文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 @!a]qAt
~`>26BWQz
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。 5652'p
1.运输带工作拉力F=2.5 KN ls"\YSq$
2.运输带工作速度V=1.4 M/S ?*R^?[
3.滚筒直径 D=200 mm :iQ^1S`pH
4.滚筒效率n=0.96 TnBG MI,g'
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; vx5o
k1UY
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 txfwLqx
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 )]b@eGNGj
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 `?o1cf A
部件:1电动机 mz VuQ
2V带传动或链传动 y5Wqu9C\Io
3减速器 ckjVa\
4联轴器 PDq}Tq
5输送带 ]b~2Dap
6输送带鼓轮 ioY\8i
传动方案设计如下: Fma`Cm.
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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 `'[7~ Ew[
*w'q
1. 选择电动机的类型 )p/=u@8_f
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 P|e:+G 7
2. 确定电动机的容量 Nl$gU3kL
电动机所需功率由公式 IDGQIg
Pd=Pw/ηa (KW) J$6-c'8
Pw=Fv/1000ηw g+ >=C
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) gqP-E
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: H9Y2n 0
ηa=η带η²轴η齿η链 VjA wn}eO
按表4-1的V带传送速率η带=0.95,滚动轴承η轴=0.98,齿轮传动效率η齿=0.97,联轴器效率η联=0.99.则ηa=0.95 x 0.98 ² x 0.97 x 0.99 = 0.88 v+!y;N;Q
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 ]k::J>84
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW .6O52E
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW KMxNH,5
3 确定电动机的转速 `2B*CMW{
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) 9*}iBs
根据表1-3的V带传动比i1=2-4,而单级圆柱齿轮减速器的传动比i2=4-6,因此总传动比的合理范围为:ia=8—24. ^eTDD
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 ?k
[%\jq{a
符合这一范围的电动机同步转速有:750,1000,1500(r/min)三种,选用同步转速1000 (r/min)时,电动机的重量,价格及V带传动和减速器的传动比都比较合适,因此选定电动机型号为Y132M-6满载转速为nm=960(r/min). (7IqY1W
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 C@*%AY
(1) 求传动比
*f79=x
由选定的电动机的满载转速nm和工作机构转速nw,可求得传动装置的总传动比为: -G8c5b[
ia=na/nw =960/114.6=8.038 zL9VR;q
(2) 分配传动装置传动比 .4wTjbO6
ia=i带i减 uA~YRKer
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 -@rxiC:Q
则i减=ia/i带=3.35 dSwm|kIa
5.传动装置的运动和运动参数的计算 ,VAp>x+O
(1) 各轴功率 GtF2@\
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) *i`v~>
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) ]\OWZ{T'j
(2) 各轴扭矩 !tI=`Ml[
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) A^pu
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) d4%dIR)
4py(R-8\
n=1000 Y5HfN[u^7
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电动机 型号为Y132M-6 {] O`gG
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i减=3.35 &ik$L!iX
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TI=85.76N/m 6_*!|g
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) Q!K`e )R
(3) 各轴转速 M`~!u/D7
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) $_)=8"Sn
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) +jtA&1cf
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三.V带传动设计 O~@fXMthh
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 NY.k.
该系统载荷变动小,工作条件不是很恶劣,所以工况系数选用为1.2, K:5eek
设计功率Pd=KAP kW ,EEPh>cXc
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, #[ -\lU|
由转速在满载时为960r/min A0xC,V~z
查表得 R,Oe$J<
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四 .传动零件的计算 #Ob]]!y
设计一般用途的传动零件 8k!6b\Imz
1. 选择材料 h'5Cp(G
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。 XB\zkf_}Xc
2. 按齿面接触强度确定主要参数 ! -tz4vjw
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 yp]@^T N
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) z@h~Vb&I
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. k*$3i
8<&EvOk
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) O6c\KFBSJ
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 d ,F5:w&
σHlim1=580N/mm²(碳钢调质)根据HBS2=188 查得σHlim2=530 N/mm²(碳钢正火).ZN为接触疲劳强度的寿命系数,由N=60ant得:当a=1时,n1=384r/min _j ;3-m
t=15x300x16=72000h v,1F--v
N1=60x384x72000=1660000000 /9 hR
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 zK5bO=0j
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) b`~wGe
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 \ V%_hl
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² 8tc*.H{^+
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² (xT*LF+
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vis\~^
[σH1]= 580N/ mm² )%j"
[σH2]= 557 N/ mm² tOg=zXm
X"/~4\tJ"
计算时的以小值代入 ;z>p8N
为齿数比. jD9lz-Y@
将各参数代入得 ^gg!Me
z`#_F}v,m/
X;EJ&g/
则 \E
hr@g
的标准 _s>^?x}
中心距为 80&D""
,wK 1=7
由于齿轮传动须装入箱体,现a为小数,结加工和测量带来不便,应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿,调整后位动比误差 只要在3-5%内, 因此Z2=93则a=150mm J/kH%_ >Ir
i实 pVG>A&4
合要求。 CeW7Ym
故分度 圆直径 {D(,ft;s^
RVF F6N^
齿度 4iBxPo(0
x0G>ktWq<
3、校核齿根弯曲强度 JDhwN<0R
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,nYZxYLf+
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d1=59mm <}2A=~
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+}Auk|>Dc
为齿形系数,查得 G`WzJS*}v
`7$Oh{67
为应力,修正系数,查得 ?e2Y`0
KK .cDAR
为 用弯曲应力,由 C}bPv+t
查得 n('VQ0b
z22N7W=7
为弯有疲劳强度的寿命系数 >:fJhF@
nFVbQa~
查得 .Btv}b
]X4RnV55Q
故 \O,j}O'
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将各参数代入 Z#[>N,P
WVsKrFZT
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所以大小齿轮弯曲强度足够 R.^Bxi-UG:
4、确定齿轮的主要几何尺寸 (\[jf39e
分度圆直径: z|oA{VxW>
S5YDS|K
齿顶圆直径: Cb!`0%G
FE^?U%:u@
齿跟圆直径: WVBE>TB
VO\S>kw
齿宽: SF78s:_!_
b1=b2+(5-10)=80-85取80 #8WR{
中心距 2J>A;x_?
5、确定齿轮制造精度 kV]%Q3t
Vj9`[1}1Z
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 r!-L`GUm
>Gw%r1)
1=109.3N/mm *NX*/(Q
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C {H'
4Tbi%vF{
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T3B|r<>I
2=103.3N/mm ^OGH5@"
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d1=67.5mm {H"=PYR
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d2=232.5mm b5iJm-
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da1=72.5mm !W6
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da2=237.5mm o@Cn_p^X
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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。 %lq7; emtp
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五、轴的设计计算 &H>dE]Hq,
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 cf3c+.o
C)kQi2T
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 8-l Y6M\R\
FDC{8e
-k{R<L
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% \r9%;?f
2^lT!X@
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。 />7/S^
轴尺寸设计见附录 {j@)sDMX
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3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 tPHiz%
(1)轴上受力分析 ja2]VbB
轴传递转矩
"kC>EtaX
|93%,
齿轮上圆周力 {Se93o
ffVYlNQ7L
径后力 Dn?L
8ic_|hfY
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 oH0\6:S
运输带工作拉力为2500N *?+!(E
压轴力简单计为5000N th)jEK;Z
(2)受力图 ez>@'yhK
m}(DJ?qP
fZO/HzX
@:I/lg=Qd
?6bE!36
s>X;m.<
`L>'9rbZO
9P$'ON'"
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Ft=2351 N 7>LhXC
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) s$en5)
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 9&tV#=s
e.T5F`Du
同理 a
AuQw
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) x>@UqUJV
gLH(Wr~(a
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) (Gc5lMiX3
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 mNJB0B};m
#FcYJH
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) y+PukHY
截面c的变矩 4aRYz\yT=
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RHA=3488N __9673y
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MHC左=-198816Nmm f|`{PP`\
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MHC右=-280307Nmm 'G^=>=w|Nv
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截面B的弯矩 2::T, Z
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) #RSxo
4
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(6)作扭矩aT图g) OYKV*
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 HGKm?'['
-or9!:8
(7)求出量变矩并作当量变矩图h) 1a'JNe$
}QI*Ns
(8)校核轴危险截面的强度 ?>&8,p17
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。 1eJ\CdI
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六.滚动轴承的选择计算 E%e-R6gl
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。 jyC6:BNust
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 )Ga6O2:
S6QG:|#P
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N
c[I,Sveq
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 YszhoHYh
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) &-zI7@!
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 DkIkiw{L
代入得Cr=38205 u|ZO"t
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 7jPmI
七、键的选择和计算 9+:Trc\%N
由轴设计知,运用C型键,键长40mm phdN9<Z
工作长度 ,键高8mm /[s$A?
接触高度 87Kx7CKF"
'3Ri/V,
kr?|>6?
查表 Nm~#$orI|
知键合适 Ixw,$%-]y6
八. 联轴器选择 *v9G#[gG
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。 . ~<+
九.润滑与密封方式选择 _=MWt_A '3
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。 ,aJrN!fzU
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选用6308和6309深沟球轴承 #5D+XB T
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C型键 ~e9INZe-j
书,有意请进。