文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 \]U<hub
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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。 GX7 eRqz >
1.运输带工作拉力F=2.5 KN c?.r"5#
2.运输带工作速度V=1.4 M/S aYaG]&hb
3.滚筒直径 D=200 mm P /c
Q1
4.滚筒效率n=0.96 \)^,PA3
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; =!?[]>Dh
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 d2C[wQF
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 i'W_;Y}
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 FQk_#BkK
部件:1电动机 8! H8[J
2V带传动或链传动 GUu\dl9WA'
3减速器 >'} Y1_S5
4联轴器 K0O-WJ
5输送带 YY#s=
6输送带鼓轮 S2rEy2\}:
传动方案设计如下: ?iPZsV
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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 U
z"sdi
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1. 选择电动机的类型 qs=Gj?GwGQ
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 + c`AE
2. 确定电动机的容量 z)}3**3'y
电动机所需功率由公式 ,mB Z`X@N
Pd=Pw/ηa (KW) {}V$`L8
Pw=Fv/1000ηw 4w'lu"U
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) ,Kuk_@(}5~
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: Eu|sWdmf
l
ηa=η带η²轴η齿η链 b`$yqi<[
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 2b5 #PcKa
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 +}P%HH]E/p
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW J0=7'@(p
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW q(,cYu
3 确定电动机的转速 BWWq4mdb{
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) YQ;
cJ$
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. k^z0Lo|)'
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 ]!Oue_-;
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). ,(N[*)G
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 z\T Lsx
(1) 求传动比 [k$efwJ
由选定的电动机的满载转速nm和工作机构转速nw,可求得传动装置的总传动比为: Ja|{1&J.
ia=na/nw =960/114.6=8.038 0}]SUe^
(2) 分配传动装置传动比 RF?DtNuq
ia=i带i减 NLyXBV[hV
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 wC`;f5->
则i减=ia/i带=3.35 ^2S# Uk
5.传动装置的运动和运动参数的计算 KxIyc7.
(1) 各轴功率 AOb]qc
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) :U'Cor
H
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) [|RjHGf
(2) 各轴扭矩 &w85[zs
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) Q9c)k{QZ
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) /7/0x ./{
2 0tO#{Li
n=1000 F PR`tE
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电动机 型号为Y132M-6 fvqd'2 t
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i带=2.5 V'pqxjfd
i减=3.35 |^a;77nE_^
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TI=85.76N/m `@Oa lg
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) O_~7Glu
(3) 各轴转速 n3KI+I%nQ
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) #7G*GbKY
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) ~h$wH{-U#
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nⅡ=114.6(r/min) "\C$
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三.V带传动设计 t!*+8Q!e
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 qmO6,T-|
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, '!l1=cZD
设计功率Pd=KAP kW Ee4&g<X.
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, 3_~cMlr3T.
由转速在满载时为960r/min il|1a8M2~
查表得 rSXh;\MfB4
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四 .传动零件的计算 |9B.mBoX
设计一般用途的传动零件 gM
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1. 选择材料 rnF/H=I/
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。 0PWg;>^'
2. 按齿面接触强度确定主要参数 U-|NY
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 Z:*76PP,
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) (vTtDKp@
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. l g-X:Z.
={z*akn,
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) h-%R<[
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 u,UmrR
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 S;)w.
t=15x300x16=72000h v-PXZ'7~
N1=60x384x72000=1660000000 IyPwP*A
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 k3uit+ge}
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) {j7uv"|X7
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 CY"/uSB
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² 9pX&ZjYP-
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² AT%u%cE-
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[σH1]= 580N/ mm² 'LE=6{#
[σH2]= 557 N/ mm² 1q,{0s_kp
[D<1CF
计算时的以小值代入 R
wZ]),o
为齿数比. "$2y-|
将各参数代入得 {o.FlX
uA#P'?
,f[>L|?e
则 @
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的标准 5nKj
)RH7M
中心距为 rV T{90,
34Kw!
由于齿轮传动须装入箱体,现a为小数,结加工和测量带来不便,应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿,调整后位动比误差 只要在3-5%内, 因此Z2=93则a=150mm 3ZXQoC '
i实 v#U"pn|M
合要求。 tF{D= ;G
故分度 圆直径 |bO"_U
=g|IG
[V
齿度 a
0GpfW$t
% a@>_
3、校核齿根弯曲强度 V 7Ek-2M
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d1=59mm Vnr[}<L
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d2=232.5 VBcy9|lD
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为齿形系数,查得 MBhWMCN2
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为应力,修正系数,查得 uoX:^'q
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为 用弯曲应力,由 C0}IE,]
查得 :qIXY/
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为弯有疲劳强度的寿命系数 :QB<?HaS'
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查得 n3D;"a3
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故 lMg+R<$~I
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将各参数代入 .QN>z-YA6:
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所以大小齿轮弯曲强度足够 W034N[9
4、确定齿轮的主要几何尺寸 0Emr<n
分度圆直径: Qe}`~a9P
X90J!
齿顶圆直径: -:Ia^{YN
d)R:9M}v
齿跟圆直径: j/nWb`#y
sh`s/JRf
齿宽: pk3<|
b1=b2+(5-10)=80-85取80 JNa"8
中心距 g)_e]&
5、确定齿轮制造精度 zOqn<Y@
n1&% e6XhO
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 ghX|3lI\q
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1=109.3N/mm `9uB~LY^i
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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。 CMCO}#
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五、轴的设计计算 Ox#Q2W@Uy
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 /R
LI,.%
9 Q!bt
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 tj*y)28-
`$604+G
;+I/ I9~
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% m3^/:<
;D.h65rr
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。 %Td )0Lqp
轴尺寸设计见附录 4<X!<]3]
`Ci4YDaz;k
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Vi]c%*k
@+Y8*Rj\3
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4?/7
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%HSl)zEo>C
3D)b*fPc
?z"KnR+?Q
~2/{3m{3 A
hkW{88
3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 [.q(h/b
(1)轴上受力分析 "A]Y~iQ
轴传递转矩 9DEh*%q
=Mhg
齿轮上圆周力 (3md:r<-
rF'R>/H
径后力 G^Xd- 7 GQ
@+^c"=d1S
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 5a(<%Q
<"
运输带工作拉力为2500N #@Ujx_F
压轴力简单计为5000N eO{@@?/y
(2)受力图 4^Ow^7N?
8mgQu]>
4YJ=q% G
aed+C:N
ygvzdYd
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) s$3`X(Pn
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 U"B.:C2
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同理 ,F}r@
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) =z-5
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(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) M1(9A>|nF
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 &gWiu9WbS
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②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) {~nvs4X
截面c的变矩 !3HsI|$<G
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截面B的弯矩 ,7t3>9-M"
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) ,zG <7~m
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(6)作扭矩aT图g) Ew>~a8!Fq
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 >H)^6sJ;%b
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(7)求出量变矩并作当量变矩图h) g>UBZA4
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(8)校核轴危险截面的强度 9^(HXH_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。 v3?kFd7%H~
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六.滚动轴承的选择计算 J!=](s5|
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。 Gojl0?
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 "}S9`-Wd|
B@ZqJw9J[
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N )$ ofl%+
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 Xy[4f=X}z
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) =nJOaXR0
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 B0-4ZT
代入得Cr=38205 o,*folL
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 1bV 2
七、键的选择和计算 _ff=B
由轴设计知,运用C型键,键长40mm hg%@ W
工作长度 ,键高8mm E9yFREvQc
接触高度 4a(g<5wfI
Z_iAn TT
:SpG&\+
查表 u}JQTro
知键合适 Fv?R\`52u
八. 联轴器选择 DZHrR:q?e
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。 9F2P(aS
九.润滑与密封方式选择 :NwMb^>
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。 D__lqboz
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选用6308和6309深沟球轴承 O ,Pl7x%tK
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书,有意请进。