文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 Qy$QOtrv
d@l;dos),
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。 h5Z\9`f[
1.运输带工作拉力F=2.5 KN (&gCVf
2.运输带工作速度V=1.4 M/S %(e=Q^=
3.滚筒直径 D=200 mm brVT
4.滚筒效率n=0.96 ]':C~-RV{
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; jxoEOEA
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 A9R}74e4g
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 m0#hG
x
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 x[?_F
部件:1电动机 eU12*(
2V带传动或链传动 "*T)L<G
3减速器 EP8LJzd"
4联轴器 1rKR=To
5输送带 y~d W=zO
6输送带鼓轮 *PI3L/*
传动方案设计如下: D H.ljGb
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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 X+3)DE\2
K c<z;
1. 选择电动机的类型 U\[V !1O
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 y(R*Z^c}d,
2. 确定电动机的容量 AWi87q
电动机所需功率由公式 (HF,p,h_
Pd=Pw/ηa (KW) EH3G|3^xz
Pw=Fv/1000ηw 0
mQ3P.9
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) w?*KO?K
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: yjO7/<2
ηa=η带η²轴η齿η链 KCFwO'
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 o
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工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 %8tN$8P
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW [E^X=+Jnz
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW $O>@(K
3 确定电动机的转速 I Q L~I13
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) ;Y'\:
根据表1-3的V带传动比i1=2-4,而单级圆柱齿轮减速器的传动比i2=4-6,因此总传动比的合理范围为:ia=8—24. nsp K.*?
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 AdW2o|Uap
符合这一范围的电动机同步转速有:750,1000,1500(r/min)三种,选用同步转速1000 (r/min)时,电动机的重量,价格及V带传动和减速器的传动比都比较合适,因此选定电动机型号为Y132M-6满载转速为nm=960(r/min). /7@2Qc2
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 V8$bPVps
(1) 求传动比 50aWFJYw
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: ><MgIV
ia=na/nw =960/114.6=8.038 }l?_Cfvu
(2) 分配传动装置传动比 w00\1'-Kz
ia=i带i减 }!]x|zU.=
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 25c!-.5D
则i减=ia/i带=3.35 o;>3z*9?3
5.传动装置的运动和运动参数的计算 $A@3ogoS&
(1) 各轴功率 wLN2`ucC
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) niEEm`"
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) P&3/nL$9N
(2) 各轴扭矩 *.]E+MYi*
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) fEG3b#t N
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) *-AAQ
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n=1000 AV 5\W}
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电动机 型号为Y132M-6 s!/holu
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TI=85.76N/m 3hXmYz(
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) f >)Tq'
(3) 各轴转速 TjUZv 1(L
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) Vo 6y8@\
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) mbX)'. +L
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三.V带传动设计 UZzNVIXA%
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 }1QI"M*
该系统载荷变动小,工作条件不是很恶劣,所以工况系数选用为1.2, z-n>9
设计功率Pd=KAP kW ?qju
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由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, `wNm%*g
由转速在满载时为960r/min WMW1B}Z3
查表得 fuq(
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四 .传动零件的计算 "UG
K8x
设计一般用途的传动零件 bAEg$A
1. 选择材料 e\F}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。 QB&BTT=!
2. 按齿面接触强度确定主要参数 XN#&NT{t}
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 ~jN'J+_$
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) n-J2/j
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. x GH1epf
/:Lu_)5
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) 6S1m<aH6
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 FOH@OY
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 Dz;HAyPj
t=15x300x16=72000h .Q* 'r&n
N1=60x384x72000=1660000000 Xgat-cy'DA
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 Q`ME@vz
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) T2=HG Z
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 @0NJ{
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² fDh]tua
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² X(*!2uS
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K为1.4. nP3 E
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[σH1]= 580N/ mm² .a'f|c6
[σH2]= 557 N/ mm² sD;M!K_
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计算时的以小值代入 zeb=8Dg
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为齿数比. c9"r6j2m5
将各参数代入得 WKfkKk;G
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i1lBto[
则 AIYmS#V1W2
的标准 #%0Bx3uM
中心距为 QS[L~97m2M
w >; L{
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 =q7Z qP
i实 as yZe
合要求。 ia @'%8
故分度 圆直径 >Gml4vGK
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齿度 W !w, f;
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3、校核齿根弯曲强度 :KJ pk:<
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d1=59mm nn/?fIZN4
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d2=232.5 ,@1p$n
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为齿形系数,查得 }ci#>
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为应力,修正系数,查得 }*.0N;;C
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为 用弯曲应力,由 5>BK%`
查得 GpZc5c
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为弯有疲劳强度的寿命系数 T] 2q?;N
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查得 afYc\-"
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故 t#q<n:WeYU
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将各参数代入 N<QXmgqx
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所以大小齿轮弯曲强度足够 p`l0?^r
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4、确定齿轮的主要几何尺寸 ['T:ea6B
分度圆直径: h=:Q-?n-
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齿顶圆直径: "sG=wjcw^
1;{Rhu7*
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齿跟圆直径: -?0qf,W.
%@u;5qD&
齿宽: zRyuq1Zyc,
b1=b2+(5-10)=80-85取80 *NG+L)g
中心距 d!$Z(W0
5、确定齿轮制造精度 UXdUO@
>k'c'7/
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 l6d$V9A
)'~6HO8Z
1=109.3N/mm !1ED~3/X
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2=103.3N/mm <>8WQn,K
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d1=67.5mm =17t-
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d2=232.5mm ;LMJd@
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da2=237.5mm sashzVwJ-=
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dF1=61.25mm [DF,^4g
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* iF]n2g:
|v$JCU3!A
o
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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。 ::}{_ Z
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小轮8-GJGB10098-88 TjwBv6h
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大轮8-HKGBl0095-88 &i$ldR
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五、轴的设计计算 }5}.lJ:
1、选择轴的材料,确定许用应力,选用45号钢。调质处理,查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 T
QSzx%i2
:]^P1sH[
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 2gq9k}38
|,!IZ-
th
.QN>z-YA6:
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% iTAx=SG
Ire\i7MF:
考虑到减速器、轴承、 轴器,外观等因素, 轴II与滚筒连接处直径为35,轴I与电动机连接处为30,由于轴 II负荷大,故设计,检验都以轴II为例,轴I设计如同轴II。 -<
&D
轴尺寸设计见附录 ~nG(5:A5g/
O^^C;U@U<1
b7wvaRe.
1r]IogI
%Cv D-![0
}9W4"e 2)
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lobGj8uxq
d\61;C
u*tN)f3
5i1>I=N
3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 fbL\?S,w
(1)轴上受力分析 ae0>
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轴传递转矩 R@6zGZ1
SOi*SwQ8
齿轮上圆周力 Y<Xz
wro0
,XIz?R>;c
径后力 #&m0WI1
l#H#+*F
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 ]zQo>W$
运输带工作拉力为2500N -xDGH
压轴力简单计为5000N 4x;/HEb7?
(2)受力图 vpld*TL*
bLQ ^fH4ww
00SbH$SU
_',prZ*
Z6_N$Z.A
sM?MLB\Za
_-9@qe
I{lT> go
ni6{pK4Wqm
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Ft=2351 N GA?87N
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) |{@8m9JR
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 uFLx
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同理 <6fv1d+v
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) +q)5dYRzV
Uv?|G%cD-
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) jWY$5Vq<H
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 :{ur{m5bX
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②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) H.WE6
截面c的变矩 .%^]9/4
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截面B的弯矩 2iU7 0(H
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) e }*0ghKI
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(6)作扭矩aT图g) M^7MU}5w
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 >;#=gM
mCz,2K|^~
(7)求出量变矩并作当量变矩图h) 9~0^PzTA
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(8)校核轴危险截面的强度 jS!`2li?{
由图h)知轴上当量变矩最大的截面左右,轴承支点的B处,故校核该截面的当量应力。 G|m1.=DJm
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六.滚动轴承的选择计算 sFb4`
由于减速器为直齿圆柱齿轮,载荷平稳,轴向冲击小,故选用深沟球轴承,由轴尺寸,初步选定驱动滚筒的轴Ⅱ上为深沟球轴承6309,带轮轴承选用6308,根据轴设计计算知只需验证驱动滚筒的那个轴承即可。 m]IysyFFK
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 _a+ICqR
s6=YV0w(
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N TK>{qxt:=
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 %HSl)zEo>C
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) 3D)b*fPc
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 .}9FEn 8
代入得Cr=38205 ~2/{3m{3 A
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 S;A)C`X&
七、键的选择和计算 gvnj&h.GV
由轴设计知,运用C型键,键长40mm -{9Gagy2&
工作长度 ,键高8mm zH'2s-.bi
接触高度 y67uH4&Vm
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查表 +zRh
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知键合适 V2yveNz\7
八. 联轴器选择 ;o$;Z4:.D
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。 St>`p-
九.润滑与密封方式选择 W3LP
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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。 v3JPE])/
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选用6308和6309深沟球轴承 0yHjrxc$
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书,有意请进。