文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 5OP`c<
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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。 f4('gl9
1.运输带工作拉力F=2.5 KN !|G(Yg7C
2.运输带工作速度V=1.4 M/S wts:65~
3.滚筒直径 D=200 mm 8v92Ng7
4.滚筒效率n=0.96 ~H6;I$e[
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; YJF#)TkF
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 !~iGu\y
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 >_ \<E!j
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 C !x/
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部件:1电动机 n!ok?=(kQ
2V带传动或链传动 `,Vv["^ PB
3减速器 FG-L0X
4联轴器 3I=kr
5输送带 NCS!:d:Ry
6输送带鼓轮 jUMf6^^
传动方案设计如下: =U-r*sGLN
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二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 b!>\2DlyJ
Hgc=M
1. 选择电动机的类型 !sSQQo2Sv
按工作要求和条件,选用Y系列一般用途全封闭式鼠笼型三相异步电动机 ik,lSTBD
2. 确定电动机的容量 }E^S]hdvz
电动机所需功率由公式 ^s/
Pd=Pw/ηa (KW) ;&;W
T
Pw=Fv/1000ηw wdE?SD s
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) +SXIZ`
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: !$qKb_#nC
ηa=η带η²轴η齿η链 wFn[9_`*
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 xycH~ ?
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 }OShT+xeX
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW K`:=]Z8
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW Y;J *4k]
3 确定电动机的转速 P* #8ZMA<
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) /'DwfX
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. ?>uew^$d[w
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 NC23Z0y
符合这一范围的电动机同步转速有:750,1000,1500(r/min)三种,选用同步转速1000 (r/min)时,电动机的重量,价格及V带传动和减速器的传动比都比较合适,因此选定电动机型号为Y132M-6满载转速为nm=960(r/min). H-t|i
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 N_wp{4 0/
(1) 求传动比 {5Lj8N5
由选定的电动机的满载转速nm和工作机构转速nw,可求得传动装置的总传动比为: 8^ep/ b&|
ia=na/nw =960/114.6=8.038 V-W'RunnW
(2) 分配传动装置传动比 t=wXTK5"
ia=i带i减 X~U >LLr
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 -e -e9uP
则i减=ia/i带=3.35 cSD{$B:
5.传动装置的运动和运动参数的计算 I+?hG6NM
(1) 各轴功率 _]>JB0IY
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) C*~aSl7
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) %IZ)3x3l
(2) 各轴扭矩 !>.vh]8g
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) M].8HwC +
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) 9(1rh9`=
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n=1000 !XE aF]8
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电动机 型号为Y132M-6 '&yg{n
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i带=2.5 .(Y6$[#@
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TI=85.76N/m |"7Pv
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) kA?_%fi1
(3) 各轴转速 L:f)i,S"5q
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) UZxmhsv
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) h[Tk;h
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三.V带传动设计 <9N4"d!A
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 ;Jo*|pju
该系统载荷变动小,工作条件不是很恶劣,所以工况系数选用为1.2, 3 2y[
设计功率Pd=KAP kW yA}nPXrd
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, Rp4FXR jC
由转速在满载时为960r/min ,\>g
查表得 p">WK<N
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四 .传动零件的计算 w6%l8+{R
设计一般用途的传动零件 gX/|aG$a!U
1. 选择材料 % cU-5\xF
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。 A[K:/tB
2. 按齿面接触强度确定主要参数 B[C7G7<B
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 0m
qSA
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) ?SBh^/zf
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. hLu&lY
R65;oJh
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) ^XtHF|%0T
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 $[WN[J
σHlim1=580N/mm²(碳钢调质)根据HBS2=188 查得σHlim2=530 N/mm²(碳钢正火).ZN为接触疲劳强度的寿命系数,由N=60ant得:当a=1时,n1=384r/min 0^-z?Kb<}
t=15x300x16=72000h S^*(ALFPj
N1=60x384x72000=1660000000 <t% Ao,"
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 dP$y>%cB
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) *9\oD~2Y
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 KB$ vQ@N
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² = .fc"R|<K
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² :0i#=ODR
#u!y`lek
W+fkWq7`Xx
hg)!m\g
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K为1.4. zwF7DnW<<
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[σH1]= 580N/ mm² v:!7n
[σH2]= 557 N/ mm² iz$v8;w
Q}`2Y^.
计算时的以小值代入 pRa oR
为齿数比. ?7uStqa
将各参数代入得 bC>yIjCTn
UBpM8 /U
iKCTYXN1(
则 ff2.|20
的标准 o8yEUnqN
中心距为 3]5&&=#
^~hhdwu3a
由于齿轮传动须装入箱体,现a为小数,结加工和测量带来不便,应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿,调整后位动比误差 只要在3-5%内, 因此Z2=93则a=150mm x#!{5;V&K
i实 ocuNrkZ
合要求。 7{6cLYl
故分度 圆直径 &Cn9
k3E\R
2+hfbFu,1
齿度 Hr64M0V3B
}][|]/s?42
3、校核齿根弯曲强度 ?F_;~
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d1=59mm r5$?4t
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Z1=27 8Nl|\3nl-
Z2=90 c$UpR"+
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d1=67.5759 ur quVb
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为齿形系数,查得 >Ti2E+}[M
9^h%}>
为应力,修正系数,查得 K@u."eaD
|ssIUJ
为 用弯曲应力,由 *"bp}3$^^
查得 sNpBTG@{l
.BB:7+
为弯有疲劳强度的寿命系数 "ddH7:(k<
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查得 6G})h!
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故 gd,%H@3
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将各参数代入 Tsp-]-)
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所以大小齿轮弯曲强度足够 }O
4、确定齿轮的主要几何尺寸
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分度圆直径: 0z#kV}wE
Af<>O$$6
齿顶圆直径: 8E[`H
eR`<9KBH
齿跟圆直径: ;P~S/j[ 8
e6'O,\
齿宽: !
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b1=b2+(5-10)=80-85取80 r ngw6?`n-
中心距 1D6O=j\
5、确定齿轮制造精度 AMz=HN
A,)ELVk1F
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 #{,IY03
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1=109.3N/mm dR:iUw:V
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2=103.3N/mm $t}1|q|
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d1=67.5mm t7FQ.E,T
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d2=232.5mm |lV9?#!
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da1=72.5mm d2sq]Q
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da2=237.5mm K/cK6Yr
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dF1=61.25mm w}q"y+=Z:
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dF2=226.25mm =i?,y +<
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GJ,在零件上标示为8-GJGB10098-88,大轮齿厚偏差为KK,在零件工作图上标示为8-HKGBl0095-88。 ZRGZ'+hw
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五、轴的设计计算 -Xxu/U})%
1、选择轴的材料,确定许用应力,选用45号钢。调质处理,查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 m$E^u[
j
#I:6yA3
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 k#Ez
4$zFR}f
$]H=
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% `f6)Q`n
*)`kx
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。 2^ ,H_PS
轴尺寸设计见附录 Y(
$Ji12
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M.ZEqV+k
`Yx-~y5X
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3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 jM5_8nS&d
(1)轴上受力分析
4%g6_KB
轴传递转矩 0U82f1ei
DtzA$|Q}
齿轮上圆周力 p?+lAbe6H
=n@F$/h
径后力 R K"&l!o
$%7I:
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 dB@Wn!Y
运输带工作拉力为2500N #yW.o'S+
压轴力简单计为5000N -O|&