文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 6=kd4'yV
vx
,yz+yP
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。 sVC5<?OW!p
1.运输带工作拉力F=2.5 KN tl4;2m3w
2.运输带工作速度V=1.4 M/S z^oi15D|{
3.滚筒直径 D=200 mm LD6fi
4.滚筒效率n=0.96 Z@h]dU5%a
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; 4s"HO/
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 59ivL6=3
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 g=%W"v
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 '2
)d9_ w
部件:1电动机 62zlO{ >rJ
2V带传动或链传动 3oIoQj+D
3减速器 b"zq3$6*
4联轴器 J
L Z
5输送带 .58AXg
6输送带鼓轮 Cr[#D$::`
传动方案设计如下: gr7W&2x7\
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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 QzS{2Y[OQ
;Lu}>.t
1. 选择电动机的类型 +wio:==
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 :b
;5O3:B
2. 确定电动机的容量 6Qo6T][
电动机所需功率由公式 .a^/r'?
Pd=Pw/ηa (KW) 'DIE#l`
Pw=Fv/1000ηw N[mOJa:
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) uD5i5,q1Hs
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: me9RnPe:
ηa=η带η²轴η齿η链 0zfrx-'zN
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 8G@FX $$Q
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 O_:Q#
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW sS0psw1
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW HnpGPGz@F
3 确定电动机的转速 5jV]{ZV#
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) ](W#Tj5-
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. BujWql
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 ;Rt,"W)
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). Z]6D0b
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 W}e5 4-lu
(1) 求传动比 </}[x2w?]
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: &Y,Rm78
ia=na/nw =960/114.6=8.038 M\GS&K$lq
(2) 分配传动装置传动比 B^OhL!*tI
ia=i带i减 WT0U)x( m5
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 <k)rfv7
则i减=ia/i带=3.35 }{ P}P}
5.传动装置的运动和运动参数的计算 i^W\YLE
(1) 各轴功率 ;m\(fW*ii
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) t EN%mK
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) 2vur_`cV
(2) 各轴扭矩 )PwDP
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) aH~il!K
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) Ufk7%`
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n=1000 +Y\#'KrA
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电动机 型号为Y132M-6 t
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i带=2.5 c-3? D;
i减=3.35 4u;W1=+Vn
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TI=85.76N/m LX3 5Lt
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) ruA!+@or
(3) 各轴转速 !W6]+
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) >Rr]e`3wG
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) NTn-4iJy
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三.V带传动设计 !#Ub*qY1Z
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 //xK v{3fI
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, C|*U)#3:F
设计功率Pd=KAP kW tZB"(\
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, -XRn%4EX?
由转速在满载时为960r/min ;p)RMRMg
查表得 jb|al[p\
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四 .传动零件的计算 H@xHkqan
设计一般用途的传动零件
f@@7?5fW
1. 选择材料 /8#e < p
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。 u{- @,-{
2. 按齿面接触强度确定主要参数 c>Tf@Aog>
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 <78*-Ob
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) Ij>G7Q*d
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. Z=9<esx
25PZ&^G8%
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) 3D-0
N0o
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 Q7.jSL6
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 $Ge0<6/
t=15x300x16=72000h "XQ3mi`y
N1=60x384x72000=1660000000 iE EP~
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 S zNZY&8
f
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) " Tk,
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 Kf-XL),3l
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² ;`O9YbP#
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² Ze!/b|`xI
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k( Ik+=u
BL~#-Mm<|l
[σH1]= 580N/ mm² "@5qjLz]
[σH2]= 557 N/ mm² $}IG+,L
ck%.D%=
计算时的以小值代入 s$zm)y5
为齿数比. \03<dUA6
将各参数代入得 r@zs4N0WP
Zn0a)VH%
VFM!K$_
则 DE7y\oO]
的标准 $tF\7.e@
中心距为 {0lu>?<
:ssj7wl :
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 $0x+b!_l@
i实 *- ~GVe
合要求。 am!ssF5s
故分度 圆直径 YcV^Fqi!
HL]J=Gh
齿度 P3YM4&6XA
4s~X
3、校核齿根弯曲强度
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`mW~ {)x
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d1=59mm Yyar{$he
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9G2rVk
为齿形系数,查得 q2J|koT
kr~n5WiAZ
为应力,修正系数,查得 64#Ri!RR}
E9>z.vV
为 用弯曲应力,由 ZO/Jf Jn~
查得 nA_'jl
[e
ztu9
为弯有疲劳强度的寿命系数 xM!9$v
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查得 ?wlRHVZ
{4A,&pR
故 7gV9m9 #
*xpn-hCp<
将各参数代入 CJCxL\
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所以大小齿轮弯曲强度足够 Zqe$S
+u
4、确定齿轮的主要几何尺寸 u&S0
分度圆直径: `i(b%$|^&Z
e4Qjx*[G
齿顶圆直径: t CO?<QBE
p6BDhT(RS
齿跟圆直径: 0U*f"5F
c;"e&tW
齿宽: 9)S3{i6w
b1=b2+(5-10)=80-85取80 +2eri_p
中心距 NrXIaN
5、确定齿轮制造精度 gfIS
c u";rnj
查表确定齿轮第 II公差组为8级精度,第I,III公差与II组同为8级,并按设计手册资料推荐确定齿厚偏差。小轮为 TW(X#T@Z6I
wzxV)1jT
1=109.3N/mm 6la'\l#
N;-%:nC
J
%A=
)7+z/y+[n
2(~Zl\
5RWqHPw+
2=103.3N/mm iZ}c[hC'3`
3o>JJJ=]
nu1XT 1q1
aj1,h)P
GJQ>VI2cY
d1=67.5mm 0nD?X+ u
\*{Mg wF
d2=232.5mm ST[TKL<]
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da1=72.5mm pi#a!Quf\
Z+6WG
da2=237.5mm d6[' [dG
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dF1=61.25mm 7 qn=W
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dF2=226.25mm Btzes.
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z>,tP
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C<T6l'S{?
a=150mm iQ2}*:Jc$
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k}nGgd6XD
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}m^^6h
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。 /!t:MK;
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大轮8-HKGBl0095-88 qSD`S1'2;
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G(F=6L~;
五、轴的设计计算 Gw6!cp|/
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 r`+G9sj3U
23bTCp.d
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 fv*
$=m
rT4q x2 u
pf yJL?_%
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% w; f LnEz_
CA$|3m9)NM
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。 EQHCw<e
轴尺寸设计见附录 2`FDY3n
o9]!*Y!RA
Ne1W!0YLK
r=RiuxxTq
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3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 _J_QB]t
(1)轴上受力分析 ]L\]Ll;
轴传递转矩 gI+dyoh
% )}rQqQ
齿轮上圆周力 H5A7EZq}`
;xu&%n[6@
径后力 #b;TjnC5{$
'W p~8}i@
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 I-/-k.
运输带工作拉力为2500N qI2&a$Zb$
压轴力简单计为5000N 0(^N
(2)受力图 ooN?x31
s`dUie}y<
G4n-}R&'
(S63:q&g
gt(!I^LHYc
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) U{8x.CJ]
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 +qM2&M
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同理 IMHt#M`
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) Jr,**,wA
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(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) l#3jJn
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 \S)cVp)h
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②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) 94u~:'t>V
截面c的变矩 t^g+nguz
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MHC右=-280307Nmm Kj#h9e
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截面B的弯矩 {"\pMY'7
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) P7;q^jlB
t[\6/`YH
(6)作扭矩aT图g) `k3sl
0z%
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 -8&P1jrI
gg$:U
(7)求出量变矩并作当量变矩图h) OQ4rJ#b
2Kw i4R
(8)校核轴危险截面的强度 /B5rWJ2AS
由图h)知轴上当量变矩最大的截面左右,轴承支点的B处,故校核该截面的当量应力。 +A2}@k
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六.滚动轴承的选择计算 _kQOax{c/
由于减速器为直齿圆柱齿轮,载荷平稳,轴向冲击小,故选用深沟球轴承,由轴尺寸,初步选定驱动滚筒的轴Ⅱ上为深沟球轴承6309,带轮轴承选用6308,根据轴设计计算知只需验证驱动滚筒的那个轴承即可。 YG>6;g)Zm
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 2G}@s.iE
.
"`f~s\G
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N wO"ezQ
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 2m2$jp0
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) TV(%e4U=
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 u1/q8'RW
代入得Cr=38205 ".
wG~H
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 Hu$JCB-%
七、键的选择和计算 qX*Xo[Xp
由轴设计知,运用C型键,键长40mm ?f=7F
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工作长度 ,键高8mm CpC6vA.R
接触高度 =<z~OE'lV
:6}cczQE|O
qF4DX$$<
查表 M[KYt"v
知键合适 bE2{^5iG
八. 联轴器选择 :c0 |w
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。 +fG~m:E
九.润滑与密封方式选择 (eO_]<wmky
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。 anFl:=
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选用6308和6309深沟球轴承 S{qn^\0
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书,有意请进。