文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 Z=ayVsJ3
Q9lw~"
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。 e7{n=M
1.运输带工作拉力F=2.5 KN FBjIft5e
2.运输带工作速度V=1.4 M/S +DWmutL
3.滚筒直径 D=200 mm 6\MJvg\;
4.滚筒效率n=0.96 ^lqcF.
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; ?UXKy
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 z2m%L0
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 iY=M67V
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 O1@-)<_71
部件:1电动机 \haJe~
2V带传动或链传动 #?xhfSgr
3减速器 %$b)l?!
4联轴器 U&fOsx?"
5输送带 wW3fsXu
6输送带鼓轮 c2}?[\U]
传动方案设计如下: {gE19J3
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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 ${^WM}N
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1. 选择电动机的类型 ec/1Z8}p
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 UD`bK a`E
2. 确定电动机的容量 dieGLA<5_X
电动机所需功率由公式 JQQP!]%}
Pd=Pw/ηa (KW) {)]5o| Hx
Pw=Fv/1000ηw b f.__3{
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) XTpYf
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: (j;s6g0
ηa=η带η²轴η齿η链 ?sV0T)uk
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 M<oIo036
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 mt$0p|B8
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW 4(>|f_$
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW 6m_
fEkS[
3 确定电动机的转速 Y.&nxT95=
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) A L|F
Bd
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. 6('2.^8
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 /G*]3=cSe
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). Eod'Esye5
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 B?A]0S
(1) 求传动比 miWog 8j
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: 5dwC~vn}c
ia=na/nw =960/114.6=8.038 'x/pV5[hQ
(2) 分配传动装置传动比 cV8Bl="gqe
ia=i带i减 tZ|0wPp
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 L>xecep
则i减=ia/i带=3.35 G,o5JL"t
5.传动装置的运动和运动参数的计算 >#pZ`oPEAv
(1) 各轴功率 Klr+\R@(n
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) i`k{}!F
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) #Y|t,x;
(2) 各轴扭矩 oUSv)G.zb
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) M/<>'%sj
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) ":igYh
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n=1000 @J~hi\&`
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电动机 型号为Y132M-6 *z?Vy<u G
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i带=2.5 Ec3TY<mVr
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TI=85.76N/m :<QmG3F
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) 7cMHzhk^
(3) 各轴转速 ;rj|>
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) Bjc<d,]
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) Ns2<wl-
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三.V带传动设计 O`TM}
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 Psw<9[
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, WVdF/H
设计功率Pd=KAP kW 0I7 r{T
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, 8fC5O
由转速在满载时为960r/min gV;9lpZ2
查表得 4=C7V,a
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四 .传动零件的计算 z-`-0@/A$
设计一般用途的传动零件 w0YV87
1. 选择材料 mH5[(?
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。 T5? eb"
2. 按齿面接触强度确定主要参数 d <Rv~F@
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 v)-:0f
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) wSIfqf+y
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. aT20FEZ;
q
!Nb-O{
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²)
&b!|Y
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 yvt
:/X
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 }e4#Mx
t=15x300x16=72000h tP0!TkTo9
N1=60x384x72000=1660000000 ^eY% T5K
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 :Kx6|83
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀)
:JfT&YYi"
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 $p~X"f?0
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² V
jZx{1kCR
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² i YBp"+#2
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K为1.4. cH{[\F"Eb
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usz H1@g'
kNDN<L
[σH1]= 580N/ mm² J sc`^a%`'
[σH2]= 557 N/ mm² H;=++Dh
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计算时的以小值代入 z*BGaSX %
为齿数比. (J,^)!g7
将各参数代入得 =BNS3W6
/%9CR'%*c
)EptyH
则 dPO|x+N,
的标准 |*[#Iii'
中心距为 cBz_L"5vr[
_7qGo7bpN
由于齿轮传动须装入箱体,现a为小数,结加工和测量带来不便,应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿,调整后位动比误差 只要在3-5%内, 因此Z2=93则a=150mm <QZ X""
i实 |\iJ6m;a
合要求。 <$ oI
故分度 圆直径 ed6eC8@
?PSVVUq,Z
齿度 l7M![Ur
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3、校核齿根弯曲强度 JMIS*njq^
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d1=59mm DgB]y6~KXl
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d1=67.5759 c4AkH|
d2=232.5 @M!WosRk
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为齿形系数,查得 RHOEyXhOA
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为应力,修正系数,查得 }q~M$
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为 用弯曲应力,由 }&I^1BHZs
查得 8H})Dq%d 7
Ous_269cM
为弯有疲劳强度的寿命系数 ]IZn#gnM
z%cpV{Nu
查得 Ka$YKY,
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故 MsL*\)*s
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将各参数代入 3TS(il9A
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9uNkd2#
+p%!G1Yz
M_+"RKp
所以大小齿轮弯曲强度足够 v|WT m#
4、确定齿轮的主要几何尺寸 "
aEk#W
分度圆直径: Y M<8>d
!6R;fD#^s
齿顶圆直径: $E j;CN59
N}j]S{j}'
齿跟圆直径: su/!<y
jc4#k+sb
齿宽: 5-3.7CO$
b1=b2+(5-10)=80-85取80 bI_6';hq!
中心距 3u)NkS=
5、确定齿轮制造精度 [%);N\o2Y
*Va ;ra(V2
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 _ \d[`7#
k"kGQk4
1=109.3N/mm x?aNK$A~X
G` _LD+
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bp>-{Nv
;77#$H8)
rF3QmR?l
2=103.3N/mm rkF>c
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d1=67.5mm p>g5WebBN
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d2=232.5mm o4%H/|Oq.
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da1=72.5mm WS!:w'rzr
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da2=237.5mm @d+NeS
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dF1=61.25mm (mNNTMe
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dF2=226.25mm uuD|%-Ng
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KF%tF4^+|
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。 61[ 8I},V
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大轮8-HKGBl0095-88 4%GwCEnS
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五、轴的设计计算 oO4hBM([
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 /7fD;H^*
Gpf9uj%
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 *Tum(wWZ
AeR*79x
8svN*`[
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% 2/>u8j
]pq(Q:"P,5
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。 /iw$\F |8
轴尺寸设计见附录 VxAG=E
4G3u8)b=
HPc~wX
[aF"5G
9q ]n&5
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3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 D67z6jep(
(1)轴上受力分析 L;=3n[^x
轴传递转矩 ?-'GbOr!
nG%<n
齿轮上圆周力 SB`xr!~A]
p_i',5H(
径后力 gnadx52FP
BP@V:z
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 %<|cWYM="z
运输带工作拉力为2500N #~4;yY\$I
压轴力简单计为5000N a-lF}P\
(2)受力图 sB!6"D5
IdCE<Oj\
JkQ\r$Y.
'$[a-)4
IP^1ca#<
P?@o?
h0C>z2iH
)<$<9!L4x
Mp(;PbVD
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) 6R*eJICN
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 +:W? :\
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同理 iBmvy7S?
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) o6:@j#b
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(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) ..w$p-1
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 TmK8z
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②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) MHGaf`7ro
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