文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 9c*B%A8J
O^6anUV0
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。 ? EHheZ{
1.运输带工作拉力F=2.5 KN F#)bGi
2.运输带工作速度V=1.4 M/S d-m.aP)y:
3.滚筒直径 D=200 mm $%M]2_W(
4.滚筒效率n=0.96 hosY`"X
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; 1tI=Dwx
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 yH43Yo#Rk
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 l\Ww^
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 '3sySsD&O
部件:1电动机 W#^.)V
2V带传动或链传动 .L;e:cvx
3减速器 nN-S5?X#
4联轴器 ;PMh>ZE`
5输送带 u8%X~K\
6输送带鼓轮 1ZRkVHiz0
传动方案设计如下: cPAR.h,b?
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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 S5y.H
$GGaR x
1. 选择电动机的类型 v*=P
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 2@GizT*mA
2. 确定电动机的容量 N1Ag.
电动机所需功率由公式 ]SRpMZ
Pd=Pw/ηa (KW) wB \`3u4
Pw=Fv/1000ηw (uDd_@a9t
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) q^EY?;Y
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: !%('8-x%
ηa=η带η²轴η齿η链 6:Z8d%Z
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 A!x &,<
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 W [K.|8ho
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW wT::b V{
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW )(-;H|]?
3 确定电动机的转速 u YT$$'S
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) bG@2f"
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. T:Klr=&V
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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`Y1
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). lZ\8W^
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 }#O!GG{
(1) 求传动比 Y$r78h=4
由选定的电动机的满载转速nm和工作机构转速nw,可求得传动装置的总传动比为: Z nc(Q
ia=na/nw =960/114.6=8.038 {q?&h'#y
(2) 分配传动装置传动比 ^hC'\09=c
ia=i带i减 LSJ?;Zg(=z
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 6@J=n@J$p
则i减=ia/i带=3.35 (8JU!lin
5.传动装置的运动和运动参数的计算 ~.m<`~u
(1) 各轴功率 m.e]tTe
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) 6gg8h>b
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) AC)
M2;
(2) 各轴扭矩 q!5:M\
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) I#M3cI!X?
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) >d 2Fa4u3
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n=1000 Wp=3heCa6
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电动机 型号为Y132M-6 9B: 3Ha=
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) X
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(3) 各轴转速 !~@GIr
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) qLN^9PdEE
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) %@/^UE:
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三.V带传动设计 Ku;fZN[g
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 l=^A41L_
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, WxdQ^#AE
设计功率Pd=KAP kW wak 26W>I3
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, f*ZU a
由转速在满载时为960r/min Pms@!yce
查表得 `s}*
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四 .传动零件的计算 O:]']' /
设计一般用途的传动零件 $G=^cNB|JB
1. 选择材料 NF$6yv9C
小齿轮选用45号钢调质,大齿轮用45号钢正火,查表得小齿轮齿面硬度HBS=217-255,大齿轮齿面硬度为160-217,计算时取平均值小齿轮为236,大齿轮为188。 f,YORJ
2. 按齿面接触强度确定主要参数 OPvPP>0*8
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 4vg,g(qi<
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) ,Wtw0)4
Φd为齿宽参数;由表知软齿面对称布置时φd=0.8214,由于是单级传动,速度低,轴的刚性较大,因此φd=1.1,K为载荷系数,对带式运输机,载荷平稳,且齿轮相对于轴承为对称布置,取K为1.4. 6Ga'_P:
[gzaOP`f
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) Gm+D1l i
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 ^C gg1e1
σHlim1=580N/mm²(碳钢调质)根据HBS2=188 查得σHlim2=530 N/mm²(碳钢正火).ZN为接触疲劳强度的寿命系数,由N=60ant得:当a=1时,n1=384r/min .+7n@Sc
t=15x300x16=72000h }3
/io0"D
N1=60x384x72000=1660000000 p{?duq=
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 V``|<`!gd
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) St;9&A
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 /X8a3Eqp9
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² 1I;q@g0
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² GzEw~JAs
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[σH1]= 580N/ mm² C,,T7(: k
[σH2]= 557 N/ mm² ?Gf'G{^}
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计算时的以小值代入 S|d /?}C|e
为齿数比. A?tCa*b^
将各参数代入得 !yg &zzP*
Z9mI%sC[(
'>[ZfT
则 Z4z|B&
的标准 )fXxkOd
中心距为 4FnePi~i
lBn<\Y!^
由于齿轮传动须装入箱体,现a为小数,结加工和测量带来不便,应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿,调整后位动比误差 只要在3-5%内, 因此Z2=93则a=150mm ]V fp,"op
i实 y**L^uvr
合要求。 oe6Ex5h
故分度 圆直径 ;E}&{w/My
n2aUj(Zs=
齿度 0r@LA|P
SFzoRI=qG
3、校核齿根弯曲强度 ,>g(%3C
0?R$>=u
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d1=59mm 5m;pHgkb
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h1)+QLI
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Z1=27 KJn 3&7
Z2=90 9~,!+#
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d1=67.5759 j{5oXW
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{-IRX)m*
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m<9W#
[s!c c:JR
为齿形系数,查得 $L"-JNS
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为应力,修正系数,查得 ku5g`ho
3~0Xe
为 用弯曲应力,由 (7aE!r\Ab
查得 9e1KH'
B415{
为弯有疲劳强度的寿命系数 ,wra f#UdP
6? (8KsaN
查得 `^E(P1oJ3
*Oe;JqQkK
故 ?@_,_gTQ
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将各参数代入 qo;F]v*pkK
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所以大小齿轮弯曲强度足够 g;bkVq
4、确定齿轮的主要几何尺寸 Wm.SLr,o0
分度圆直径: ?Zoq|Q+
A\.M/)Qo
齿顶圆直径: YKUs>tQ!
kF.PLn'iS
齿跟圆直径: crC];LMl/
D1lHq/
齿宽: 37!}8
b1=b2+(5-10)=80-85取80 YrgwR
中心距 <
v_ ?}
5、确定齿轮制造精度 zYj8\iER
P*(lc:
查表确定齿轮第 II公差组为8级精度,第I,III公差与II组同为8级,并按设计手册资料推荐确定齿厚偏差。小轮为 M>_S%V4a
c:~o e
1=109.3N/mm 4- 6'
"$:nz}
mrd(\&EhA
Ar=pzQ<Z{
8N8B${X
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2=103.3N/mm #ZGWU_l}
K |Yr
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d1=67.5mm Mk[_yqoCO
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d2=232.5mm o *I-~k
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da1=72.5mm l=EIbh
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da2=237.5mm \&AmX8" [
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dF1=61.25mm <h7C_^L10\
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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。 `Nu3s<O7CF
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五、轴的设计计算 4r\Sbh
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 Pwt4e-
f9cS^v_:
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 >r2m1}6g"
36s[hg
is}o5\JEL
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% &,4^LFZW
IvTtQq
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。 $h0]
轴尺寸设计见附录 y/K% F,WMf
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[Tby+pC
`sQ\j Nu
.%+'Ts#ie
[bUM x
3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 8)Z WR3)+W
(1)轴上受力分析 6_=qpP-?
轴传递转矩 YR'?fr
,w,>pO'[
齿轮上圆周力 .FK[Y?ci#
5Qd |R
径后力 J:dF^3Y
54WM*FZ
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 jy(,^B,]
运输带工作拉力为2500N ( t#w@<
压轴力简单计为5000N 91r9RG>
(2)受力图 A@bWlwfl
+"Ih'bb`j
eW"i'\`0
"5 PP<A,F(
vP^]Y.6
Zq~2 BeB
Q IQB
D$q"k"
C$){H"#
bM;yXgorU
Ft=2351 N pRx^O
F(3
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) EAF<PMb
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 TSdjX]Kf
BS;rit:
同理 ~53E)ilB
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) WEqHL,Uh]
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(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) l"}W $3]u$
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 b;]'Bo0K
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②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) yZHQql%J
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截面c的变矩 H|0B*i@81
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截面B的弯矩 ed{z^!w4
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) @#VxjXW^
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(6)作扭矩aT图g) ,"h$!k"$g
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 EoQ.d|:g
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(7)求出量变矩并作当量变矩图h) >GT0x
jXZKR(L
(8)校核轴危险截面的强度 7dPA>5"XD
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。
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六.滚动轴承的选择计算 y# x]?%m
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。 (F_#LeJ|
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 *a$z!Ma3h
2RM0ca_F
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N @x{;a 9y
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 u9VJ{F
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) )ZiJl5l@
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 -Tz/ZOJ
代入得Cr=38205 B3I<
$
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 6J&L5E
七、键的选择和计算 V$:v~*Y9
由轴设计知,运用C型键,键长40mm lIOLR-:4j
工作长度 ,键高8mm B}*xrPj
接触高度 -ud!j
Dk[[f<H_{
OFDPtJ wV
查表 Y|1kE;
知键合适 s q :ff
八. 联轴器选择 S{
*RF)
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。 l&T;G9z
九.润滑与密封方式选择 53l9s<bOQ
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。 nq_sbli
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选用6308和6309深沟球轴承 'VO^H68
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书,有意请进。