文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 Qy^1*j<@&
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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。 q qpgy7
1.运输带工作拉力F=2.5 KN Mr;E<Lj ^K
2.运输带工作速度V=1.4 M/S ,Sq/y~
3.滚筒直径 D=200 mm U1DXeh~V
4.滚筒效率n=0.96 _LMM,!f
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; 8YZbP5'
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 u.d).da
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 ]h>_\9qO
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 T&%ux=Jt
部件:1电动机 :=/85\P0SU
2V带传动或链传动 YP.5fq:
3减速器 [`{Z}q&
4联轴器 |uqf:V`z:
5输送带 TD'L'm|2
6输送带鼓轮 c(:f\Wc3Z
传动方案设计如下: vy0X_DPCr
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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 a#>Yh;FA
~ ip,Nl
1. 选择电动机的类型 fjU8gV
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 Zy o[(`y
2. 确定电动机的容量 QlJ)F{R8il
电动机所需功率由公式 f7=((5N
Pd=Pw/ηa (KW) sC='_h
Pw=Fv/1000ηw AQ_|:
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) "f "6]y
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: w,h`s.AN
ηa=η带η²轴η齿η链 H`0|tepz
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 ,QcF|~n
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 *QLI3B9V
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW 7T1=q{#M
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW <4P4u*/o
3 确定电动机的转速 w)Q0_2p.
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) #)C[5?{SNq
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. 1XD,uoxB
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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#u}tE
d
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). ?e,pN,4
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 W9D86]3Y
(1) 求传动比 E
,|xJjh
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: dIRm q+d^
ia=na/nw =960/114.6=8.038 1:f9J
(2) 分配传动装置传动比 1n:8s'\
ia=i带i减 _Jme!Oaa
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 v"OY 1<8
则i减=ia/i带=3.35 n&-qaoNl
5.传动装置的运动和运动参数的计算 Q4f/Z
(1) 各轴功率 ;9#Z@]p
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) 5A
sP5
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) ^OstR`U3
(2) 各轴扭矩 SRrw0&ts
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) !+L/Khw/C
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) rld67'KcE
]8f ms(
n=1000 5ZMR,SZhC
uWM{JEOl
电动机 型号为Y132M-6 p' +
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i带=2.5 BI $
i减=3.35 $aN&nhoO<
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TI=85.76N/m )w0AC"2O~
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) s;64N'HH
(3) 各轴转速 FvJd8kV
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) w0C~*fn3l
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) @O[}QB?/fi
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三.V带传动设计 wfP5@ !I
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 3tmdi 3s
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, "9bN+1[<
设计功率Pd=KAP kW c. A|Ir
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, 7rC uu *M
由转速在满载时为960r/min ~6I)|^Z
查表得 @Kgl%[NmX
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四 .传动零件的计算 |
W#~F&{]
设计一般用途的传动零件 j.3o W
1. 选择材料 ][Y^-Ak1
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。 .F0]6#(
2. 按齿面接触强度确定主要参数 r9ke,7?
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 r@T| e
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) c!&Qj
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. :G'xi2bs
9u wL{P&
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) JZ`L%
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 ui'F'"tPz
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 OoP@-D"e
t=15x300x16=72000h Kla:e[{
N1=60x384x72000=1660000000 Ohl} X 1
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 )-&nxOP
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) FsCwF&/q
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 /aUFc '5
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² 2/tb6' =
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² Jm![W8L
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K为1.4. ZBj6KqfST%
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[σH1]= 580N/ mm² sUda
[σH2]= 557 N/ mm² W}k[slqZA
3^H/LWx`{]
计算时的以小值代入 dKe@JQ+-z
为齿数比. 7S2c|U4IM
将各参数代入得 Ge9}8
{Vl"m2
(qk5f`O
则 14u^[M"U
的标准 y(a}IM3~
中心距为 -t b;igv
'X ~Ab
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 3AP YO
i实 (6[Wr}SW5
合要求。 SW-0h4
故分度 圆直径 Gavkil
4`G=q^GL,
齿度 a?\ `
~6fRS2u
3、校核齿根弯曲强度 @YrGyq
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d1=59mm 4=
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d1=67.5759 X ^9t
d2=232.5 jeyaT^F(
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为齿形系数,查得 a'c9XG}
vBV"i9n
为应力,修正系数,查得 ,[+ZjAyG}#
A/r;;S)%2
为 用弯曲应力,由 cM|af#o
查得 b49|4
r(748Qc4f?
为弯有疲劳强度的寿命系数 K1CMLX]m
HP1X\h!Ke
查得 b'i%B9yU:%
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故 "Vs
Nyy
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将各参数代入 c|8KT
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所以大小齿轮弯曲强度足够 +{ ,w#@
4、确定齿轮的主要几何尺寸 IU;pkgBj0Y
分度圆直径: ,nuDoc
vVvt
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齿顶圆直径: |4 d{X@`&
*<h
齿跟圆直径: V.G9J!?<P
D ;T r
齿宽: Vzv.e6_
b1=b2+(5-10)=80-85取80 Wcay'#K,
中心距 |SXMu_w
5、确定齿轮制造精度 ;V}FbWz^v6
vGMOXbq4&
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 R4J>M@-0v
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1=109.3N/mm |jCE9Ve#
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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。 nR'EuI~(}
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大轮8-HKGBl0095-88 9h=WWu',
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五、轴的设计计算 g5`YUr+3?h
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 0't)fnI#
2Hj]QN7"
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 fN;y\!q5
:-n4!z"k
y6\#{
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% I(|{/{P,
7="V7
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。 [;+YO)
轴尺寸设计见附录 PeZ=ONY5
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3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 9P]TIV.
(1)轴上受力分析 X6PfOep
轴传递转矩 8.@yD^'
~"(1~7_
齿轮上圆周力 wvfCj6}S&
.!&YO/
径后力 :=* -x
{^~{X$YI
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 3B,nHU
运输带工作拉力为2500N BR|dW4\
压轴力简单计为5000N 0 X@5W$x
(2)受力图 wM><DrQ
G|o-C:~
#SL/Jr
DZ
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) NmK%k jCx
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 N$p O] p
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P[
同理 F
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②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) s9@IOE GAt
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(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) (Iu5QLE
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 @Yy=HV
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②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) b@nbXm]Z
截面c的变矩 ?jy^WF`
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截面B的弯矩 )=ZWn,ZB
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) Z6
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(6)作扭矩aT图g) f`P%aX'cBQ
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 B4_0+K H
+*~?JT
(7)求出量变矩并作当量变矩图h) qzsS"=5
KGzBK:
(8)校核轴危险截面的强度 a{,EX[~b
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。 ;&?NuK
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六.滚动轴承的选择计算 o2He}t2o
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。 FQ*4?D,A
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 /0uZ(F|>I
7xb z)FI
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N !=V>DgmW
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 rLw,?
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) 9_n!.zA<
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 fq~<^B
代入得Cr=38205 .:B]
a7b
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 L6fc_Mo.EE
七、键的选择和计算 loZJV M
由轴设计知,运用C型键,键长40mm 35%'HFt_
工作长度 ,键高8mm
!NUsfd
接触高度 \H!ECTI
KDhr.P.~
Ix93/FAn
查表 #joGIw
知键合适 G9TK)Nz
八. 联轴器选择 Y 4sf 2w
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。 vd
c k
九.润滑与密封方式选择 t|jX%s=
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。 iov55jT~l@
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选用6308和6309深沟球轴承 M;V
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书,有意请进。