文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 P%HyIODS
g8A{aHb1}
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。 C/XyDbH
1.运输带工作拉力F=2.5 KN gEHfsR=D6
2.运输带工作速度V=1.4 M/S iGVb.=)
3.滚筒直径 D=200 mm bCUh^#]x
4.滚筒效率n=0.96 >Eg .c
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; n@[</E(
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 =3dbw8I
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 J&65B./mD9
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 eAKQR
部件:1电动机 @ ]wem
2V带传动或链传动 I} fcFL8
3减速器 <D;Q8
4联轴器 Prz+kPP
5输送带 SLOYlRGCi
6输送带鼓轮 iiB )/~!O
传动方案设计如下: )h_7 2
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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 *v
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R4~zL!7;
1. 选择电动机的类型 !ga(L3vf
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 ,[}yf#8@J
2. 确定电动机的容量 4lh
电动机所需功率由公式 3+8"
Pd=Pw/ηa (KW) Xlqz8cI
Pw=Fv/1000ηw HLoQ}oK|K
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) m!#)JFe67
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: Ij6Wz.*
ηa=η带η²轴η齿η链 ss0'GfP
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 C=dx4U~
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 ,8xP8T~Kmv
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW SC
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查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW [#>$k
6F*
3 确定电动机的转速 oLqbR?
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) *e-ptgO
根据表1-3的V带传动比i1=2-4,而单级圆柱齿轮减速器的传动比i2=4-6,因此总传动比的合理范围为:ia=8—24. 3gI[]4lRH
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 C5PmLiOHY>
符合这一范围的电动机同步转速有:750,1000,1500(r/min)三种,选用同步转速1000 (r/min)时,电动机的重量,价格及V带传动和减速器的传动比都比较合适,因此选定电动机型号为Y132M-6满载转速为nm=960(r/min). (2 T#/$
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 wovmy{K
(1) 求传动比 Cdp]Nv6
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: @%EE0)IA
ia=na/nw =960/114.6=8.038 k'[ S@+5
(2) 分配传动装置传动比 .1.J5>/n
ia=i带i减 jFuC=6aF
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 Pv/Pww\
则i减=ia/i带=3.35 \Y!T>nWn)I
5.传动装置的运动和运动参数的计算 xH_A@hf;
(1) 各轴功率 NI5]Nz<?
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) s;fVnaqG:
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) J Q)4}t
(2) 各轴扭矩 2E`~ qn
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) 2PVx++*]C
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) |'V DI]p&
SwdC,
n=1000 E /fw?7eQ
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电动机 型号为Y132M-6 ^Yj"RM$;N
w=f0*$ue+w
o {=qC: b
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TI=85.76N/m rr |"r
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) =2^Vgc
(3) 各轴转速 FE/$(7rM
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) Tr}R`6d$
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) oi7
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三.V带传动设计 ds]?;l"
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 ^>^\CP]
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, Jn*Nao_)
设计功率Pd=KAP kW E5gl ^Q?Z
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, D-pX<0-y
由转速在满载时为960r/min t!{x<9
查表得 aM$=|%9/
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四 .传动零件的计算 z*LiweR-
设计一般用途的传动零件 'ere!:GJD
1. 选择材料 0x5xLg;Q
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。 >IY,be6>P
2. 按齿面接触强度确定主要参数 Y=Hz;Ni
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 XDYosC:
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) >Z\BfH
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. DB@EVH
te'*<HM
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) X/+OF'po
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 ;fGx;D
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 'm O2t~n
t=15x300x16=72000h c_1/W{
N1=60x384x72000=1660000000 (p |DcA]BX
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 %;O}FyP
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) Wsm`YLYkt!
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 5f{|"LG&
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² U CY2]E
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² 3ATjsOL
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[σH1]= 580N/ mm² /f3m)pT
[σH2]= 557 N/ mm² G)7)]yBL
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计算时的以小值代入 X?dfcS*!n
为齿数比. {XnPx?V
将各参数代入得 :vQM>9l7
F?4Sz#
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则 $qm~c[x%
的标准 >XE`h9
中心距为 . U/k<v<)6
=A n`D
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 {Y_Nj`#BT
i实 h>3H7n.
合要求。 y1C/v:;
故分度 圆直径 ty-
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齿度 s4,(26y
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3、校核齿根弯曲强度 5"=:#zN
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d1=59mm }gCHQ;U7`
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为齿形系数,查得 XS|mKuMcC
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为应力,修正系数,查得 XV5`QmB9
MPvWCPB
为 用弯曲应力,由 RpN <=
查得 0yTQ{'Cc
HRHrSf7
为弯有疲劳强度的寿命系数 ;*QN9T=0
!!+Da>
查得 C BlXC7_Mi
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故 IJIQ"
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将各参数代入 $8@+j[>
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所以大小齿轮弯曲强度足够 `Jqf**t
4、确定齿轮的主要几何尺寸 I3An57YV].
分度圆直径: l{QC}{Ejc2
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齿顶圆直径: *F..ZS'$[
vgN@~Xa
齿跟圆直径: ?#i|>MRR>
J7Sx!PQ
齿宽: }Q;BQ2[
b1=b2+(5-10)=80-85取80 Q2FQhc@L(:
中心距 G1TANy
5、确定齿轮制造精度 o
Fi) d[`
)tCx5 9
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 X]MTaD.t
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1=109.3N/mm N:7.:Yw
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d1=67.5mm 0a@c/XGBp
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d2=232.5mm Eh:yRJ_8
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da1=72.5mm OFp#<o,p
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da2=237.5mm -GFwFkWm
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dF1=61.25mm g(1"GKg3K
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dF2=226.25mm Vl-D<M+ih
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7bHE!#L`0
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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。 6<#Slw[
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大轮8-HKGBl0095-88 aS c#&{
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五、轴的设计计算 )7Ho n
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 $ ufSNx(F
YW4bm
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 Q G=-LXv:@
e4>L@7
Pq[0vZ_}dN
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% Se;?j-
WwCK K
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。 110>p
轴尺寸设计见附录 ulz\x2[Pf
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3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 7p>-oR"
(1)轴上受力分析 B,m$ur#$
轴传递转矩 @<w9fzi
EBL,E:_)
齿轮上圆周力 <{z3p:\
\,cKt_{ u
径后力 C+#;L+$Gi
IIt^e#s&
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 8yo6v3JqC
运输带工作拉力为2500N f{ 4G
压轴力简单计为5000N PHiX:0zT
(2)受力图
3NxaOO`
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MCrO]N($b
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) (cA|N0
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 WAmoKZw2
9-iB?a7{.
同理 ~q|e];tA
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) +e4<z%1
j.N\U#3KK
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) 3XlnI:w=
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 *|#JFy?c[
v9` B.(Ru
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) a<"& RnG(
截面c的变矩 iEgM~
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MHC右=-280307Nmm WvzvGT=
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截面B的弯矩 'wV26Dm
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) (MiOrzT
tS|zf,7
(6)作扭矩aT图g) pytfsVM
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 @Hdg-f>y]
ms<u YLp
(7)求出量变矩并作当量变矩图h) Jd6Q 9~z#
`|?$; )
(8)校核轴危险截面的强度 }C`0"
1
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。 <f{`}drp/
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六.滚动轴承的选择计算 ).b+S>k
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。 xSZw,
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 X/"H+l
Id1[}B-T
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N ]"_'o~
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 |[ofc!/
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) :6{HFMf"
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 aS2
Y6
代入得Cr=38205 =wc[r?7
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 $R4\jIewV
七、键的选择和计算 S_=u v)%a
由轴设计知,运用C型键,键长40mm GV/FK{v5
工作长度 ,键高8mm I`1=VC]^8
接触高度 ](pD<FfS]'
~o$=(EC
cd#TKmh7re
查表 y0^FTSQ|
知键合适 UI'eD)WR
八. 联轴器选择 Ho|n\7$
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。 "m5ZZG#R`
九.润滑与密封方式选择 ]T`qPIf;yJ
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。 hG]20n2
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选用6308和6309深沟球轴承 6(=:j"w0
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书,有意请进。