文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 K):MT[/"
f*+eu@
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。 =bVaB<!
1.运输带工作拉力F=2.5 KN 5CSihw/5
2.运输带工作速度V=1.4 M/S T8ga)BA
3.滚筒直径 D=200 mm (sngq{*%%z
4.滚筒效率n=0.96 H*l2,0&W
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; rUb`_W@
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 E7XFt#P.
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 yK1Z&7>J>
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 w(sD}YA)
部件:1电动机 -I#]#i@gX
2V带传动或链传动 }'?N+MN
3减速器 MZpG1
4联轴器 `%8byy@$
5输送带 =Ws-s f]
6输送带鼓轮 HzW`j"\
传动方案设计如下: 7TTU&7l~
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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 jhd&\z-
C_SJ4Sh
1. 选择电动机的类型 HZp}<7NR(7
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 2}Ga
2. 确定电动机的容量 aCu 8
D!
电动机所需功率由公式 K{eq'F5M
Pd=Pw/ηa (KW) Ga5O&`h
Pw=Fv/1000ηw IMaa#8,
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) <cQ)*~hN
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: `XAlzI
ηa=η带η²轴η齿η链 3P{
d~2
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 D4e*Wwk
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 W\JbX<mQ
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW LvlVZjT
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW 9#K,@X5 j
3 确定电动机的转速 [LDV*79Z
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) jQ &$5&o
根据表1-3的V带传动比i1=2-4,而单级圆柱齿轮减速器的传动比i2=4-6,因此总传动比的合理范围为:ia=8—24. Eiqx1ZM
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 `7.(dn>WL0
符合这一范围的电动机同步转速有:750,1000,1500(r/min)三种,选用同步转速1000 (r/min)时,电动机的重量,价格及V带传动和减速器的传动比都比较合适,因此选定电动机型号为Y132M-6满载转速为nm=960(r/min). |wef[|@%
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 wrORyj
(1) 求传动比 ~353x%e'
由选定的电动机的满载转速nm和工作机构转速nw,可求得传动装置的总传动比为: 33O O%rWi
ia=na/nw =960/114.6=8.038 ssf.ef$
(2) 分配传动装置传动比 !CJh6X!
ia=i带i减 S6Er#)k
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 @m#1[n;
则i减=ia/i带=3.35 FLWQY,
5.传动装置的运动和运动参数的计算 U|[+M@F_L
(1) 各轴功率 mpsi{%gA
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) ?^y!}(
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) x{GKz#
(2) 各轴扭矩 /w5~ O:
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) p#k>BHgnF
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) _'CYS3-P3
8eAc 5by
n=1000 orT%lHwjL
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电动机 型号为Y132M-6 ;v}f7v '
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i带=2.5 ^@"H(1Hxu/
i减=3.35 [xm{4Ba2X
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TI=85.76N/m In3},x+$
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) ;!k{{Xndd
(3) 各轴转速 ~7kIe+V
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) <Z0N)0|
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) |z]O@@j$
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三.V带传动设计 tr<iFT}C
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 :B(vk3;U!
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, ISbhC!59
设计功率Pd=KAP kW 15/lX
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, c^?+"7oO0
由转速在满载时为960r/min A:?|\r
查表得 Q.$|TbVfds
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四 .传动零件的计算 N)&(&2
设计一般用途的传动零件 <.N337!
1. 选择材料 [tP6FdS/M=
小齿轮选用45号钢调质,大齿轮用45号钢正火,查表得小齿轮齿面硬度HBS=217-255,大齿轮齿面硬度为160-217,计算时取平均值小齿轮为236,大齿轮为188。 f5droys9
2. 按齿面接触强度确定主要参数 >e4w8Svcy
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 eLd7|*|
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) M10u?
Φd为齿宽参数;由表知软齿面对称布置时φd=0.8214,由于是单级传动,速度低,轴的刚性较大,因此φd=1.1,K为载荷系数,对带式运输机,载荷平稳,且齿轮相对于轴承为对称布置,取K为1.4. |9D;2N(&!
zq?Iwyo
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) :AzP3~BI
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 ?#cX_
σHlim1=580N/mm²(碳钢调质)根据HBS2=188 查得σHlim2=530 N/mm²(碳钢正火).ZN为接触疲劳强度的寿命系数,由N=60ant得:当a=1时,n1=384r/min uINm>$G,5
t=15x300x16=72000h .AzGPcJY
N1=60x384x72000=1660000000 $:aKb#l)
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 >d{O1by=d9
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) #G/
_FRo`
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 L+b"d3!G&%
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² ] SErM#$*
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² (ru9Ke%Dx
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K为1.4. luEP5l2&
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[σH1]= 580N/ mm² bB^SD] }C
[σH2]= 557 N/ mm² ^c9~~m16+
\\qw"w9
计算时的以小值代入 y3
{om^ f
为齿数比. hE-u9i
将各参数代入得 }tIIA"dZ
d45JT?qg&
<3!jra,h
则 ^[d|^fRH Q
的标准 C?FUc cI
中心距为 Ef;OrE""
|7jUf$Q\p
由于齿轮传动须装入箱体,现a为小数,结加工和测量带来不便,应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿,调整后位动比误差 只要在3-5%内, 因此Z2=93则a=150mm !2('Cq_^
i实 %h ?c
合要求。 LWb5C{
故分度 圆直径 <tEN1i
(+Yerc.NQt
齿度 0<+=Ew5Z
ZQHANr=
6
3、校核齿根弯曲强度 f1'NWec
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d1=67.5759 I3QK~ V*j)
d2=232.5 5!r?U
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H/>86GG
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为齿形系数,查得 Ey$J.qw3
=PiDZS^"
为应力,修正系数,查得 ,v$gWA!l
U+t|wK
为 用弯曲应力,由 d/G`w{H}y
查得 *hVW>{a
jN:!V t
为弯有疲劳强度的寿命系数 |:SBkM,
W$7db%qFx
查得 OPR+K ?
7a Fvj
故 6D,xs}j1
$\l7aA5~
将各参数代入 `y; s1nL
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所以大小齿轮弯曲强度足够 MkZm
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4、确定齿轮的主要几何尺寸 Cw]&B
分度圆直径: y&Sl#IQ L
p%~#~5t,
齿顶圆直径: @Y+YN;57
Ovh
齿跟圆直径: )p'ZSXb
d)F~)}TFM
齿宽: #UL:#pY
b1=b2+(5-10)=80-85取80 !a?$
中心距 57IAH$n8o
5、确定齿轮制造精度 BYt#aqf
so}(*E&(a
查表确定齿轮第 II公差组为8级精度,第I,III公差与II组同为8级,并按设计手册资料推荐确定齿厚偏差。小轮为
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1=109.3N/mm FOiwB^$>
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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。 l,j7I3&~%
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五、轴的设计计算 Kivr)cIG
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 dWR-}>
`Zdeq.R]
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 adCTo
, ZisJksk
b\Wlpb=QZ
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% )Z/L
&XvSAw+D@
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。 AiF'*!1
轴尺寸设计见附录 N~=,RPjq
N<d0C
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3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 h?-*SLT
(1)轴上受力分析 0Q{^BgW
轴传递转矩 Pw|J([
Q1
5h \!u
齿轮上圆周力 7i##g,
*=)kR7,]9d
径后力 Z1Pdnc7S[
c?t,,\o(}
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 A>Y#-e;<d
运输带工作拉力为2500N _qp^+
压轴力简单计为5000N p02E:?
(2)受力图 }1BpIqee
2JR$
LSlYYyt
#HyE-|_C
v2KK%Qy
ZD#{h J-
I=c}6
RA3!k&8?#
wqE+hKs,
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Ft=2351 N "eH.<&
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) `\M}~
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 5K[MKfT
9 =zZ,dg
同理
v7#`b}'W
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) i$"M'BG
Tp&7CNl|
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) $Y=xu2u)
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 Ek,$XH
mgI7zJX
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) /~}<[6ZGCY
截面c的变矩
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C{2y*sx
MHC右=-280307Nmm c!Wj^
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j*#k%;c
'Z82+uU%
qfa[KD)!aB
截面B的弯矩 Ot([5/K
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) *Vr;rk
$Fik]TbQp
(6)作扭矩aT图g) ,*j@Zb_r
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 I_3{i`g
1rGi"kdf
(7)求出量变矩并作当量变矩图h) At)\$GJ
Kl]LnN%A{
(8)校核轴危险截面的强度 cC7&]2X +f
由图h)知轴上当量变矩最大的截面左右,轴承支点的B处,故校核该截面的当量应力。 J8#3?Lp
J*m~fZ^
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MC左=20980Nmm =}m'qy
MC右=28820Nmm ve@E.`
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VJOB+CKE
uh&Qdy!I
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(\M+E
tU<9
六.滚动轴承的选择计算 buA/G-<e
由于减速器为直齿圆柱齿轮,载荷平稳,轴向冲击小,故选用深沟球轴承,由轴尺寸,初步选定驱动滚筒的轴Ⅱ上为深沟球轴承6309,带轮轴承选用6308,根据轴设计计算知只需验证驱动滚筒的那个轴承即可。 AGK{t+`
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 dr^MW?{a\
yt1dYF0Xq
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N E3QyiW
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 `{ ` W-C
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) .F/0:)
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 )| 0(#R
代入得Cr=38205 zCI.^^<?
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 rL|9Xru
七、键的选择和计算 m
e2$ R>@
由轴设计知,运用C型键,键长40mm I
T gzD"d
工作长度 ,键高8mm 'W*ODAz6
接触高度 h1Logm+m
WuMr";2*E
xaNM?]%
查表 W
![*0pL
知键合适 ?9ScKN
八. 联轴器选择 DH!_UV
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。 ,Y`TP4Ip
九.润滑与密封方式选择 _`+2e-
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。 !n|4w$t"V
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O]80";Uv
QS%t:,0lp
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>(C5&3^
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选用6308和6309深沟球轴承 YSux#*#H
Y{OnW98
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书,有意请进。