文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 f1$'av
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设计一带式输送机使用的V带传动或链传动及直齿圆柱齿轮减速器。设计参数如下表所示。 le|Rhs%Z%
1.运输带工作拉力F=2.5 KN C~-.zQ$
2.运输带工作速度V=1.4 M/S I7
= 4%)A
3.滚筒直径 D=200 mm ,;@vVm'}
4.滚筒效率n=0.96 =91wC
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; kNd(KQ<.17
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 64UrD{$o
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 h!mx/Hx
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 B#;6z%WK
部件:1电动机 a=4 `C*)
2V带传动或链传动 ";U#aK1p
3减速器 HcQ)XJPK
4联轴器
m:D0O]2
5输送带 A2.GNk
6输送带鼓轮 ^WkqRs
传动方案设计如下: xj[v$HP
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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 *FC|v0D
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1. 选择电动机的类型 '@
p464
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 9~$E+m(
2. 确定电动机的容量 MBLDxsZ-
电动机所需功率由公式 WgG$ r
Pd=Pw/ηa (KW) BJ\81 R
Pw=Fv/1000ηw 4;>HBCM4-
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) s|:1z"q
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: +Wgfxk'{
ηa=η带η²轴η齿η链 8^D1u`
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 bo@
?`5
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 OSLZ7B^
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW s&'FaqE
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW 00s)=A_
3 确定电动机的转速 Vy| 4k2
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) -j2y#aP
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. ?=^\kXc[
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 /]j{P4
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>&dK|/
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 "\`Fu
(1) 求传动比 DTM(SN8R+n
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: 1%R${Qhr
ia=na/nw =960/114.6=8.038 `w`N5 !
(2) 分配传动装置传动比 im9EV|;
ia=i带i减 $'_Q@ZBq
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 67&Q<`V1*q
则i减=ia/i带=3.35 rw3tU0j
5.传动装置的运动和运动参数的计算 DEhR\Z!
(1) 各轴功率 }cGILH%
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) ';8 ,RTe
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) T}1"
(2) 各轴扭矩 );TB(PQsBT
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m)
8IWT;%
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) dmv0hof
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n=1000 s_RK x)w@
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电动机 型号为Y132M-6 ^c(r4#}$"
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TI=85.76N/m O/ItN5B
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) -bdWG]w"
(3) 各轴转速 edcz%IOM(
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) +$VDV4l
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) V6_":L"!
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三.V带传动设计 "!Hm.^1
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。
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该系统载荷变动小,工作条件不是很恶劣,所以工况系数选用为1.2, OF!n}.O(
设计功率Pd=KAP kW 6WLq>Jo
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, >lO]/3j1
由转速在满载时为960r/min f2Tz5slE
查表得 TP=#U^g*
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四 .传动零件的计算 t kJw}W1@
设计一般用途的传动零件 IY='tw
1. 选择材料 x8]5> G8(r
小齿轮选用45号钢调质,大齿轮用45号钢正火,查表得小齿轮齿面硬度HBS=217-255,大齿轮齿面硬度为160-217,计算时取平均值小齿轮为236,大齿轮为188。 7;T6hKWV[
2. 按齿面接触强度确定主要参数 _Bp{~-fO
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 ;n)9
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) !\ckUMZ\
Φd为齿宽参数;由表知软齿面对称布置时φd=0.8214,由于是单级传动,速度低,轴的刚性较大,因此φd=1.1,K为载荷系数,对带式运输机,载荷平稳,且齿轮相对于轴承为对称布置,取K为1.4. '8$*gIQ8
?pF7g$>q
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) *)6:yn
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 \LQ?s)~
σHlim1=580N/mm²(碳钢调质)根据HBS2=188 查得σHlim2=530 N/mm²(碳钢正火).ZN为接触疲劳强度的寿命系数,由N=60ant得:当a=1时,n1=384r/min +l "z
t=15x300x16=72000h sr+Y"R
N1=60x384x72000=1660000000 {|;5P.,l
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 9 ^G.]W]
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) VX!UT=;
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 #@*;Y(9Ol
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² 0KQDw
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² -f+U:/'.>v
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[σH1]= 580N/ mm² MH"{N
"|
[σH2]= 557 N/ mm² #E[{
v<*ga7'S
计算时的以小值代入 CXb-{|I}d
为齿数比. /[[_}\xI%
将各参数代入得 F"3LG"
n9Mi?#xIp
2:31J4t-<
则 x*8lz\w
的标准 .{cka]9WJz
中心距为 B.wRZDEvc
:YL`GSl
由于齿轮传动须装入箱体,现a为小数,结加工和测量带来不便,应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿,调整后位动比误差 只要在3-5%内, 因此Z2=93则a=150mm -~nU&$ccL
i实 px@:t}
合要求。 ?2Q9z-$
故分度 圆直径 &f}a` /{@
t0[H_
齿度 YbMeSU/sX
8\z5* IPGs
3、校核齿根弯曲强度 4LO U[D
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d1=59mm WaU+ZgDrG
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Z1=27 E7A psi4]
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d1=67.5759 W[pOLc-
d2=232.5 DuESLMhz
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为齿形系数,查得 12 8aJ
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为应力,修正系数,查得 st-
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为 用弯曲应力,由 kJQH{n+)R
查得 [HRry2#s
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为弯有疲劳强度的寿命系数 i-.]onR
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查得 sj9j47y
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故 1 X8P v*,
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所以大小齿轮弯曲强度足够 $}JWJ\-]
4、确定齿轮的主要几何尺寸 d$HPpi1LL
分度圆直径: 7n[0)XR>
x"P@[T
齿顶圆直径: 6J<R;g23R]
{#,?K
齿跟圆直径: E/hO0Ox6
$#-O^0D
齿宽: ODxCD%L
b1=b2+(5-10)=80-85取80 (z:qj/|
中心距 /], 9N
5、确定齿轮制造精度 b/d1(B@
-#Jp@6'k%
查表确定齿轮第 II公差组为8级精度,第I,III公差与II组同为8级,并按设计手册资料推荐确定齿厚偏差。小轮为 'F^1)Ga$
*{(tg~2'(
1=109.3N/mm [JEf P/n|.
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dN@C)5pm5`
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2=103.3N/mm @CS%=tE}U
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d1=67.5mm Y o\%53w/
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d2=232.5mm _FCg5F2U
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da1=72.5mm -0+h&CO
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da2=237.5mm n2Y a'YF
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dF1=61.25mm /}k?Tg/
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dF2=226.25mm }?*$AVs2q
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五、轴的设计计算 x|<89o
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1、选择轴的材料,确定许用应力,选用45号钢。调质处理,查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 \k*h& :$
IT\
x0b cv
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 !gFUC<4bu
2^=.jML[
]LZ,>v
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% F9C3i
ob"yz }
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。 Y!lc/[8
轴尺寸设计见附录 VNWa3`w
,{u'7p
%&b70]S(
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3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 ,<lxq<1I
(1)轴上受力分析 P#H#@:/3
轴传递转矩 G5Ci"0
\ooqa<_
齿轮上圆周力 ~^.&nph
Ss u{Lj
径后力 ED/-,>[f
'3o0J\cz
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 ;f-|rC_"
运输带工作拉力为2500N &,Q{l$`X
压轴力简单计为5000N skcMGEB
(2)受力图 81_3{OrE<
|Z;wk&
ZZC=
7FB
Z-<v5aF
+29;T0>a
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) twu6z5<!-=
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 o7T|w~F~R
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同理 .E}});l
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) ~Op1NE
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(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) "|G,P-5G"
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 lhI;K4#
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②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) P&tK}Se^V
截面c的变矩 ;dFe >`~
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截面B的弯矩 }0*ra37z>
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) %[\x%m)
0 ,Qj:
(6)作扭矩aT图g) `V):V4!j),
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 FR,#s^kF
h"1"h.
(7)求出量变矩并作当量变矩图h) ^$+f3Z'
,cy/fW
(8)校核轴危险截面的强度 O<Sc.@~
由图h)知轴上当量变矩最大的截面左右,轴承支点的B处,故校核该截面的当量应力。 Hv gK_'
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MC右=28820Nmm wwK~H
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六.滚动轴承的选择计算 ]^yV`Z8
由于减速器为直齿圆柱齿轮,载荷平稳,轴向冲击小,故选用深沟球轴承,由轴尺寸,初步选定驱动滚筒的轴Ⅱ上为深沟球轴承6309,带轮轴承选用6308,根据轴设计计算知只需验证驱动滚筒的那个轴承即可。 y+
6`|
h_
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 Aj8l%'h[
z9k*1:
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N P3wU#qU
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 ?
-v
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) '2Q.~6
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 Fe_::NVvk
代入得Cr=38205 {f`lSu
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 fs2mN1
七、键的选择和计算 Mv/IMO0rR
由轴设计知,运用C型键,键长40mm egZyng
pB
工作长度 ,键高8mm JwN}Jm
接触高度 o|z+!,
\]Y\P~n
V+qFT3?-
查表 C-s>1\I
知键合适 EpRXjz
八. 联轴器选择 Zvd ;KGO(a
轴外直径为30选用弹性套柱联轴器(GB4323—84)公称扭矩为125N.m,许用转速为3600r/min,而轴I扭矩为85.76,转速为960r/min,知远远合乎要求。 52>[d3I3
九.润滑与密封方式选择 SL[rn<x|
由工作环境及载荷,由于该系统工作环境不是十分恶劣,载荷比较平稳,故选用SY1172—08号润滑油,密封方式见图纸。 j4E H2v
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选用6308和6309深沟球轴承 Jb(DJ-&
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书,有意请进。