文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书
C +Wa(K
YlZ&4
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。 !_iv~Q zv
1.运输带工作拉力F=2.5 KN sP>-k7K.
2.运输带工作速度V=1.4 M/S V'K:52
3.滚筒直径 D=200 mm 7H,)heA
4.滚筒效率n=0.96 *qr>x8OGp
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; nM!_C-yX
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 +h1X-K:I
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 iBY16_q
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 ahN8IV=+Gm
部件:1电动机 ;):E 8;B)
2V带传动或链传动 !R[~Z7b6
3减速器 c+##!_[9
4联轴器 srS)"Jt
5输送带 'sa>G
6输送带鼓轮 >h$Q%w{V
传动方案设计如下: D]WrPWL8v
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I*/:rb
二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 C'jCIL
7Q,<h8N\5
1. 选择电动机的类型 "W_E!FP]r
按工作要求和条件,选用Y系列一般用途全封闭式鼠笼型三相异步电动机 [jEA|rd~}
2. 确定电动机的容量 ad=7FhnIa3
电动机所需功率由公式 Yq:/dpA_
Pd=Pw/ηa (KW) h]IoH0/
Pw=Fv/1000ηw , 10+Sh
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) p:ZQ*Ue
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: >y!O_@>z
ηa=η带η²轴η齿η链 ::3[H$
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 #G\-ftA &
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 dkSd
Y+Q
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW Iv{iJoe;UH
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW )0Vj\>
3 确定电动机的转速
uwt29
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) }"q#"s
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. 6vzvH
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 /EvT%h?p
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). Q%t
_Epe
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 \/r]Ra
(1) 求传动比 @_h=,g#@
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: 4_4|2L3
ia=na/nw =960/114.6=8.038 [bN_0T.YI
(2) 分配传动装置传动比 eBe5H
=I@
ia=i带i减 RLDu5
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 vNU[ K%U
则i减=ia/i带=3.35 &2W`dEv]?
5.传动装置的运动和运动参数的计算 U,aMv[Z B
(1) 各轴功率 ulk yP
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) _Aw-{HE'
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) "VAbUs
(2) 各轴扭矩
<XnxAA
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) ZXWm?9uw
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) 1oG'm
)/{~&LU
n=1000 ?gXdi<2Qn
X-%91z:o58
电动机 型号为Y132M-6 4o@^._-R
PC)V".W1
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i带=2.5 @OC*:?!4
i减=3.35 QFEc?sEe
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TI=85.76N/m "ScY'<
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) x4@IK|CE
(3) 各轴转速 0"`|f0}c
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) `I5So-^&z
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) *&W1|Qkg_
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nI=334(r/min) 0%<x>O
nⅡ=114.6(r/min) [|\BuUT'
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三.V带传动设计 ,#PeK(
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 8s_'tw/{
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, J`8bh~7
设计功率Pd=KAP kW W\? _o@d
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, hw [G
由转速在满载时为960r/min x!o>zT\
查表得 `|i[*+WC
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四 .传动零件的计算 _Y'+E
设计一般用途的传动零件
SqL8MKN)
1. 选择材料 zfDxc3e
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。 -,NiSh}A
2. 按齿面接触强度确定主要参数 -7:J#T/\
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 LOf0_g/
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) Z `FqC
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. tL68
u[
u|l]8T9L
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) >'4Bq*5>
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 qkpnXQ
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 }~Z1C0t
t=15x300x16=72000h *Z*4L|zT
N1=60x384x72000=1660000000 [U_Su,
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 0;,4.hsh
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) <X}@afS
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 N>?R,XM
V
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² T&6W>VQ|[>
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² (P
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K为1.4. j_ dCy
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[σH1]= 580N/ mm² o.-rdP0P>
[σH2]= 557 N/ mm² P+r-t8
i,jPULzyjk
计算时的以小值代入 O?|st$g
为齿数比. KF&1Y>t=
将各参数代入得 M$j]VZ
ajFSbi)l
S~auwY ,<
则 S'"(zc3=
的标准 7XLz Ewa
中心距为 5yO%| )
QF 2Eg
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 sr(f9Vl
i实 /(-X[[V
合要求。 {J-kcD!bz`
故分度 圆直径 lTOO`g
ts rcX
齿度 sG{hUsPa
B 14Ziopww
3、校核齿根弯曲强度 Y/Yp+W6n
,1+AfI
I6}ineps
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B=K&+
-DgJkyt+<
d1=59mm cY1d6P0
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Z1=27 Y{~[N y E
Z2=90 5"1kfB3v
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a=150mm We]mm3M3
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d1=67.5759 dq$H^BB+>
d2=232.5 oZ%rzLH
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W10=SM}
tE"aNA#=
@"[xX}xK;
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为齿形系数,查得 rSGp]W|
o /uA_19
为应力,修正系数,查得 UOTM>d1P
\-A=??@H
为 用弯曲应力,由 D@:w/W
查得 I"/p^@IX
tBSHMz
为弯有疲劳强度的寿命系数 _&0_@
V-Ebi^gz5W
查得 SF?Ublc!
I7!+~uX
故 {Vy2uow0
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将各参数代入 YKF5|;}
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2(5HPRQ
} v#Tm
J<[Hw g
Tyc`U&
所以大小齿轮弯曲强度足够 $@H]0<3,
4、确定齿轮的主要几何尺寸 8Ja't8
分度圆直径: HzdtR
"RZVv~BD
齿顶圆直径: 'IR2H{Q
N~<H`
齿跟圆直径: )ad-p.Hus
Gag=GHG
齿宽: G}MJWf Hl
b1=b2+(5-10)=80-85取80 U
_QCe+
中心距 \YV`M3O
5、确定齿轮制造精度 JqX+vRY;dd
F\Qukn
查表确定齿轮第 II公差组为8级精度,第I,III公差与II组同为8级,并按设计手册资料推荐确定齿厚偏差。小轮为 KJ/
*BBf
bf9LR1
1=109.3N/mm _z`g@[m:t
}p2YRTH x
1 uKWvp0\
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Fo$kD(
}ioHSkCD
2=103.3N/mm h[%t7qo=
]KsL(4PY
:$=r^LSH
h5vvizruy
]z^*1^u^ig
d1=67.5mm 8efQ-^b.
//[zUn
d2=232.5mm U64WTS@
_[eAA4h
da1=72.5mm 2swHJ.d\
JjD'2"z
da2=237.5mm 7'pmW,;
W7k0!Grrl
dF1=61.25mm -!p +^wC
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dF2=226.25mm aGUKpYF
%Ls5:Z=
9GH11B_A
tH7@oV;
tEj-c@`"x-
?9F_E+!
a=150mm `^mPq?f
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&}YJ"o[I
J\WUBt-M
Nb[zm|.
aGl*h"&
2}NWFM3C
oNkASAd
qHAZ)Tz
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。 s>pOfXIx
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小轮8-GJGB10098-88 <@Lw '
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大轮8-HKGBl0095-88 !hBzT7CO
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五、轴的设计计算 BjT0mk"P
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 HMUn+kk+
s}~'o!}W
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 fP>K!@!8
=4;GIiF@
([-xM%BI6
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% Q~5!c#r
W^c> (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。 t^|+|>S
轴尺寸设计见附录 n3-2;xuNKE
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3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 ~=5 vc''
(1)轴上受力分析 Te`Z
Qqb
轴传递转矩 %DAF26t
Ku{DdiTg>
齿轮上圆周力 p]*BeiT#n%
Wq!n8O1
径后力 C LhD[/Fo
}e/P|7&
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 @0`Q
运输带工作拉力为2500N (,<ti):
压轴力简单计为5000N P=K+!3ZXo
(2)受力图 RVmD&
M2ig iR
SSANt?\Z<
u 89u#gCAC
2nOoG/6
E
3AWNoXh
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