文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 <g3du~
*,W!FxJ
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。 '_.q_Tf-^
1.运输带工作拉力F=2.5 KN SE;Tujwhqi
2.运输带工作速度V=1.4 M/S )+n,5W
3.滚筒直径 D=200 mm qY$*#*Q
4.滚筒效率n=0.96 hgweNRTh!
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; 15xd~V?ai:
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 Q%& _On
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 80?6I%UB<
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 x)ddRq
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部件:1电动机 t;.^K\S4
2V带传动或链传动 }XX~
W}M(\
3减速器 Nm6Z|0S
4联轴器 v[{8G^Z}54
5输送带 D!bKm[T
6输送带鼓轮 Uvjdx(fY[a
传动方案设计如下: %RQ C9!
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二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 k@#5$Ejc2
gfi
AK%
1. 选择电动机的类型 *yJ[zXXjJ
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 y8G&Wg
aCi
2. 确定电动机的容量 z"tjDP
电动机所需功率由公式 pX@Si3G`
Pd=Pw/ηa (KW) )h#]iGVN}
Pw=Fv/1000ηw Bd{4Ae\_+g
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) 7 _`L$<-n
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: 2@vJ
ηa=η带η²轴η齿η链 *c{wtl@
按表4-1的V带传送速率η带=0.95,滚动轴承η轴=0.98,齿轮传动效率η齿=0.97,联轴器效率η联=0.99.则ηa=0.95 x 0.98 ² x 0.97 x 0.99 = 0.88 O7%2v@j|8
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94
3P1&;
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW ^$!987"
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW x<)G( Xe*
3 确定电动机的转速 r#A_RZ2~@
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) ["}A
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. 0o;O`/x
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 y#v"GblM
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). `TtXZ[gP}
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 #z!^<,
(1) 求传动比 PWB(5 f?
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: v>A=2i*j
ia=na/nw =960/114.6=8.038 &<5+!cV=
(2) 分配传动装置传动比 >^$2f&z
ia=i带i减 TeQNFo^_8
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 ~]'pY
则i减=ia/i带=3.35 F7MzCZvu
5.传动装置的运动和运动参数的计算 T*~H m
(1) 各轴功率 pFsc}R/0/8
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) M+`Hg_#Q
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) tNIlzR-
(2) 各轴扭矩 i)ASsYG!
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) [zkikZy
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) ~D[?$`x:
]3Dl)[R
n=1000 Ad$n4Ze
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电动机 型号为Y132M-6 xJZ@DR,#
2;`=P5V
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i带=2.5 N_Akmh0D
i减=3.35 27F~(!n
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TI=85.76N/m EGq;7l6u&?
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} MbH3ufC
TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) fV:4#j
(3) 各轴转速 *i{Y 9f8
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) clw%B
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) e`>{$t
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三.V带传动设计 1hcjSO
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 hXqD<?
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, /-#I_>:8'
设计功率Pd=KAP kW sdQkT# %y
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, @as"JAN
由转速在满载时为960r/min >A@Y$.
查表得 z25m_[p2
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四 .传动零件的计算 [/X4"D-uOK
设计一般用途的传动零件 SXy=<%ed
1. 选择材料 ak;*W
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。 4)("v-p
2. 按齿面接触强度确定主要参数 >ss/D^YS
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 65Cg]Dt71
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) B`
k\ EL'
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. kSDZZx
_N@ro
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) +Xemf?
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 f{FDuIln
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 ObiT-D?)g
t=15x300x16=72000h ~t~-A,1
N1=60x384x72000=1660000000 {>F7CT'G6
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 M{*Lp6h
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) TsGE cxIg
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 z-b*D}&
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² qcN'e.A
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² c.j$9=XLBG
nI*v820,
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K为1.4. n;:rf 7hGY
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[σH1]= 580N/ mm² ]C:l,I
[σH2]= 557 N/ mm² 17OH]
-%I2[)F<
计算时的以小值代入 PxfY&;4n!
为齿数比. w#g#8o>'
将各参数代入得 37RLE1Yf
($~RoQ=0S
H8'Z#"h
则 eVM/uDD
的标准 {je-I9%OK
中心距为 ~O1&@xX
fa<v0vb+
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 PtTH PAKj
i实 jr3ti>,xV
合要求。 }nMPSerE
故分度 圆直径 Zw~+Pb
_BDK`D
齿度 D11F.McM
5Fz.Y}
3、校核齿根弯曲强度 2^^=iU=!<|
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d1=59mm shMSN]S_x
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.&x}NYX4
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d1=67.5759 A Z{^o4<q
d2=232.5 3<=G?of
UQ.7>Ug+8s
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QL$S4 J"
NzW`B^p
Z,.G%"i3C
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O~O
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c1xrn4f@a
为齿形系数,查得 . ]8E7
0W%@gs5d&
为应力,修正系数,查得 u@3y&b
%riK+
为 用弯曲应力,由 W k}AmC
查得 W@2vjz
W#Qmv^StZ
为弯有疲劳强度的寿命系数 \-*eL;qP
BJS-Jy$-
查得 lW 81q2n
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故 SI6B#u-i
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将各参数代入 7FF-*2@
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所以大小齿轮弯曲强度足够 insY(.N
4、确定齿轮的主要几何尺寸 nF)uTk
分度圆直径: /b,TpuM^
tK%c@gGU9
齿顶圆直径: D';eTy Y
N6Z{BLZ
齿跟圆直径: s4T}Bsr
RD<75]**{
齿宽: ;2giZ\
b1=b2+(5-10)=80-85取80 iz"3\{aN
中心距 |Wj;QO$C
5、确定齿轮制造精度 %|XE#hw
H]#Rg`~n
查表确定齿轮第 II公差组为8级精度,第I,III公差与II组同为8级,并按设计手册资料推荐确定齿厚偏差。小轮为 {fSfq&o
!#? kWAU
1=109.3N/mm @\Js8[wS9@
]qw0V
K\Eo z]?
Ey&aBYR
#-cTc&$O;
gY9\o#)<
2=103.3N/mm ~0-g%C?R
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XY+y}D
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d1=67.5mm ~S(^T9R
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d2=232.5mm keqcV23k
}C(5 -7
da1=72.5mm h
; kfh.
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da2=237.5mm GHN3PEJ>
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dF1=61.25mm Nf?\AK!
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dF2=226.25mm IjZ@U%g@;
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a=150mm yBn_Kd
v:d9o.h
T{S4|G1R6
d#T?Q_3b
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k90B!kg
W^xZ+]
!dv-8C$U
+Z+ExS<#z
GJ,在零件上标示为8-GJGB10098-88,大轮齿厚偏差为KK,在零件工作图上标示为8-HKGBl0095-88。 -i_En^Fi
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五、轴的设计计算 <gR`)YF7
1、选择轴的材料,确定许用应力,选用45号钢。调质处理,查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 ~X[S<Gi#
v=j>^FZ
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 ]}/mFY?7
IF& PGo
B6(h7~0(<
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% GPMrs)J*!
17|@f
考虑到减速器、轴承、 轴器,外观等因素, 轴II与滚筒连接处直径为35,轴I与电动机连接处为30,由于轴 II负荷大,故设计,检验都以轴II为例,轴I设计如同轴II。 `)LIVi"(D
轴尺寸设计见附录 ?C
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ZMdM_i?
=Jsg{vI
BM|-GErE
3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 NFrNm'v
(1)轴上受力分析 9@$tiDV
轴传递转矩 fBHkLRFH
83{x"G3>
齿轮上圆周力 ,`ZPtnH+
MV
Hz$hyB
径后力 y%{*uH}SL
Y&oP>n! ei
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 4w;rl(s
运输带工作拉力为2500N H.jLGe>
压轴力简单计为5000N t}5'(9
(2)受力图 f}L>&^I)
/Ki0+(4
B, QC-Tn
yq/[ /*7^
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) Xa? 6#
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 "6I-]:K-
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同理 9sfB+]}h
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) '-nuH;r
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(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) h+zkVRyA
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 S5*~r@8h
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②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) 1A`?y&
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截面c的变矩 C]\^B6l<
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截面B的弯矩 kq1M<lk
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) ,QHx*~9
QkCoW[sn
(6)作扭矩aT图g) (g)lv)4P
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 &h4Z|h[01
)ejXeg
(7)求出量变矩并作当量变矩图h) /4-eoTxy
Vg [5bJ5
(8)校核轴危险截面的强度 LnRi+n[@7
由图h)知轴上当量变矩最大的截面左右,轴承支点的B处,故校核该截面的当量应力。 W-]yKSob
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六.滚动轴承的选择计算 HY| SLk/E
由于减速器为直齿圆柱齿轮,载荷平稳,轴向冲击小,故选用深沟球轴承,由轴尺寸,初步选定驱动滚筒的轴Ⅱ上为深沟球轴承6309,带轮轴承选用6308,根据轴设计计算知只需验证驱动滚筒的那个轴承即可。 -Jrc'e4K
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 sF3
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:3*oAh8|
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N n2hsG.4
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 ^t%M
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) l45F*v]^
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 :Du{8rV
代入得Cr=38205 lz0]p
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 F"#*8P
七、键的选择和计算 <0qY8
由轴设计知,运用C型键,键长40mm xENA:j?kF
工作长度 ,键高8mm &J@ZF<Ib
接触高度 #YVDOR{z
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{Om3fSk:
查表 &>4$ [m>n
知键合适 uOUw8
八. 联轴器选择 A"ph!* 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。 J;Xz'0
九.润滑与密封方式选择 I%*Zj,>
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。 A_
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选用6308和6309深沟球轴承 m,fr?d/;
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书,有意请进。