文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 (Cti,g~
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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。 ?u{Mz9:?HT
1.运输带工作拉力F=2.5 KN ) P+<=8@a
2.运输带工作速度V=1.4 M/S \\oa[nvL~
3.滚筒直径 D=200 mm H-m).^
4.滚筒效率n=0.96 b9b`%9/L
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; \`/ P*
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 tB}W
)Eb
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 PCBV6Y7r
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 |`I9K#w3
部件:1电动机 .o<9[d"
2V带传动或链传动 iP^[xB~v
3减速器 6l"4F6
4联轴器 }g 2l
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5输送带 wv%UsfD
6输送带鼓轮 zJ8 jJFL+Y
传动方案设计如下: >;xkiO>Y
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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 $/;;}|hqi
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1. 选择电动机的类型 o@tc
按工作要求和条件,选用Y系列一般用途全封闭式鼠笼型三相异步电动机 |4|j5<5
2. 确定电动机的容量 =-|,v*
电动机所需功率由公式 0P_3%
Pd=Pw/ηa (KW) [}t^+^/
Pw=Fv/1000ηw C{8(ew
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) :LEC[</yvl
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: ky-9I<Z,,
ηa=η带η²轴η齿η链 xC+TO
按表4-1的V带传送速率η带=0.95,滚动轴承η轴=0.98,齿轮传动效率η齿=0.97,联轴器效率η联=0.99.则ηa=0.95 x 0.98 ² x 0.97 x 0.99 = 0.88 }:a:E~5y
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 sW]fPa(cn,
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW V+&C_PyC
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW ZQY?wO: [
3 确定电动机的转速 X(*MHBd
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) 8rY[Q(]
根据表1-3的V带传动比i1=2-4,而单级圆柱齿轮减速器的传动比i2=4-6,因此总传动比的合理范围为:ia=8—24. Yb;$z'
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 tUi@'%>=5
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). p|g7Z
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 w8cbhc
(1) 求传动比 UM2yv6:/
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: 4s6,`-
ia=na/nw =960/114.6=8.038 _B0C]u3D
(2) 分配传动装置传动比 dkg|
kw'
ia=i带i减 YI>9C 76L
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 @MP ;/o+
则i减=ia/i带=3.35 rvuasr~
5.传动装置的运动和运动参数的计算 |$g} &P8;
(1) 各轴功率 g@Pq<
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) 5Od&-~O
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) ~r_2V$sC2
(2) 各轴扭矩 m48Ab`
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) p8FXlTk
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) 3L36
2
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n=1000 2fg
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电动机 型号为Y132M-6 tUt_Q;%yC
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TI=85.76N/m 9kB R /{
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) +z:>Nl
(3) 各轴转速 0b['{{X(
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) q!W=U8`
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) CO9PQ`9+
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三.V带传动设计 z"yW):X
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 R|(X_A
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, sV2D:%\K:
设计功率Pd=KAP kW =,;$d*h
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, {
"Cu)AFy
由转速在满载时为960r/min WHBGhU
查表得 X41Qkf{
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四 .传动零件的计算 -Hw3rv3o
设计一般用途的传动零件 XSK<hr0m
1. 选择材料 Qhc;Zl
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。 ln8NcAEx
2. 按齿面接触强度确定主要参数 LdNpb;*
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 "sDs[Lcq
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) >35w"a7S
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. 3)?WSOsL:
MVvBd3
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) 8{i}^.p
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 $2i@@#g8
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 ly6zz|c5
t=15x300x16=72000h MY
c&
N1=60x384x72000=1660000000 whHuV*K}
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 &zEBfr
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) )b2O!p
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 \>lA2^Ef
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² [v*q%Mi_
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² 6hYz^}2g
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Wmcd{MOS
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TMPk)N1Ka
[σH1]= 580N/ mm² jD9u(qAlH
[σH2]= 557 N/ mm² &U]/SFY
d8jH?P-"
计算时的以小值代入 (
uD^_N]3
为齿数比. MukJ^h*V
将各参数代入得 A<)n H=G&
s~ 8g
YWH>tt9
则 ; o_0~l=-/
的标准 $]E+E.P
中心距为 ZJBb%d1;
PtW2S 1?j
由于齿轮传动须装入箱体,现a为小数,结加工和测量带来不便,应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿,调整后位动比误差 只要在3-5%内, 因此Z2=93则a=150mm Pa3-0dUr
i实 B0Wf$
s^7t
合要求。 tpcB}HUv
故分度 圆直径 zT,@PIC(
)>FAtE
齿度 /)_4QSz7
&]n }fq
3、校核齿根弯曲强度 $"/l*H\h
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d1=59mm `S|F\mI~
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Z1=27 |(%<FY$
Z2=90 ^\gb|LEnK
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d1=67.5759 RM_%u=jC
d2=232.5 >WLX5i&
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u|IS7>Sm
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为齿形系数,查得 *RS/`a;,
e+BZoK ^
为应力,修正系数,查得 }F{s\qUt
?=Ceo#Er
为 用弯曲应力,由 PR|z -T
查得 eowwN>-2C
u=nd7:bv
为弯有疲劳强度的寿命系数 E}9wzPs
hGD@v{/
查得 YNV,
dKB
Y({
R\W|
故 e]1'D
5;KJ0N*-
将各参数代入 L3\#ufytb
(Nc~l ^a
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(N&i4O-I
所以大小齿轮弯曲强度足够 &,<,!j)Jr
4、确定齿轮的主要几何尺寸 IrZ\;!NK
分度圆直径: bvh#Q_
o_Z9\'u
齿顶圆直径: X<IW5*
Q/3*65
齿跟圆直径: Kkovp^G
'z,kxra|n
齿宽: bL* b>R[x
b1=b2+(5-10)=80-85取80 x[};x;[ZE
中心距 *w0|`[P+h
5、确定齿轮制造精度 AJ>E\DK0]
{+#{Cha
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 I,#E`)
Drtg7v{@\
1=109.3N/mm m-4#s
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2=103.3N/mm 0~ nCT&V
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Tv7W)?3h
d1=67.5mm X%s5D&gr
n:40T1:q
d2=232.5mm N[O .p]8
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da1=72.5mm X\!q8KEpR&
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da2=237.5mm *A!M0TK?i,
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dF1=61.25mm wuY-f4
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dF2=226.25mm )|v du
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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。 jo"+_)]
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五、轴的设计计算 9zd)[4%=
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 4 ]8PF
7~`6~qg.
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 a. 5`Q2
%s)E}cGH
8@Km@o]?
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% X!_OOfueP8
#wm)e)2@
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。 &q` =xF
轴尺寸设计见附录 %BHq2~J
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N@>S>U8C
M@3H]t?
3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 4c yv
8
(1)轴上受力分析 Ui.F<,E
轴传递转矩 '37b[~k4
koU.`l.
齿轮上圆周力 b,W'0gl
8K/lpqw
径后力 Kna'5L5"
A.FI] K@
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 +A3H#'
运输带工作拉力为2500N )wRD
压轴力简单计为5000N CAA~VEUL
(2)受力图 !|/fVWH
[`lAc V<
vX\e*
v
uwka 2aSS
2o/`8+eJu
+*q@= P,
on\\;V_/Q
2 *$n?
5dk,!Cjg
UK,P?_e
Ft=2351 N 4@I]PG
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) ;g
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①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 c^IEj1@}'?
(K6StNtN
同理 su;S)yZb
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) I/jr`3Mj
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(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) dAl<'~g
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 |$2N$6\SP
H~]o]uAi"
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) 9AzGk=^
截面c的变矩 ^^l"brPa
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截面B的弯矩 4$DliP
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) <&EO=A
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(6)作扭矩aT图g) {^5<{j3e
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 c0Ro3j\p
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(7)求出量变矩并作当量变矩图h) XAxI?y[c
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(8)校核轴危险截面的强度 P|P fG=
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。 $0S#d@v}
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六.滚动轴承的选择计算 =(|xU?OL
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。 CmJ?_>
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 )pZekh]v
N,/BudFo
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N I>kiah*
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 EOBs}M;
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) $['7vcB^
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 mP)3cc5T
代入得Cr=38205 KCJN<
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 ,\S pjE
七、键的选择和计算 _Vo)<--+I
由轴设计知,运用C型键,键长40mm W) 33;E/}
工作长度 ,键高8mm 0tW<LR-}E
接触高度 aW=By)S!Y
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查表 h5&/hBN
知键合适 "^9[OgE:
八. 联轴器选择 y7M:b Uh
轴外直径为30选用弹性套柱联轴器(GB4323—84)公称扭矩为125N.m,许用转速为3600r/min,而轴I扭矩为85.76,转速为960r/min,知远远合乎要求。 EREolCASb
九.润滑与密封方式选择 9RCO|J
由工作环境及载荷,由于该系统工作环境不是十分恶劣,载荷比较平稳,故选用SY1172—08号润滑油,密封方式见图纸。 l- 1]w$
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选用6308和6309深沟球轴承 ]DC;+;8Jc
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书,有意请进。