文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 h
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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。 p$t|eu
1.运输带工作拉力F=2.5 KN 57~y 7/ 0
2.运输带工作速度V=1.4 M/S wFX9F3m
3.滚筒直径 D=200 mm NS65F7<&
4.滚筒效率n=0.96 aeISb83Y |
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; Mf2F LrAh
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 EV?U
!O
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 R
RE8|%p;B
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 R_O=WmD
部件:1电动机 ?j0yT@ G
2V带传动或链传动 `BQv;NtP
3减速器 <PVwf`W.
4联轴器 -p>~z )
5输送带 pI:,Lt1B
6输送带鼓轮 Q~tXT_
传动方案设计如下: *s,[Uy![
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二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 GLn=*Dh#
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1. 选择电动机的类型 Y
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按工作要求和条件,选用Y系列一般用途全封闭式鼠笼型三相异步电动机 E ?Mgbd3
2. 确定电动机的容量 z_!IA
] v
电动机所需功率由公式 =P]Z"Ok
Pd=Pw/ηa (KW) {+WBi(=W
Pw=Fv/1000ηw -67Z!N
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) T82 `-bZ
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: V
9Qt;]mQ
ηa=η带η²轴η齿η链 !?nO0Ao-$
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 {^z73Gxt,
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 \ZZ6r^99
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW sfyLG3$/
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW ]>1Mq,!
3 确定电动机的转速 $6a9<&LP_
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) w'K7$F51
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. y:RW:D&
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 Yh1</C
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). !V.]mI
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 S%\5"uGa
(1) 求传动比 SSI> +A
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: PB^rniYh
ia=na/nw =960/114.6=8.038 zeMV_rW~
(2) 分配传动装置传动比 !f/K:CK|
ia=i带i减 jwk+&S
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 .4a|^ vT
则i减=ia/i带=3.35 Yb5U^OjyJ
5.传动装置的运动和运动参数的计算 0kUhz\"R:q
(1) 各轴功率 -U2Su|:\N8
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) 2!6hB sEr
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) 96\FJHtZ
(2) 各轴扭矩 7**zb"#y
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) zu}uW,XH-
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) 16Qu{K
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n=1000 1O Ft}>1
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电动机 型号为Y132M-6 Z2W&_(^.h
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TI=85.76N/m 0Y0z7A:
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) `V/kM0A5
(3) 各轴转速 bSTori5
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) F4=X(P_6
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) /\ fR6|tJ
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三.V带传动设计 ]<;y_
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 Tkj
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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, sZ"(#g;3<
设计功率Pd=KAP kW ayg^js2,
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, wF-H{C'
由转速在满载时为960r/min Kciz^)'Z
查表得 tt&{f <*
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四 .传动零件的计算 /])P{"v$^
设计一般用途的传动零件 %m-U:H.Vp
1. 选择材料 v4,Dt
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。 /z: mi
2. 按齿面接触强度确定主要参数 YRU95K[
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 aAgQ^LY
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) rbrh;\<jM
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. yV*4|EkvW
KY\=D 2m
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) N t\ZM
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 Y;kiU
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 $4BvDZDk`B
t=15x300x16=72000h #tA/)Jvi
N1=60x384x72000=1660000000 l_Zx'm
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 a`>H69(bU
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) R1(3c*0f
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 T@a|*.V
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² \J(kM,ZJ
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² $CZ'[`+
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[σH1]= 580N/ mm² 9Vo*AK'&U
[σH2]= 557 N/ mm² SZ}=~yoD(
eze%RjO}
计算时的以小值代入 m xqY
为齿数比. :2K@{~8r
将各参数代入得 Q<gUu^rq
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=/rkq
{Ay dt8
则 w
?*eBLJ(G
的标准 w)`XM
中心距为 9bspf {
iaLZ|\`3a
由于齿轮传动须装入箱体,现a为小数,结加工和测量带来不便,应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿,调整后位动比误差 只要在3-5%内, 因此Z2=93则a=150mm UtP|<]{
i实 ,[)l>!0\H
合要求。 M&/%qF15
故分度 圆直径 Fk^N7EJ:$
Hf\sF(, (
齿度 tRZ4\Bu
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3、校核齿根弯曲强度 |<5F08]v
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d1=59mm oeB'{bG
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Z1=27 EK Vcz'w
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a=150mm )iQ^HZ
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d1=67.5759 XFvl
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为齿形系数,查得 3Iv^
C2"^YRN,
为应力,修正系数,查得 94BH{9b5
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为 用弯曲应力,由 CTRUr"
查得 <1l%|
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为弯有疲劳强度的寿命系数 :J]'c}
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查得 #Az#_0=
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故 !SW0iq[7j
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将各参数代入 -je} PwT
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所以大小齿轮弯曲强度足够 X2|~(*
4、确定齿轮的主要几何尺寸 l^lb ^"o
分度圆直径: Y$=jAN
~lw9sm*2v2
齿顶圆直径: ;o9h|LRs
7Z6=e6/\
齿跟圆直径: %\m"Yi]
[SPx
齿宽: O(T5
b1=b2+(5-10)=80-85取80 n3a.)tcC
中心距 Nc:s+ o
5、确定齿轮制造精度 N[e,){v
%2}fW\%'
查表确定齿轮第 II公差组为8级精度,第I,III公差与II组同为8级,并按设计手册资料推荐确定齿厚偏差。小轮为 &xnQLz:#
|./mPV r
1=109.3N/mm k;l3^kTy
]||b2[*
W;vNmg}mn
N6Mr#A-{
^#Ii=K-[^
T}#iXgyx
2=103.3N/mm ax&?Z5%a
ORExI.<`W
~non_pJ
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&$MC!iMh
d1=67.5mm s<O$
Y
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d2=232.5mm Xh9QfT ,
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da1=72.5mm n4K!Wv&u
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da2=237.5mm :viW
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dF1=61.25mm 7UfNz60+~
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dF2=226.25mm ]5ZXgz
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a=150mm kKX' Y+
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86ao{l6l C
t-\+t<;
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。 &\h7E
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小轮8-GJGB10098-88 E0Wc8m "
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大轮8-HKGBl0095-88 ]N>ZOV,>
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五、轴的设计计算 t{})6
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 sI,cX#h&Y
b4L7M1l
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 Ez1eGPVr
C[FHqo9M?H
[@i:qB>B
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% ,TBOEu."4
f+e"`80$*C
考虑到减速器、轴承、 轴器,外观等因素, 轴II与滚筒连接处直径为35,轴I与电动机连接处为30,由于轴 II负荷大,故设计,检验都以轴II为例,轴I设计如同轴II。 ^ :VH?I=
轴尺寸设计见附录 /k.0gYD
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3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 2U)n^
(1)轴上受力分析 D4VDWv
轴传递转矩 QFP9"FM5F
kcfT|@:MK"
齿轮上圆周力 6b|<$Je9
j[U#J
径后力 ?.e,NHf
>.meecE?Q
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 B=0^Rysg
运输带工作拉力为2500N kqBZsfF
压轴力简单计为5000N ~i|6F~%3
(2)受力图 $toTMah
w
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) \B#tB?rA
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 ^*AI19w!Ys
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同理 |.)LZP,
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) {b!{~q
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(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) s[8. l35|
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 E+\?ptw
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②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) z"4 q%DC
截面c的变矩 <D|&)/#
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截面B的弯矩 6 ZRc|ZQ
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) y`j_]qvt
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(6)作扭矩aT图g) Zd-qBOB2L
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 +Kgl/Wg%
V%4P.y
(7)求出量变矩并作当量变矩图h) waMV6w)<
]?]M5rP
(8)校核轴危险截面的强度 ,esEh5=Ir
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。 79 4UY
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MC右=28820Nmm 8{0XqE~ix=
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