文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 nnnq6Z}
kM @heFJb.
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。 P:HmT
1.运输带工作拉力F=2.5 KN Vg?
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2.运输带工作速度V=1.4 M/S ;kF+V*
3.滚筒直径 D=200 mm !W45X}/o
4.滚筒效率n=0.96 C%kIxa)
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; K(p6P3Z
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 JXF@b-c
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 +#
tmsv]2
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 Q2!vO4!<N
部件:1电动机 LD)P.
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2V带传动或链传动 x-=qlg&EI
3减速器 Q.L.B7'e7
4联轴器 .
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5输送带 X/`M'8v.%
6输送带鼓轮 xy1R_*.F^T
传动方案设计如下: [NIaWI,>
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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 .bvEE
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1. 选择电动机的类型 {kNV|E
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 pa8R;A70Dl
2. 确定电动机的容量 RJk4 2;]
电动机所需功率由公式 !)$e+o^W
Pd=Pw/ηa (KW) ?0J&U4
Pw=Fv/1000ηw -h8@B+
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) ]<Kkq!
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: #$0*Gd-N
ηa=η带η²轴η齿η链 h"$ )[k~
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 qe<aJn
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 j;SK{Oq
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW VBv|7S
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW *9O@DF&*6
3 确定电动机的转速 h 1REL^!c
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) H=v=)cUe[
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. OD;F{Hc
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 `*",_RO;
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). V 5D8z
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 IoZ_zz0
(1) 求传动比 ~J HEr48
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: N qS]dH61
ia=na/nw =960/114.6=8.038 d<RJH
(2) 分配传动装置传动比 x%W%
ia=i带i减 aGNbCm
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 V3(8?Fz.
则i减=ia/i带=3.35 i} 5M'~F
5.传动装置的运动和运动参数的计算 .iYp9?t
(1) 各轴功率 zl<D"eP
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) B ?l0u
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) |7QSr!{_
(2) 各轴扭矩 uCoy~kt292
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) YI>9C 76L
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) \aN7[>R.Q
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n=1000 OlP1Zd/l
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电动机 型号为Y132M-6 HCT+.n6
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i减=3.35 kB.CeG]tk
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TI=85.76N/m "RTv[n!
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) "7eL&
(3) 各轴转速 Ehxu`>@N
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) %aV~RB#
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) izzX$O[=:
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三.V带传动设计 )QRT/, ;c
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 @x!,iT
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, 2K{'F1"RM
设计功率Pd=KAP kW _ E-\aS{
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, TnKv)%VF
由转速在满载时为960r/min LMx/0
查表得 Yh!=mW!OY
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四 .传动零件的计算 N,rd= m+
设计一般用途的传动零件 ]tT=jN&(
1. 选择材料 LYL_Ah'=
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。 ; 8DtnnE
2. 按齿面接触强度确定主要参数 0+op|bdj
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 `r-Jy{!y4
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) %m f)BC
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. u8KQV7E
n/(}|xYU
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) 48^C+#Jbc
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 4GF3.?3
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 D!Y@Og.
t=15x300x16=72000h \3^V-/SJf
N1=60x384x72000=1660000000 i&lW&]
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 +@!\3a4!
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) y7:f^4
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 L-E?1qhP>
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² f!yl&ulKU
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² 467"pqT
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[σH1]= 580N/ mm² *a\x!c"
[σH2]= 557 N/ mm² 9]ZfSn)
W0mvwYON[
计算时的以小值代入 e<=Nd,v4;
为齿数比. VByA6^JR
将各参数代入得 &F#eYEuy
$-pijBiz_
<5j%!6zo
则 BjPU@rS.U
的标准 Z]{=Jy!F
中心距为 P(I%9
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由于齿轮传动须装入箱体,现a为小数,结加工和测量带来不便,应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿,调整后位动比误差 只要在3-5%内, 因此Z2=93则a=150mm XSN=0N!GB
i实 JBHPI@Qt%
合要求。 4zhh**]B
故分度 圆直径 jPz1W4pk
p ]jLs|tat
齿度 .
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3、校核齿根弯曲强度 j~.tyxOq#
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d1=59mm wE<r'
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d2=232.5 )/Eu=+d
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为齿形系数,查得 88S:E7
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为应力,修正系数,查得 `[}X_d 1A
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为 用弯曲应力,由 (.Ak*
查得 3XDU(#
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为弯有疲劳强度的寿命系数 id8QagJ
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查得 KDP4 7A
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故 b$*2bSdv0<
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将各参数代入 2T(+VeMQ=
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所以大小齿轮弯曲强度足够 p0zC(v0*
4、确定齿轮的主要几何尺寸 &}2@pu[S?7
分度圆直径: .7b%7dQ<\
h\3-8m
齿顶圆直径: Ma$~B0!;s
Ny$3$5/
齿跟圆直径: eh]syeKBj
L)F4)VL
齿宽: .43cI(
b1=b2+(5-10)=80-85取80 q
jc4IW t~
中心距 ,~ZD"'*n6g
5、确定齿轮制造精度 ~ *"iLf@,
vWeY[>oGur
查表确定齿轮第 II公差组为8级精度,第I,III公差与II组同为8级,并按设计手册资料推荐确定齿厚偏差。小轮为 Jx}-Y*
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gSw<C+
1=109.3N/mm ]|,}hsN
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2=103.3N/mm _&S#;ni\c
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d1=67.5mm a oU"
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d2=232.5mm P,'%$DLDg
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da1=72.5mm EUcD[Rv
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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。 TMPk)N1Ka
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五、轴的设计计算 SzpUCr"
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 zS;ruK%2
O.Pp*sQ^
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 y p{Dl
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因装链轮之外有一键 ,轴加大5% j%'2^C8
"7%jv[
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。 ,HDhP
轴尺寸设计见附录 n)5t!
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3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 y'`7zJ
(1)轴上受力分析 n.c0G`
轴传递转矩 Wap4:wT
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齿轮上圆周力 hfI=9x/
#tA9`!
径后力 ;/kd.Q
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轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 OEl;R7aOB&
运输带工作拉力为2500N m%u`#67oK
压轴力简单计为5000N WqefH{PB
(2)受力图 ?jfh'mCA
,nL~?h-Zh
#!z-)[S.+
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) 0e"KdsA:<U
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 =3hJti9[
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同理 1c"s+k]9
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) Bz,D4E$
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(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) Ap\]v2G
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 6C.!+km
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②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) xF) .S@
截面c的变矩 |af<2(d
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截面B的弯矩 hi]\M)l&x
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) KRcg
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(6)作扭矩aT图g) V|0UwS\n
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 Ox/va]e7"
}% |GV
(7)求出量变矩并作当量变矩图h) R91u6r#
uoBPi[nK
(8)校核轴危险截面的强度 i%B$p0U<
由图h)知轴上当量变矩最大的截面左右,轴承支点的B处,故校核该截面的当量应力。 p7O4CP>9[
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六.滚动轴承的选择计算 0\o'd\
由于减速器为直齿圆柱齿轮,载荷平稳,轴向冲击小,故选用深沟球轴承,由轴尺寸,初步选定驱动滚筒的轴Ⅱ上为深沟球轴承6309,带轮轴承选用6308,根据轴设计计算知只需验证驱动滚筒的那个轴承即可。 x[kdQj2[&
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 5~?
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FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N w/<hyEpxg
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 A,/S/_Q=
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) @'y"D
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 ^YZ#P0 y
代入得Cr=38205 M;bQid@BG
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 `jkn*:m
七、键的选择和计算 i\'N1S<D
由轴设计知,运用C型键,键长40mm yiU dUw/
工作长度 ,键高8mm Mf63 59
接触高度 BMW4E 5
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] ge-b\
查表 Tk:y>P!%a
知键合适 x1et,&,
八. 联轴器选择 h^)2:0#{I
轴外直径为30选用弹性套柱联轴器(GB4323—84)公称扭矩为125N.m,许用转速为3600r/min,而轴I扭矩为85.76,转速为960r/min,知远远合乎要求。 3^a"$VW1
九.润滑与密封方式选择 EKf4f^<
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。 BkF[nL*|
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选用6308和6309深沟球轴承 jj2UUQ|
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书,有意请进。