Ka=0.001275　　根據(jù)傳動比i=2.94，

35、查表9.19得Ki=1.1373，則△P0=Kb·n·(1-1/Ki)=0.18Kw　　由表9.4查得帶長度修正系數(shù)KL=1.11，由圖9.12查得包角系數(shù)Ka=0.98　　得z≥Pc/(P0+△P0)KaKL=3.24，圓整得z=4　　求單根V帶初拉力：

36、　　由表9.6查得A型普通V帶的每米長質(zhì)量q=0.10Kg/m　　得F0=（500Pc/ZV）·（2.5/Ka-1)+qv²=46.78N.　　9．計算帶輪軸上所受的壓力Fσ=2·F0·z·sin(a1/2)=373.08N

37、;　　10．帶輪結(jié)構(gòu)設計略　　11．設計結(jié)果：　　選用4根A—2800 GB/T 13575.1—92 V帶，中心距a=1118mm，小帶輪直徑90mm，大帶 　　輪直徑265mm，軸上壓力Fσ=373.08N<

38、p>　　【軸的設計計算】　?、褫S的設計　　選擇軸的材料，確定許用應力：　　由已知條件可知此減速器傳遞的功率屬于中小功率，對材料無特殊要求，故選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)　　處理。由表16.1查得強度極

39、限σB=637Mpa，再由表16.3查得許用彎曲應力[σ-1b]=60Mpa　　2．按鈕轉(zhuǎn)強度估算軸徑（最小直徑）　　查表16.2得 C=118—107　　得 d≥C³√p/n=（107—118）·³√3.48/480=20.7—22.8mm。<p&g

40、t;　　考慮到軸的最小直徑處要安裝帶輪，會有鍵槽存在，故需將估算直徑加大3%-5%，取為21.32— 　　23.94mm，由設計手冊取標準直徑d=24mm　　軸的結(jié)構(gòu)設計草圖:　?、褫S的結(jié)構(gòu)草圖<

41、p>　?、蜉S的設計：　　1．選擇軸的材料，確定許用應力：　　由已知條件可知此減速器傳遞的功率屬于中小功率，對材料無特殊要求，故選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)　　處理。由表16.1查得強度極限σB=637Mpa，再由表16.3查得許用彎曲應力[σ-1b]=60Mpa

42、;　　2．按鈕轉(zhuǎn)強度估算軸徑（最小直徑）　　查表16.2得 C=118—107　　得 d≥C³√p/n=（107—118）·³√3.31/137=30.9—34.1mm。　　考慮到軸的最小直徑處要安裝齒輪，會有鍵槽存在，故需將估算直徑加大3%-5%，取為31.

43、83— 　　35.81mm，由設計手冊取標準直徑d=34mm　　3．軸的結(jié)構(gòu)設計草圖:　?、蜉S的結(jié)構(gòu)草圖　?、筝S的設計：　　1．選擇軸的材料，

44、確定許用應力：　　由已知條件可知此減速器傳遞的功率屬于中小功率，對材料無特殊要求，故選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)　　處理。由表16.1查得強度極限σB=637Mpa，再由表16.3查得許用彎曲應力[σ-1b]=60Mpa　　2．按鈕轉(zhuǎn)強度估算軸徑（最小直徑）　　查表16.2得 C=

45、118—107　　得 d≥C³√p/n=（107—118）·³√3.01/35=47.29—52.16mm。　　由設計手冊取標準直徑d=50mm　　3．軸的結(jié)構(gòu)設計草圖略　　【鍵連接的選擇】均選擇A型平鍵。<

46、;p>　　【滾動軸承的選擇及計算】 I軸： 1．經(jīng)強度校核，選擇滾動軸承　　6206型 d=30mm D=62mm B=16mm2．公差等級選擇：選普通級PO軸承。 　　II軸： 1．經(jīng)強度校核，選擇滾動軸承　　6208型 d=40mm D=80mm B=18mm2．公差等級選擇：

47、選普通級PO軸承?！鞠潴w結(jié)構(gòu)尺寸計算】 　　1．類型選擇：選擇一級鑄鐵圓柱齒輪減速器。　　2．箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸：（mm）　　【減速器附件的選擇】通氣器：由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5 油面指示器：選用游標尺M16 起吊裝置：采用箱蓋吊耳、箱座吊耳放油螺塞：選用外六角

48、油塞及墊片M16×1.5 【潤滑與密封】一、齒輪的潤滑：采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。二、滾動軸承的潤滑：由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。三、潤滑油的選擇：齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。四、密封方法的選?。哼x用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號按所裝

49、配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。　　【參考資料】　　陳立德.《機械設計基礎》.北京:高等教育出版社,2007　　陳立德.《機械設計基礎課程設計指導書》.北京：高等教育出版社，2007&

50、lt;/p>　　機械設計基礎課程設計　　設計計算說明書　　題目設計輸送傳動裝置 　　院系 <

51、p>　　專業(yè) 　　姓名 　　年級 　　指導教師

52、 　　二零一一年四月　　設計輸送傳動裝置　　【設計任務書】題目：設計輸送傳動裝置 　　一．總體布置簡圖如圖1 　　設計要求：總傳動比誤差為

53、7;5%，單向回轉(zhuǎn)，輕微沖擊。三．原始數(shù)據(jù)：四．設計內(nèi)容： 　　電動機的選擇與運動參數(shù)計算； 2. 齒輪傳動設計計算； 3. V帶傳動設計計算； 4. 軸的結(jié)構(gòu)尺寸設計； 5. 鍵的選擇； 6. 滾動軸承的選擇； 7. 裝配圖、零件圖的繪制； 8. 設計說明書的編寫。　　【電動機的選擇】1．電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇：按照已知條件的工作要求和條件

54、，選用Y型全封閉籠型三相異步電動機。 　　2．電動機容量的選擇：　　工作機所需功率：Pw＝4kW 　　電動機的輸出功率：Pd＝Pw/η，η≈0.82，Pd＝4.88kW 電動機轉(zhuǎn)速的選擇：nw=38r/min，V帶傳動比i1=2—4，單級齒輪傳動比i2=3—5（查表2.2）<

55、;p>　　nd＝（i1×i2×i2）nw。電動機轉(zhuǎn)速范圍為684—3800r/min3．電動機型號確定：由附錄八查出符合條件的電動機型號,并根據(jù)輪廓尺寸、重量、成本、傳動比等因素的考慮，最后確定選定Y132S—4型號的電動機，額度功率為5.5KW，滿載轉(zhuǎn)速1440r/min　　【計算總傳動比和分配傳動比】　　1．由選定電動機的

56、滿載轉(zhuǎn)速nm和輸出軸轉(zhuǎn)速nw，總傳動比為i=nm/nw，得i=37.892．合理分配各級傳動比：V帶傳動比i1=3，閉合齒輪傳動比i2=3.5，開式齒輪傳動比i3=3.63．運動和動力參數(shù)計算結(jié)果列于下表：　　【傳動件設計計算】　　減速器齒輪設計： 1．按表11.8選擇齒輪材料小齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)，硬

57、度為220—250HBS　　大齒輪材材為45鋼正火，硬度為170—210HBS 2．因為是普通減速器，由表11.20選用9級精度，要求齒面粗糙度Ra=6.3 　　3．按齒面接觸疲勞強度設計確定有關參數(shù)與系數(shù)：　　轉(zhuǎn)矩：T=69154 N·mm　　查表1

58、1.10得：載荷系數(shù)K＝1.1 選小齒輪齒數(shù)Z1＝30，則大齒輪齒數(shù)Z2＝iZ1=3.5×30=105。實際齒數(shù)比u=3.5　　因單級直齒圓柱齒輪為對稱布置，又為軟齒面，由表11.19選取φd（齒寬系數(shù)）=1 4．許應接觸應力[σH]：　　由圖11.23查得 σHlim1＝560MPa σHlim2＝

59、530MPa　　由表11.19查得 Sh=1。 N1＝60·n1·j·Lh＝60×480×1×（6×52×80）＝7.2×10e8　　N2＝N1/i＝7.2×10e8/3.5=2.05×10e8 由表11.26查得 Zn1

60、＝1 Zn2＝1.05 計算接觸疲勞許用應力：　　[σH]1＝Zn1·σHlim1/Sh＝560MPa 　　[σH]2＝Zn2·σHlim2/Sh＝557MPa　　試算小齒輪分度圓直徑，確定模數(shù)：　　d1≥ 76.43×

61、9;√KT1（μ+1）/φdμ[σH]e2=51.82mm　　m=d1/z1=1.73mm 由表11.3取標準模數(shù) m=2mm　　5．主要尺寸計算：　　分度圓直徑 d1=mz1=2×30=60mm 　　d2=m

62、z2=2×105=210mm 　　齒寬 b=φdd1=1×60=60mm 取b2=60mm 　　則b1=b2+5=65mm　　中心距a=0.5×m（Z1+Z2）=135mm　　6．按齒根彎曲疲勞強度校核:<

63、;p>　　由式（11.12）得出，如σF≤[σF]，則校核合格。　　確定有關系數(shù)和參數(shù)：　　齒形系數(shù)YF，查表11.12得 YF1=2.54 YF2=2.14　　應力學整系數(shù)Ys，查表11.13得 Ys1=1.63 Ys2=1.88　　許應彎曲應力[σF]&

64、lt;/p>　　由圖11.24查得 σFlim1=210Mpa σFlim2=190Mpa　　由表11.9查得 SF=1.3　　由圖11.25查得 YNI=YN2=1　　由式（11.16）可得　　[σF]1=YNI·σFlim/

65、SF=162Mpa [σF]2=YNI·σFlim/SF=146MPa　　故計算出　　σF1=21Mpa＜ [σF]1 σF2=20Mpa＜[σF]2 齒根彎曲疲勞強度校核合格。　　驗算齒輪的圓周速度：　　V=π&

66、#183;d1·n1/（60×1000）=1.5m/s 由表11.21可知，選9級精度合適　　幾何尺寸計算及繪制齒輪零件工作圖：　　以大齒輪為例，齒輪的直頂圓直徑為：da2=d2+2ha=214mm，由于200＜da2＜500之間，所以采用腹板式結(jié)構(gòu)。齒輪零件工作圖略。

67、開式齒輪設計：　　1．按表11.8選擇齒輪材料小齒輪選用40Cr合金鋼表面淬火，硬度為48—55HRS　　大齒輪選用40Cr合金鋼調(diào)質(zhì)，硬度為240—260HBS 　　由表11.20選用9級精度，要求齒面粗糙度Ra=6.3 3．按齒面接觸強度設計確定有關參數(shù)與系數(shù)：轉(zhuǎn)矩：T

68、=230000N·mm　　查表11.10得載荷系數(shù)K＝1.1　　選小齒輪齒數(shù)Z1＝20，則大齒輪齒數(shù)Z2＝iZ1=3.92×20=78.4，圓整數(shù)78。　　實際齒數(shù)比u=3.9，誤差為0.5%＜±5%　　因單級直齒圓柱齒輪為不對稱布置，又

69、為硬齒面，由表11.19選取φd（齒寬系數(shù)）=0.5 4．許應接觸應力[σH]：　　由圖11.23查得 σHlim1＝800MPa σHlim2＝720MPa　　由表11.19查得 Sh=1.1 N1＝60·n1·j·Lh＝60×137×1×（6×52

70、15;80）＝2.05×10e8　　N2＝N1/i＝2.05×10e8/3.9=5.26×10e7 由表11.26查得 Zn1＝1.11 Zn2＝1.25 計算接觸疲勞許用應力：　　[σH]1＝Zn1·σHlim1/Sh＝807MPa 　　[σH]2＝

71、Zn2·σHlim2/Sh＝818MPa　　試算小齒輪分度圓直徑，確定模數(shù)：　　d1≥ 76.43×³√KT1（μ+1）/φdμ[σH]e2=75.82mm　　m=d1/z1=3.791mm 由表11.3取標準模數(shù) m=4mm<

72、b>　　5．主要尺寸計算：　　分度圓直徑 d1=mz1=4×20=80mm d2=mz2=4×78=312mm 　　齒寬 b=φdd1=0.5×80=40mm 取b2=40mm 　　則b1=b2+5=45mm<p&g

73、t;　　中心距a=0.5×m（Z1+Z2）=196mm　　6．按齒根彎曲疲勞強度校核:　　由式（11.12）得出，如σF≤[σF]，則校核合格。　　確定有關系數(shù)和參數(shù)：　　齒形系數(shù)YF，查表11.12得 YF1=2.81 YF2=2.25

74、　　應力學整系數(shù)Ys，查表11.13得 Ys1=1.56 Ys2=1.77　　許應彎曲應力[σF]　　由圖11.24查得 σFlim1=720Mpa σFlim2=250Mpa　　由表11.9查得 SF=1.5　　由圖11.25查得 YNI

75、=YN2=1　　由式（11.16）可得　　[σF]1=YNI·σFlim/SF=480Mpa [σF]2=YNI·σFlim/SF=167MPa　　故計算出　　σF1=173Mpa＜ [σF]1 σF2=1

76、57Mpa＜[σF]2 齒根彎曲疲勞強度校核合格。　　7．驗算齒輪的圓周速度：　　V=π·d1·n1/（60×1000）=0.57m/s 　　由表11.21可知，選9級精度合適　　8．幾何尺寸計算及繪制齒輪零件工作圖：

77、　　以大齒輪為例，齒輪的直頂圓直徑為：da2=d2+2ha=320mm，由于200＜da2＜500之間，所以采用腹板式結(jié)構(gòu)。齒輪零件工作圖略。　　【V帶傳動設計】　　1．確定功率Pc：　　查表9.21得 Ka（工作

78、情況系數(shù)）=1.1 Pc=Ka?p=4.4KW。　　選取普通V帶型號：　　根據(jù)Pa=4.4Kw，n1=1440r/min，由圖9.13選用A型普通V帶。　　確定帶輪基準直徑：　　根據(jù)表9.6和圖

79、9.13選?。篸d1=100mm＞dmin=90mm　　大帶輪基準直徑為 dd2=(n1/n2)dd1=270mm，按表9.3選取標準直徑值dd2=265mm　　實際n2轉(zhuǎn)速489.8r/min，誤差相對率2%，總誤差＜±5%允許。　　驗算帶速V：

80、;　　V=π·d1·n1/（60×1000）=6.78m/s，帶速在5-25m/s范圍內(nèi)。　　5．確定帶的基準長度Ld和實際中心距a：　　初定中心距a0=1200mm，　　則Ld0：Ld0=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)²/4a0

81、=2963.38mm　　查表9.4取基準長度Ld=2800mm　　實際中心距a為a≈a0+(ld-Ld0）/2=1118.31mm　　中心距變動范圍為　　amin=a-0.015Ld=1076mm amax=a+0.03Ld=1

82、202mm　　驗算小帶輪的包角：　　a1=180º-57.3º（dd2-dd1）/a=171º＞120º,合格。　　確定V帶根數(shù)z：　　確

83、定有關系數(shù)和參數(shù)　　根據(jù)dd1=90mm，n=1440r/min，查表9.9，得P0=1.07Kw　　由表9.18查得Ka=0.001275　　根據(jù)傳動比i=2.94，查表9.19得Ki=1.1373，　　則△P0=Kb·n·(1-

84、1/Ki)=0.18Kw　　由表9.4查得帶長度修正系數(shù)KL=1.11，由圖9.12查得包角系數(shù)Ka=0.98　　得z≥Pc/(P0+△P0)KaKL=3.24，圓整得z=4　　求單根V帶初拉力：　　由表9.6查得A型普通V帶的每米長

85、質(zhì)量q=0.10Kg/m　　得F0=（500Pc/ZV）·（2.5/Ka-1)+qv²=46.78N.　　9．計算帶輪軸上所受的壓力Fσ=2·F0·z·sin(a1/2)=373.08N　　10．帶輪結(jié)構(gòu)設計略<b&

86、gt;　　11．設計結(jié)果：　　選用4根A—2800 GB/T 13575.1—92 V帶，中心距a=1118mm，小帶輪直徑90mm，大帶輪直徑265mm，軸上壓力　　Fσ=373.08N　　【軸的設計計算】&

87、lt;b>　?、褫S的設計　　選擇軸的材料，確定許用應力：　　由已知條件可知此減速器傳遞的功率屬于中小功率，對材料無特殊要求，故選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。由表16.1查得強度極限　　σB=637Mpa，再由表16.3查得許用彎曲應力[σ-1b]=60Mpa<p&

88、gt;　　2．按鈕轉(zhuǎn)強度估算軸徑（最小直徑）　　查表16.2得 C=118—107　　得 d≥C³√p/n=（107—118）·³√3.48/480=20.7—22.8mm。　　考慮到軸的最小直徑處要安裝帶輪，會有鍵槽存在，故需將估算直徑加大3%-5%，取為21.32—23.94m

89、m，由設計手冊取標準直徑d=24mm　　軸的結(jié)構(gòu)設計草圖:　　Ⅰ軸的結(jié)構(gòu)草圖　?、蜉S的設計：　　1．選擇軸的材料，確定許用應力：<

90、;p>　　由已知條件可知此減速器傳遞的功率屬于中小功率，對材料無特殊要求，故選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。由表16.1查得強度極限　　σB=637Mpa，再由表16.3查得許用彎曲應力[σ-1b]=60Mpa　　2．按鈕轉(zhuǎn)強度估算軸徑（最小直徑）　　查表16.2得 C=118—107<

91、;p>　　得 d≥C³√p/n=（107—118）·³√3.31/137=30.9—34.1mm。　　考慮到軸的最小直徑處要安裝齒輪，會有鍵槽存在，故需將估算直徑加大3%-5%，取為31.83—35.81mm，由設計手冊取標準直徑d=34mm　　3．軸的結(jié)構(gòu)設計草圖:<

92、b>　　Ⅱ軸的結(jié)構(gòu)草圖　　Ⅲ軸的設計：　　1．選擇軸的材料，確定許用應力：　　由已知條件可知此減速器傳遞的功率屬于中小功率，對材料無特殊要求，故選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。由表16.1查得強度極限　　σB=637

93、Mpa，再由表16.3查得許用彎曲應力[σ-1b]=60Mpa　　2．按鈕轉(zhuǎn)強度估算軸徑（最小直徑）　　查表16.2得 C=118—107　　得 d≥C³√p/n=（107—118）·³√3.01/35=47.29—52.16mm。　　由設

94、計手冊取標準直徑d=50mm　　3．軸的結(jié)構(gòu)設計草圖略　　【鍵連接的選擇】均選擇A型平鍵。　　【滾動軸承的選擇及計算】 I軸： 1．經(jīng)強度校核，選擇滾動軸承　　6206型 d=30mm D=62mm B=16mm2．公差等級選擇：選普通級PO軸承。 &

95、lt;/p>　　II軸： 1．經(jīng)強度校核，選擇滾動軸承　　6208型 d=40mm D=80mm B=18mm2．公差等級選擇：選普通級PO軸承?！鞠潴w結(jié)構(gòu)尺寸計算】 　　1．類型選擇：選擇一級鑄鐵圓柱齒輪減速器。　　2．箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸：（mm）&

96、lt;p>　　【減速器附件的選擇】通氣器：由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5 油面指示器：選用游標尺M16 起吊裝置：采用箱蓋吊耳、箱座吊耳放油螺塞：選用外六角油塞及墊片M16×1.5 　　【潤滑與密封】一、齒輪的潤滑：采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。二、滾動軸承的潤滑：由于

97、軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。三、潤滑油的選擇：齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。四、密封方法的選?。哼x用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。

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