文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 +bWo{
fECmELd
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。 9HlM0qE5b
1.运输带工作拉力F=2.5 KN ;;EFiaA
2.运输带工作速度V=1.4 M/S XhOg>
3.滚筒直径 D=200 mm grJ(z)c
4.滚筒效率n=0.96 Ti#x62X{
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; RF\h69]:I
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 AJP-7PPD
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 ]\3<UL
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 ]:4\rBR3
部件:1电动机 m`@~ZIa?>B
2V带传动或链传动 xQqZi b5I
3减速器 48mTL+*
4联轴器 ;#7:}>}rO
5输送带 GGGz7_s
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6输送带鼓轮 5N|hsfkx
传动方案设计如下: 9['>$ON
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二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 w:@W/e*9N
Ve\P ,.
1. 选择电动机的类型 IFF3gh42.
按工作要求和条件,选用Y系列一般用途全封闭式鼠笼型三相异步电动机 3 bll9Ey
2. 确定电动机的容量 Ct9*T`Gl
电动机所需功率由公式 ^1z)\p1
Pd=Pw/ηa (KW) &,iPI2`O A
Pw=Fv/1000ηw D
P+W*87J
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW)
uE3xzF
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: qJEtB;J'
ηa=η带η²轴η齿η链 8jU6N*p/
按表4-1的V带传送速率η带=0.95,滚动轴承η轴=0.98,齿轮传动效率η齿=0.97,联轴器效率η联=0.99.则ηa=0.95 x 0.98 ² x 0.97 x 0.99 = 0.88 2p8}6y:}7
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 l =^ ^l`
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW <~35tOpv
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW "AHuq%j
3 确定电动机的转速 jI,?*n<
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) +&8'@v$
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. 7N[Cs$_]
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 53)*i\9&
符合这一范围的电动机同步转速有:750,1000,1500(r/min)三种,选用同步转速1000 (r/min)时,电动机的重量,价格及V带传动和减速器的传动比都比较合适,因此选定电动机型号为Y132M-6满载转速为nm=960(r/min). : tcqb2p
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 3[}w#n1
(1) 求传动比 6eHw\$/
由选定的电动机的满载转速nm和工作机构转速nw,可求得传动装置的总传动比为: d}(b!q9
ia=na/nw =960/114.6=8.038 b?%Pa\,!
(2) 分配传动装置传动比 )5U2-g#U
ia=i带i减 R:t
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 -JfO} DRI
则i减=ia/i带=3.35 'v'=t<wgl
5.传动装置的运动和运动参数的计算 E _j=v
\
(1) 各轴功率 !DNk!]|
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) &xMQ
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) TM^.y
Y
(2) 各轴扭矩 *d$r`.9j
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) [gxH,=Pb
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) $SPA'63AC
_/)HAw?k
n=1000 G=qT{c8Q
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电动机 型号为Y132M-6 >'|Wrz67Z
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V"R ,omh
YKG}4{T
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i带=2.5 ipn0WQG
i减=3.35 g RBbL1
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Jyo(Etp
TI=85.76N/m G>w+J'7
TwLQ;Q
tA]Y=U+Q
TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) `CF.-Vl3J#
(3) 各轴转速 ^A' Bghy
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) m. "T3K
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) M5<cHE
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三.V带传动设计 *, RxOz2=
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 Imm|5-qJ
该系统载荷变动小,工作条件不是很恶劣,所以工况系数选用为1.2, DA-W =Cc
设计功率Pd=KAP kW I!uGI
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, P|{Et=R`1
由转速在满载时为960r/min [*|QA9
查表得 xFy%&SKHg
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四 .传动零件的计算 3+_
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设计一般用途的传动零件 &;%z1b>F
1. 选择材料 1N_Gk&
小齿轮选用45号钢调质,大齿轮用45号钢正火,查表得小齿轮齿面硬度HBS=217-255,大齿轮齿面硬度为160-217,计算时取平均值小齿轮为236,大齿轮为188。 swBgV,;
2. 按齿面接触强度确定主要参数 :D>afC8,
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 .X;zEyd
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) TU-4+o%;
Φd为齿宽参数;由表知软齿面对称布置时φd=0.8214,由于是单级传动,速度低,轴的刚性较大,因此φd=1.1,K为载荷系数,对带式运输机,载荷平稳,且齿轮相对于轴承为对称布置,取K为1.4. kgX"LQh;[G
3TRzDE(J
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) K 9ytot
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 Ny@CP}
σHlim1=580N/mm²(碳钢调质)根据HBS2=188 查得σHlim2=530 N/mm²(碳钢正火).ZN为接触疲劳强度的寿命系数,由N=60ant得:当a=1时,n1=384r/min @hlT7C)xK
t=15x300x16=72000h JM-spi o
N1=60x384x72000=1660000000 hlpi-oW`
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 9 wun$!>&
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) NW'rqgG
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 GHaOFLY
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² (c X;a/BR
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² fb7Gy
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K为1.4. *C81DQ
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L *a:j
[σH1]= 580N/ mm² E8_j?X1
[σH2]= 557 N/ mm² :fo.9J
CH!>RRF
计算时的以小值代入 42* y27Dtm
为齿数比. nQe^Bn
将各参数代入得 ~#z8Q{!O
Rra3)i`*
%w+"MkH
_
则 <gvuCydsh
的标准 b.h:~ATgN
中心距为 'R'P^
<>=A6
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
G@Ha
t
i实 F#0y0|
合要求。 ]>j>bHG
故分度 圆直径 m=g\@&N
up(6/-/.7
齿度 PxuE(n V[
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K
3、校核齿根弯曲强度 RKI BFP8.
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d1=59mm MR= dQc
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d2=232.5 +#;t.&\80N
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!~j-5+DI
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为齿形系数,查得 -`f 1l8LD2
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为应力,修正系数,查得 b] EC+.
@K=:f
为 用弯曲应力,由 :@~Nszlb
查得 qS9z0HLE
5bj9S
为弯有疲劳强度的寿命系数 6"o,)e/z
5~R1KjjvA
查得 sahXPl%;U
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故 fb=[gK#*,
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将各参数代入 JK%UaEut=
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s(8e)0Tl
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所以大小齿轮弯曲强度足够 aflBDo1c
4、确定齿轮的主要几何尺寸 miB+'n"zS
分度圆直径: /_!Ed]
^0g!,L
齿顶圆直径: 2rWPqG4e
NI85|*h
齿跟圆直径: ]-{A"tJ
D}OhmOu3
齿宽: b#W(&b^q
b1=b2+(5-10)=80-85取80 .c]@xoC
中心距 fn,
YH
5、确定齿轮制造精度 eZ|_wB'r
i'3)5
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 <AN5>:k[pM
4G'-"u^g
1=109.3N/mm S#b)RpY
'B;n&tJ
FnCMr_
5 89P$2e1X
E]0Qz?
W
.\7AJB\l
2=103.3N/mm Ns$,.D
@e2P3K gg
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U"535<mR
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d1=67.5mm "%ZAL\x
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d2=232.5mm |4!G@-2V:I
N6BEl55 &
da1=72.5mm L}VQc9"gc
w"q^8"j!
da2=237.5mm KT0Pmpp5
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dF1=61.25mm P=m
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dF2=226.25mm br')%f}m
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P/P
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a=150mm 5P[urOvV
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:'sMrf_EA
|XJ|vQGU
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。 |N0RBa4%
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小轮8-GJGB10098-88 :~'R| l
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大轮8-HKGBl0095-88 ~c@@m\C"b
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五、轴的设计计算 lCGEd 3
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 cq}i)y
1Sd<cOEd
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 ;Hn>Ew
CQH^VTQ
dUkZ_<5''
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% ~=?^v[T1
0](V@F"~
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。 r:H.VAD
轴尺寸设计见附录 NGmXF_kqN
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3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 iy [W:<c7j
(1)轴上受力分析 =qS\+
轴传递转矩 <UbLds{+Uo
Mi7LyIu
齿轮上圆周力 `\Te,
`ex>q
径后力 M~5Ja0N~
j0A9;AP;;C
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 3j/~XT
运输带工作拉力为2500N a4Y43 n
压轴力简单计为5000N c='uyx
(2)受力图 -"d&Ow7o
fPab%>/T{
"T~A*a^
W4]jx]
Vs,
&
W!)B%.Q
ShJBOaE; -
I?KGb:]|
$q0i=l&$&
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) YguY5z
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 `f\+aD'u
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同理 :djbZ><
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) -E-e!
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(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) -k,?cEjCs
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 F tay8m@f
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②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) </23*n]
截面c的变矩 }Ih5`$
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截面B的弯矩 6|ENDd[
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) 81Ityd-}
O%rt7qV"g2
(6)作扭矩aT图g) n^k Uu2g|
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 e7JZk6GP#9
xI^nA2g
(7)求出量变矩并作当量变矩图h) L+TM3*a*
E]%&)3O[
(8)校核轴危险截面的强度 7"$9js 2
由图h)知轴上当量变矩最大的截面左右,轴承支点的B处,故校核该截面的当量应力。 xZp`Ke!
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六.滚动轴承的选择计算 NamO5(1C
由于减速器为直齿圆柱齿轮,载荷平稳,轴向冲击小,故选用深沟球轴承,由轴尺寸,初步选定驱动滚筒的轴Ⅱ上为深沟球轴承6309,带轮轴承选用6308,根据轴设计计算知只需验证驱动滚筒的那个轴承即可。 (&t8.7O
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 biw2f~V
v$i[dZSN[
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N 5fVm392+
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 _|%l) KO
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) }m0hq+p^
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 `L1lGlt
代入得Cr=38205 ( [m[<
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 M<"H1>q@
七、键的选择和计算 !>Ru= $9
由轴设计知,运用C型键,键长40mm dl&402
工作长度 ,键高8mm ?3)
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接触高度 :UdH}u!Ek
cf
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查表 GVlTW?5
知键合适 )zoO#tX
八. 联轴器选择 L-v-KO6
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。 w`;>+_ E7
九.润滑与密封方式选择 v<wR`7xG
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。 xIh,UW#
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选用6308和6309深沟球轴承 NEG&zf
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书,有意请进。