文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 U)] }EgpF
X{tfF!+iy
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。 "P8(R
1.运输带工作拉力F=2.5 KN UYvdzCUh
2.运输带工作速度V=1.4 M/S Hl=M{)q@
3.滚筒直径 D=200 mm _E8doV
4.滚筒效率n=0.96 @|d+T"f
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; ChRCsu~
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 rH9[x8e
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 k]~|!`
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 &FY7
D<
部件:1电动机 5;X3{$y
2V带传动或链传动 OEhDRU%k
3减速器 l,:>B-FV
4联轴器 jq(QL%)_O
5输送带 U[M~O*9
6输送带鼓轮 O]80";Uv
传动方案设计如下: _6]c f!H
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二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 j> dL:V&`
'M,O(utGv
1. 选择电动机的类型 qkBCI,X_Y
按工作要求和条件,选用Y系列一般用途全封闭式鼠笼型三相异步电动机 w]O,xO
2. 确定电动机的容量 X9;51JV
电动机所需功率由公式 <v3pI!)x
Pd=Pw/ηa (KW) PLRMW2
Pw=Fv/1000ηw gm=LM=
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) J*t_r-z
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: rY295Q
ηa=η带η²轴η齿η链 UeU`U
按表4-1的V带传送速率η带=0.95,滚动轴承η轴=0.98,齿轮传动效率η齿=0.97,联轴器效率η联=0.99.则ηa=0.95 x 0.98 ² x 0.97 x 0.99 = 0.88 "mc ]^O
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 lsKQZ@LN`
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW ,M=s3D8C
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW @bZ,)R
3 确定电动机的转速 6Cgc-KNbk
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) hkx (r5o
根据表1-3的V带传动比i1=2-4,而单级圆柱齿轮减速器的传动比i2=4-6,因此总传动比的合理范围为:ia=8—24. uLSuY}K0
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 5]K2to)>`
符合这一范围的电动机同步转速有:750,1000,1500(r/min)三种,选用同步转速1000 (r/min)时,电动机的重量,价格及V带传动和减速器的传动比都比较合适,因此选定电动机型号为Y132M-6满载转速为nm=960(r/min). B7PdavO#
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 3Scc"9]
(1) 求传动比 XrI$@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: a3L-q>h
ia=na/nw =960/114.6=8.038 (wf3HEb_
(2) 分配传动装置传动比 3~?m?vj|Y
ia=i带i减 *!ecb1U5
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 ZE9.r`
则i减=ia/i带=3.35 85lcd4&~
5.传动装置的运动和运动参数的计算 F
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(1) 各轴功率 kW=!RX[&
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) .-)kIFMi
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) /7x1Z*Hg
(2) 各轴扭矩 Hyi'z 1
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) +'wO:E1( w
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) sgRWjrc/
h4Xz"i{z
n=1000 1u"#rC>7.4
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电动机 型号为Y132M-6 jZ''0Lclpc
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TI=85.76N/m mF4y0r0
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) d{"@<0i?
(3) 各轴转速 <W+9h0c
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) u60RuP&
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) >dgz/n?:v
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三.V带传动设计 pGjwI3_K
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 X% j`rQk`
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, 7C0xKF
设计功率Pd=KAP kW 8FMxn{k2
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, *DC/O(
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由转速在满载时为960r/min .P aDR |!
查表得 6p*X8j3pW
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四 .传动零件的计算 *
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设计一般用途的传动零件 '+/mt_re=
1. 选择材料 YU-wE';H6
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。 z_xy*Iif
2. 按齿面接触强度确定主要参数 iu=Mq|t0
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 J&~I4ko]
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) ASoBa&vX
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. faRQj:R8
G`%rnu
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) <}~
/. Cx
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 4h!yh2c..
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 ;W5.g8
t=15x300x16=72000h +
>dC
N1=60x384x72000=1660000000 vzI>:Bf
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 (Ud"+a
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) c{1)-&W
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 A}9^,C$#
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² jbS@6 *_
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² npkT>dB+
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a|y'-r90
[σH1]= 580N/ mm² tIV9Y=ckr0
[σH2]= 557 N/ mm² _8PNMbv{
% mPv1$FH
计算时的以小值代入 Y#9bM$x7
为齿数比. GK6~~ga=
将各参数代入得 M7Xn=jc
_
j'm2BAO
UnVa`@P^:G
则 Dby|l#X
的标准 er
BerbEEH
中心距为 t&JOASYC
x5g&?2[
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 \L?A4Qx)_
i实 #t Pc<p6m
合要求。 LrdED[Z
故分度 圆直径 1)97AkN(O
e+#k\x
齿度 By[M|4a
/ioBc}]
3、校核齿根弯曲强度 W4P\HM>2
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d1=59mm fWIWRsy%
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d2=232.5 eQ[}ALIq
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为齿形系数,查得 ?y"M>#
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为应力,修正系数,查得 fb[lL7
xd"+ &YT
为 用弯曲应力,由 j`Ek :
查得 @li/Y6Wh
$i!r> .Jo
为弯有疲劳强度的寿命系数 f?16%Rk<
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查得 Dwr" -
=C|^C3HK
故 &U([Wd?E2
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将各参数代入 X(#8EY}X
3U!=R-
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所以大小齿轮弯曲强度足够 lKqFuLHwF
4、确定齿轮的主要几何尺寸 YZ<5-C
分度圆直径: n 1^h;2gz
G"Ey%Q2K
齿顶圆直径: m<*+^JN
<'hoN/g
齿跟圆直径: I,]q;lEMt
N\?__WlBK7
齿宽: txX>zR*)
b1=b2+(5-10)=80-85取80 >-w#&T &K
中心距 [I<J6=
5、确定齿轮制造精度 W58%Zz4a
?T|0"|\"'
查表确定齿轮第 II公差组为8级精度,第I,III公差与II组同为8级,并按设计手册资料推荐确定齿厚偏差。小轮为 Aq>?G+
I@#IXH?6
1=109.3N/mm XV)ctF4
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2=103.3N/mm #nZPnc:
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d1=67.5mm sEL0h4
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d2=232.5mm GE !p
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da2=237.5mm ,*m|Lt%;R
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dF1=61.25mm ={o)82LV
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GJ,在零件上标示为8-GJGB10098-88,大轮齿厚偏差为KK,在零件工作图上标示为8-HKGBl0095-88。 0eK>QZ_
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大轮8-HKGBl0095-88 p=|S%
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五、轴的设计计算 EoS6t
1、选择轴的材料,确定许用应力,选用45号钢。调质处理,查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 i@ 86Ez
n]>L"D,
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 Q9Go}}n
k ,ezB+
LC e6](Z
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% LKZv#b[h
v+( P 4fS
考虑到减速器、轴承、 轴器,外观等因素, 轴II与滚筒连接处直径为35,轴I与电动机连接处为30,由于轴 II负荷大,故设计,检验都以轴II为例,轴I设计如同轴II。 9V;A+d,
轴尺寸设计见附录 JIf.d($
~:
phwBil-vUU
AtqsrYj
>LB*5
dqi31e{*2\
J<&?Hb*|
-U;=]o1
GC(QV}9z"
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Wxi;Tq9C@_
3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 HaF&ooI5+
(1)轴上受力分析 w*u.z(:a`
轴传递转矩 0QEcJ]Qb8
yP34h*0B
齿轮上圆周力 :\%hv>}|
$-(lp0\*
径后力 <t"fL
RX
\\Z?v,XsS
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 ;x/.8fA
运输带工作拉力为2500N gA 19f
压轴力简单计为5000N AR
g]GV/L
(2)受力图 u=0161g
`u8(qGg7GF
aaI5x
"i!W(}x+
<<9|*Tz
JZqJ&
%iZ~RTY6 !
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) ]'z 5%'
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 P R_|
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同理 {$C"yksr
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) UxnZA5Lk*
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(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) p)~EG=p
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 c >xHaA:V
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②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) `Zci<
截面c的变矩 x(:alG%#
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截面B的弯矩 "!:)qVL^
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) {O4&HW%
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(6)作扭矩aT图g) b{.Y?.U
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 jPs{Mr<
u&e?3qKX(
(7)求出量变矩并作当量变矩图h) R=S)O.*R
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(8)校核轴危险截面的强度 i4)]lWnd
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。 $]4o!Z
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六.滚动轴承的选择计算 Srrzj-9^)K
由于减速器为直齿圆柱齿轮,载荷平稳,轴向冲击小,故选用深沟球轴承,由轴尺寸,初步选定驱动滚筒的轴Ⅱ上为深沟球轴承6309,带轮轴承选用6308,根据轴设计计算知只需验证驱动滚筒的那个轴承即可。 )~#3A@
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 }1NNXxQ
* K0aR!
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N _w7yfZLv+
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 yg"FF:^T
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) gY_AO1
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 -c%'f&P
代入得Cr=38205 v=-T3
n
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 @y,>cDg
七、键的选择和计算 P}
Y .
由轴设计知,运用C型键,键长40mm ZJHaY09N
工作长度 ,键高8mm "4.A@XsY
接触高度 J?f7!F:8
aF.fd2k
[2z
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查表 |43Oc:Ah+
知键合适 GsIqUM#R
八. 联轴器选择 O*c<m,
轴外直径为30选用弹性套柱联轴器(GB4323—84)公称扭矩为125N.m,许用转速为3600r/min,而轴I扭矩为85.76,转速为960r/min,知远远合乎要求。 U+VyH4"
九.润滑与密封方式选择 ?F|F~A8dr
由工作环境及载荷,由于该系统工作环境不是十分恶劣,载荷比较平稳,故选用SY1172—08号润滑油,密封方式见图纸。 OOzXA%<%c
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选用6308和6309深沟球轴承 RT[E$H
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书,有意请进。