文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 JyX7I,0
G;%Pf9o26
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。 Ur]~>-Z
1.运输带工作拉力F=2.5 KN )2P4EEs[
2.运输带工作速度V=1.4 M/S @9QtK69
3.滚筒直径 D=200 mm 2S\~
4.滚筒效率n=0.96 7gV"pa
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; hC.7Z]
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 wZECG-jr/
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 2\z"6
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 Eqg(U0k0
部件:1电动机 RJ_ratKN*g
2V带传动或链传动 &!{wbm@
3减速器 a9q68
4联轴器 !$>d75zli
5输送带 nJ|8#U7
6输送带鼓轮 2b]'KiX
传动方案设计如下: $e|G#mMd-
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二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 d>NElug
Y-n*K'
1. 选择电动机的类型 #:z.Br`
按工作要求和条件,选用Y系列一般用途全封闭式鼠笼型三相异步电动机 E/LR(d_
2. 确定电动机的容量 Gw3|"14
电动机所需功率由公式 ?D\6CsNp(2
Pd=Pw/ηa (KW) v%V$@MF
Pw=Fv/1000ηw vN7a)s
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) g!D?Yj4
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: J}KATpHs
ηa=η带η²轴η齿η链 mN_RB{g{
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 ^Ebaq`{V\'
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 a)4.[+wnRf
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW X'ryfa1|
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW s9qr;}U.`
3 确定电动机的转速 rayC1#f
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) <<v,9*h
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. zXvAW7
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 MVs@~=
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). ZC@ 33Q(
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 ?gY^,Ckj
(1) 求传动比 'mXf8
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: SHOg,#mV
ia=na/nw =960/114.6=8.038 0+}42g|_ Z
(2) 分配传动装置传动比 b<P9@h~:
ia=i带i减 U
]`SM6
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 BRPvBs?Q,{
则i减=ia/i带=3.35 75u/'0~5
5.传动装置的运动和运动参数的计算 4`yCvPu
(1) 各轴功率 ) kfA5xi[
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) U}~SY
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) L%}k.)yev
(2) 各轴扭矩 lRF04
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) ARGtWW~:
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) [`BMi-WQ
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n=1000 P%A;EF~v
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电动机 型号为Y132M-6 s {p-cV
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i带=2.5 !K-lO{Z^
i减=3.35 47 xyS%X
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TI=85.76N/m <ZcJC+k
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) OJ^kESrm8
(3) 各轴转速 y.(Yh1
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min)
V`7
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) \{``r
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三.V带传动设计 aM5Hp>'nI
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 <nvzNXql
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, qs$w9I
设计功率Pd=KAP kW ZrNBkfe:
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, "?AJ(>wP
由转速在满载时为960r/min m!-R}PQC
查表得 dDrzO*a\
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四 .传动零件的计算 ,HwOMoP7
设计一般用途的传动零件 ;3&HZq6Z (
1. 选择材料 ' 1D1y'
小齿轮选用45号钢调质,大齿轮用45号钢正火,查表得小齿轮齿面硬度HBS=217-255,大齿轮齿面硬度为160-217,计算时取平均值小齿轮为236,大齿轮为188。 W3A9uk6
2. 按齿面接触强度确定主要参数 r:5u(2
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 Yu:!l>
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) H{g&yo
Φd为齿宽参数;由表知软齿面对称布置时φd=0.8214,由于是单级传动,速度低,轴的刚性较大,因此φd=1.1,K为载荷系数,对带式运输机,载荷平稳,且齿轮相对于轴承为对称布置,取K为1.4. s
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J0UF(
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) -"5r-q q*
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 LLPbZ9q
σHlim1=580N/mm²(碳钢调质)根据HBS2=188 查得σHlim2=530 N/mm²(碳钢正火).ZN为接触疲劳强度的寿命系数,由N=60ant得:当a=1时,n1=384r/min XXy&1C
t=15x300x16=72000h 7gQ2dp
N1=60x384x72000=1660000000 \@$V^;OP/
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 -Q"
N;&'[&
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) \+>g"';f
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 N*'d]P2P`J
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² ?@H/;hB[|
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² ~y>N JM>1
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[σH1]= 580N/ mm² v_I)eac z
[σH2]= 557 N/ mm² 0%"sOth
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计算时的以小值代入 d< b ,].
为齿数比. %SJFuw"
将各参数代入得 Rp_)LA
Q$8K-5U%
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则 B-W8Zq#4>
的标准 um*!+Q
中心距为 @aUQy;
!Hx[
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由于齿轮传动须装入箱体,现a为小数,结加工和测量带来不便,应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿,调整后位动比误差 只要在3-5%内, 因此Z2=93则a=150mm >6A8+=
i实 rvp#[RAaS}
合要求。 LW*v/`@
故分度 圆直径 6 B*,Mu4A
"RLv{D<)J,
齿度 R>R8LIZZc
(X~JTH:e/
3、校核齿根弯曲强度 t>JPK_b0
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d1=59mm tPaNhm[-q7
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Z2=90 nWFU8u%
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d2=232.5 \k.W
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1.I58(0~+
为齿形系数,查得 `oOVR6{K9
nd~O*-uYg
为应力,修正系数,查得 4WP@ F0@n3
'a G`qPB
为 用弯曲应力,由 <op|yh3Jkk
查得 ).IK[5Q`
zI"1.^Trn
为弯有疲劳强度的寿命系数 T\w{&3ONm
QC6:ZxP
查得 LG;U?:\
P(aN6)D
故 ?H!QV;ku
2?@Ozr2Uh
将各参数代入 L~E|c/
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所以大小齿轮弯曲强度足够 @4Lol2
4、确定齿轮的主要几何尺寸 *2
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分度圆直径: B1TWOl?d{
Qp +M5_
齿顶圆直径: Z GrDa
')ZZ)&U>z
齿跟圆直径: bycnh
c]NZGn*
齿宽: %II o
b1=b2+(5-10)=80-85取80 D&1(qi=x&
中心距 ;&XC*R+
5、确定齿轮制造精度 w,LB
n$<n
Yr`X
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 k0,]2R
ZUS06#t}
1=109.3N/mm 04:QEC"9mj
8zQN[[#n
Li9>RY+3
T}Wse{
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j+Q+.39s-~
2=103.3N/mm ,%U\@*6=
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g#o9[su
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d1=67.5mm w`[`:H_z
e8{!Kjiz
d2=232.5mm r ?z}TtDp
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da1=72.5mm OV`li#H
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da2=237.5mm BOv ^L?)*Z
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dF1=61.25mm )1f.=QZN^;
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dF2=226.25mm o0TB>DX$`
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a=150mm f/U~X;
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"g5MltH
K4b2)8
GJ,在零件上标示为8-GJGB10098-88,大轮齿厚偏差为KK,在零件工作图上标示为8-HKGBl0095-88。 8F/zrPG
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kArF Gb2c
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五、轴的设计计算 fr}.#~{5Y
1、选择轴的材料,确定许用应力,选用45号钢。调质处理,查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 /x\~5cC
UK)wV
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 @?gRWH;Pq
'=J|IN7WT
U|8?$/*\
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% i?,\>LTG
Bq,MTzxD
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。 z'\BZ5riX<
轴尺寸设计见附录 :k2J
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}S%}%1pG7
$?9u;+jIR
3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 H~:g=Zw
(1)轴上受力分析 ;a[3RqmKW
轴传递转矩 jU }
89W8cJ$yW
齿轮上圆周力 T,B%iZ gCh
@[1,i~H
径后力 \2Kl]G(w%y
yK mHTjX=
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 i,L"%q)C
运输带工作拉力为2500N tq*{Hil>P`
压轴力简单计为5000N i6i;{\tc
(2)受力图 R5 EC/@
[p)2!]y
VotI5O $
:]* =f].
YP{mzGdE&