文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 V'C-'Ythwf
$M39 #a
设计一带式输送机使用的V带传动或链传动及直齿圆柱齿轮减速器。设计参数如下表所示。 (U _wp's
1.运输带工作拉力F=2.5 KN gd_^
2.运输带工作速度V=1.4 M/S 4j{oaey
3.滚筒直径 D=200 mm `2,a(Sk#
4.滚筒效率n=0.96 95[wM6?J
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; VjY<\WqbS
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 ljuNs@q
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 k8
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8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 t{6ap +%L
部件:1电动机 GY9y9HNZ
2V带传动或链传动 GyuV
%
3减速器 P2t_T'R}
4联轴器 b[yE~EQxr
5输送带 'bC]M3P
6输送带鼓轮 aLYLd/ KV
传动方案设计如下: XddHP;x
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二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 uREu2T2
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1. 选择电动机的类型 e9:P9Di(b
按工作要求和条件,选用Y系列一般用途全封闭式鼠笼型三相异步电动机 ]"h=Qc
2. 确定电动机的容量 h)@InYwu7
电动机所需功率由公式 Hk9U&j$
Pd=Pw/ηa (KW) AerFgQiS
Pw=Fv/1000ηw @[v8}D
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) 1a8$f5
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: N5!&~~
ηa=η带η²轴η齿η链 c&m9)r~zP
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 oCuV9dA.
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 8^vArS;
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW :1MMa6
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW Gkmsaf>
3 确定电动机的转速 kc Y,vl
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) CL1;Inzl
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. @ae>b
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 PG"@A
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). (YrR8
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 f3t.T=S
(1) 求传动比 ~S;! T
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: b0YNac.l
ia=na/nw =960/114.6=8.038 /RqhykgZ
(2) 分配传动装置传动比 =GTD"*vwr
ia=i带i减 u-39r^`5
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 LzE/g)>
则i减=ia/i带=3.35 `p1DaV
5.传动装置的运动和运动参数的计算 $3 vhddO
(1) 各轴功率 9GPb$gtx
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) $',3Pv
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) !sG"n&uZq
(2) 各轴扭矩 {+\'bIV[
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) [TEcg^
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) u G[!w!e
M')bHB(~v
n=1000 ~bGnq,
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电动机 型号为Y132M-6 s|gp
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i带=2.5 ((cb4IX
i减=3.35 G
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TI=85.76N/m 0d`5Gy_ D%
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) \gd6Yx^[
(3) 各轴转速 jE*Ff&]%m
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) @p6@a6N%
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) - `4Ty*K
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三.V带传动设计 o;%n,S8J|^
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 EtJD'&
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, -;f+;
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设计功率Pd=KAP kW A=W5W5l(>
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, b6]e4DL:R
由转速在满载时为960r/min @|Z*f\
查表得 SK}HXG{?
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四 .传动零件的计算 'l0eo' K
设计一般用途的传动零件 n $D}0wSM/
1. 选择材料 H4,.H,PZ
小齿轮选用45号钢调质,大齿轮用45号钢正火,查表得小齿轮齿面硬度HBS=217-255,大齿轮齿面硬度为160-217,计算时取平均值小齿轮为236,大齿轮为188。 XcJ'm{=
2. 按齿面接触强度确定主要参数 Wo1V$[`Dy
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 /ze_{{o
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) Zu [?'
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. h4$OXKme?
SopNtcu!
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) ,=q7}5o Y
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 h&:Q$*A>
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 i;uG:,ro
t=15x300x16=72000h 5VoOJ_hq
N1=60x384x72000=1660000000 [Ls2k&)0
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 utFcFdX
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) .:|#9%5
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 cLN[o8ZU
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² \$$b",2
h
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² zBrWm_R5T
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[σH1]= 580N/ mm² ]9yA0,z/
[σH2]= 557 N/ mm² YK=#$,6
<DlanczziF
计算时的以小值代入 V[M$o
为齿数比. )(|0KarF
将各参数代入得 3{#pd6e5
g#KToOP
@,>=X:7
则 Cak/#1
的标准 OSh mrz28
中心距为 Qig!NgOM
M]/wei"X
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 52C-D+zCJ
i实 1n5e^'z
合要求。 4Z
T
故分度 圆直径 (+Nmio
;x0 KaFk
齿度 aXid;v,
4[V6so 0
3、校核齿根弯曲强度 '/qe#S
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d1=59mm eiSO7cGy
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Z1=27 ^~1@HcJo
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为齿形系数,查得
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F(n))`(
为应力,修正系数,查得 p2?+[d
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为 用弯曲应力,由 |,~A9
查得 (NV=YX?s
}XE/5S}D
为弯有疲劳强度的寿命系数 [5:7WqB
] ]-0RJ=S?
查得 1pr_d"#4
6Z}))*3 9
故 l;FgX+)
Re ur#K
将各参数代入 EqU[mqeF
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所以大小齿轮弯曲强度足够 ~K`blW47
4、确定齿轮的主要几何尺寸 us+adS.l&
分度圆直径: ,-Gw#!0
E~Nr4vq
齿顶圆直径: HC+R:Dz
k,& QcYw
齿跟圆直径: Af~AE2b3"
v/dcb%
齿宽: oJy/PR3
b1=b2+(5-10)=80-85取80 tWuQKN`_
中心距 =t2epIr5
5、确定齿轮制造精度 zx*f*L,6F
hZy*E [i
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 |99eDgK,
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1=109.3N/mm xuF_^
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2=103.3N/mm KAZz)7
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d1=67.5mm M-_)CR
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d2=232.5mm n$QFj'
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da1=72.5mm H b.oKo$T
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da2=237.5mm 5:wf"3%%
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a=150mm s*;~CH-[
D c^d$gh
HDYf^mcW
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0)Z7U$
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Y*6*;0Kx
u4Sa4o
iZUBw
S$Wd}2>
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。 8^T' a^Wt
E_?
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{P*RA'H3G
小轮8-GJGB10098-88 0_ ;-QAd
dfNNCPu]+
大轮8-HKGBl0095-88 CzwnmSv{.
p}h)WjC
RSp=If+4
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rxt)l
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d7A vx
五、轴的设计计算 86oa>#opU
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 [$$i1%c%Z<
yoQ}m/Cj
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 ).5$c0`U&
`i;f
ji5c0WH
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% *{6{ZKM
Zh,(/-XN;
考虑到减速器、轴承、 轴器,外观等因素, 轴II与滚筒连接处直径为35,轴I与电动机连接处为30,由于轴 II负荷大,故设计,检验都以轴II为例,轴I设计如同轴II。 r761vtC#
轴尺寸设计见附录 oUoDj'JN{
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3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 7D&O5Z=%+
(1)轴上受力分析 Y]VLouzl
轴传递转矩 {^":^N)
j[CXIz?c
齿轮上圆周力 q\Q'9Rl0(
T{:8,CiW
径后力 o4U0kiI@
8Wba Hw_
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 L.2!Q3&
运输带工作拉力为2500N Q2qT[aD,
压轴力简单计为5000N AcP d(Pc
(2)受力图 \&/V p`
<c%
H7FOf[3'
CT?4A1[aD
C <Pd_&
uN&UYJ'B
AZ>F+@ d
|"g+p)A
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Ft=2351 N ~^bf1W[
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) c*r@QmB:
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 1{Ik.O)
CF6qEG6
同理 FqZD'Uu7
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) OaKr_m
s<;{q+1#
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) Yyw9IYB;
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 1:RK~_E
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②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) \*M;W|8aB
截面c的变矩 5S[:;o
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截面B的弯矩 aiZZz1C
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) p<&>1}j=
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(6)作扭矩aT图g) 4hYK$!"r
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 7jr+jNsowj
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(7)求出量变矩并作当量变矩图h) 9?^0pR p
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(8)校核轴危险截面的强度 1/syzHjbY
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。 (4IP&^j:\
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MC右=28820Nmm m63>P4h?
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六.滚动轴承的选择计算 f%P#.
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。 [vnxp/v/<
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 $J]NWgXl@
gEmsPk,
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N s-F3(mc(
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 B9`_~~^U5
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) =`!#V/=
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 I]Z"?T
代入得Cr=38205 oJc7az
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 aCyn9Y$=
七、键的选择和计算 dd@
D
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由轴设计知,运用C型键,键长40mm KPZqPtb;
工作长度 ,键高8mm qg*xdefQ%
接触高度 ;Wn0-`_1,
cA{,2CYc
n0uL^{B
查表 @y|JIBBRc
知键合适 " "CNw-^t
八. 联轴器选择 >/.Ae8I)
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。 R78P](1\>
九.润滑与密封方式选择 _1jeaV9@
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。 1NAtg*`
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选用6308和6309深沟球轴承 K48QkZ_gY
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