文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 fd >t9.
^T\JFzV
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。 :w_J/k5Zd
1.运输带工作拉力F=2.5 KN =!3G ,qV
2.运输带工作速度V=1.4 M/S e#`wshtN:
3.滚筒直径 D=200 mm oD_'8G}
4.滚筒效率n=0.96 "El$Sat`
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; <~# ZtD$G
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 Y604peUF
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 C`OdMM>D
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 JBQ,rX_Hw
部件:1电动机 i}Ea>bi{N
2V带传动或链传动 SZJ~ktXC-V
3减速器 qA:CV(Z
4联轴器 Cec!{]DL&
5输送带 -)@DH;[tb
6输送带鼓轮 w#_xV
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传动方案设计如下: .(Q3M0.D
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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 P
(jlWr$$
hf0G-r_ow
1. 选择电动机的类型 fDp_W1yH
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 ^"K
2. 确定电动机的容量 qdm5dQ (c
电动机所需功率由公式 +jO1?:Lr
Pd=Pw/ηa (KW) ,XCC#F(d1
Pw=Fv/1000ηw 4fw>(d(2
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) &M=12>ah]
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: V=k!&xN~
ηa=η带η²轴η齿η链 U2/H,D
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 -N^}1^gA
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 8qp!S1Qnv
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW (qlIQC
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW e{U`^ao`F8
3 确定电动机的转速 *RUB`tEL
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) 8,=Ti7_
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. IyIh0B~i
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Pe=4.0KW 99G/(Z}
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 %<O'\&!,
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). Y~dRvt0_w
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 "'94E,W
(1) 求传动比 mV@.JFXKP
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: -5>K
pgXo\
ia=na/nw =960/114.6=8.038 )K -@{v^|
(2) 分配传动装置传动比 =bded(3Z
ia=i带i减 YTL [z:k}
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 7~C@x+1S/
则i减=ia/i带=3.35 Zla5$GM
5.传动装置的运动和运动参数的计算 {G&K_~Vj
(1) 各轴功率 ]n${j/x
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) (03m%\
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) Ayc}uuu
(2) 各轴扭矩 )_NQ*m
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) L:%ek3SOz
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) _jy*`$"q(
3lMmSKN
n=1000 _:+W0YS
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电动机 型号为Y132M-6 =:P9 $
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i带=2.5 kMo;<Z
i减=3.35 =4\|'V15
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TI=85.76N/m p
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m)
%3KWc-
(3) 各轴转速 6f?5/hq
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) kR%CSLOVy
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) {}D8Y_=9\
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三.V带传动设计 j:)
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保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 z|+L>O-8
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, 'bY^=9&|
设计功率Pd=KAP kW ujmW {()
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, kQ.atr`? e
由转速在满载时为960r/min u-OwL1S+
查表得 H",yVD
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四 .传动零件的计算
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设计一般用途的传动零件 Ujq)h:`
1. 选择材料 aOWbIS[8
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。 YA{Kgc^
2. 按齿面接触强度确定主要参数 jqb,^T|j;m
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 <(3Uu()
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) x9-K}s]%
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. U:_T9!fG
"9kEqz4a
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) k?|VFh1
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 $dorE~T
σHlim1=580N/mm²(碳钢调质)根据HBS2=188 查得σHlim2=530 N/mm²(碳钢正火).ZN为接触疲劳强度的寿命系数,由N=60ant得:当a=1时,n1=384r/min PJO;[:
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t=15x300x16=72000h cpu+"/\
N1=60x384x72000=1660000000
78qf
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 -s:JD J*
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) u`E_Q8
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 KC q3S
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² "i_tO+
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² ;E*^AW
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[σH1]= 580N/ mm² 8&`s wu&
[σH2]= 557 N/ mm² EWH'x$z_q
p9l&K/
计算时的以小值代入 j
q1qj9KZ
为齿数比. &w/aQs~
将各参数代入得 !H?#~{
W}
#;?z<
u7a4taM$d
则 Q?[k>fu0
的标准
ckhW?T>l
中心距为 .>CqZN,^
U%w-/!p
由于齿轮传动须装入箱体,现a为小数,结加工和测量带来不便,应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿,调整后位动比误差 只要在3-5%内, 因此Z2=93则a=150mm K})j5CJ/
i实 Vfc9+T+
合要求。 E37`g}ZS
故分度 圆直径 Z(Q?epyT
8V~w3ssz
齿度 mYa0_P%^
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3、校核齿根弯曲强度 2! &:V]
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d1=59mm yKfRwO[j
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Z1=27 jL`S6E?7
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d1=67.5759 jQsucs5$h
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H!oP!rzEo
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M^+~r,D1u
为齿形系数,查得 P9Rq'u
G9}[g)R*
为应力,修正系数,查得 Ld+}T"Z&M>
PtmdUHvD
为 用弯曲应力,由 htMpL
查得 gpE5ua&
Pme`UcE3H
为弯有疲劳强度的寿命系数 lR;<6
O!/J2SfuDH
查得 E: XzX Fxx
3-LO
故 [ &R-YQ@
i"|'p/9@q
将各参数代入 0W]Wu[k
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所以大小齿轮弯曲强度足够 3%k@,Vvt
4、确定齿轮的主要几何尺寸 F<G.!Y8!&
分度圆直径: #J1a `}x
okr'=iDg
齿顶圆直径: H-0deJ[>
bha_bj
齿跟圆直径: ow]n)Te
s)_sLt8?
齿宽: H:p(C?tk{
b1=b2+(5-10)=80-85取80 [.|tD
中心距 4sROMk=l
5、确定齿轮制造精度 /5zzzaj{
rK)%n!Z
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 &bA;>Lu#|o
5E}0<&
1=109.3N/mm d4A}BTs1
.>h|e_E
CDR^xo5
dP
%qN8uQx
9u"im+=:
X @r5^A[9
2=103.3N/mm sveFxI
21w<8:Vg
Gvj@?62
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vC+mC4~/(
d1=67.5mm jS|(g##4
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d2=232.5mm v)rN]b]
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da1=72.5mm sm\/wlbE
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da2=237.5mm z?FZu,h}
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dF1=61.25mm 5M*q{kX)
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dF2=226.25mm }RW4
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s7df<dBC
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。 ;#f_e;
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大轮8-HKGBl0095-88 ;O5NZa!.73
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五、轴的设计计算 gb@!Co3
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 )FU4i N)ei
S!.xmc\
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 bF B;N+>
1f}S:Z
[a+?z6qI\}
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% +S3'ms
*wh'4i}u
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。 nq6]?ZJ
轴尺寸设计见附录 -R&h?ec
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+$v$P!),
Q)Ppx 7)
3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 +J#H9>To!
(1)轴上受力分析 }}Q|O]e
轴传递转矩 :jUd?(
lSbAZ6
齿轮上圆周力 Qp-nr]
]Mtb~^joG
径后力 H9 't;Do
DVCc^5#
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 _@d.wfM
运输带工作拉力为2500N 6}<PBl%qe
压轴力简单计为5000N %K/rPhU
(2)受力图 %r|fuwwJO
-`Z5#8P
O'!k$iJNb
vK$T$SL
hL8QA!
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) &A%#LVjf
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 )u[2TI1
&_!BMzp4
同理 LfF<wDvXf
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) aeP4%h
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(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) @ZT25CD
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 YBg\L$|n
:X@;XEol~
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) >5]Xl*{H)
截面c的变矩 x}F.<`
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MHC右=-280307Nmm 85s{;3
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R~c(^.|r
H|,{^b@9
截面B的弯矩 t`DUY3>36
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) H ) (K
wmoOp;C
(6)作扭矩aT图g) sIELkF?.
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 E}a3. 6)p
gc(1,hv
(7)求出量变矩并作当量变矩图h) .h*&$c/l
I>P</TE7
(8)校核轴危险截面的强度 e3[QM
由图h)知轴上当量变矩最大的截面左右,轴承支点的B处,故校核该截面的当量应力。 6tnAE':
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六.滚动轴承的选择计算 fmSA.z
由于减速器为直齿圆柱齿轮,载荷平稳,轴向冲击小,故选用深沟球轴承,由轴尺寸,初步选定驱动滚筒的轴Ⅱ上为深沟球轴承6309,带轮轴承选用6308,根据轴设计计算知只需验证驱动滚筒的那个轴承即可。 rFmE6{4:p
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 {`}RYfZ
)<~b*^kl\
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N 3yZ@i<rfH
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 \ KPz
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) 7"S|GEs:
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 {fS/ZG"5<t
代入得Cr=38205 2s(K4~e e
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 |Rab'9U^
七、键的选择和计算 y[$e]N
由轴设计知,运用C型键,键长40mm &0o&!P8CB
工作长度 ,键高8mm vR`KRI`{
接触高度 ,Wdyg8&.
T*H4kM
f< '~K
查表 iI_Fbw8
知键合适 2Nj0 Hqjq
八. 联轴器选择
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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。 W:tE ?Hu
九.润滑与密封方式选择 zU}0AVlIL:
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。 >uUbWKn3
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选用6308和6309深沟球轴承 G.BqT\ o'
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书,有意请进。