文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 [520!JhZY
jd-ccnR l
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。 1P[x.t#
1.运输带工作拉力F=2.5 KN ,dTmI{@O
2.运输带工作速度V=1.4 M/S yc~<h/}#
3.滚筒直径 D=200 mm O^=+"O]
4.滚筒效率n=0.96 D-LOjMe
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; hHmm(~5gR
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 gN/>y1{a
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 7@>/O)>(AS
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 f$\O:E=
部件:1电动机 )dX(0E4Td/
2V带传动或链传动 !hZ:
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3减速器 &nXE?-J
4联轴器 2[Lv_<i|
5输送带 G\BZ^SwE
6输送带鼓轮 ih/E,B"
传动方案设计如下: 6
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二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 TSP%5v;Dh
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1. 选择电动机的类型 <@-O06
按工作要求和条件,选用Y系列一般用途全封闭式鼠笼型三相异步电动机 hHE~/U
2. 确定电动机的容量 B]"`}jn
电动机所需功率由公式 R}Lk$#S#
Pd=Pw/ηa (KW) ( *+'k1Ea
Pw=Fv/1000ηw ^b+>r
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) nL:&G'd
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: ZiJF.(JS
ηa=η带η²轴η齿η链 Kt_oo[ey{
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 mgjJNzclL
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 `sYFQ+D#O
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW sh$-}1 ;
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW `3rwqcxA
3 确定电动机的转速 yv[j
Pbe
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min)
QPx5`{nN
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. !RmVb}m
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 KUI{Z I
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). m!V,W*RNr
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 %~LY'cfPse
(1) 求传动比 j_8 Y Fz5
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: 5PeS/%uT@
ia=na/nw =960/114.6=8.038 H5K
Fm#
(2) 分配传动装置传动比 Nm*(?1
ia=i带i减 BPY7O
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 zwfft
则i减=ia/i带=3.35 VdHT3r
5.传动装置的运动和运动参数的计算 NdXHpq;
(1) 各轴功率 DSrU7#
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) 0@ `]m
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) Q"QRF5Ue
(2) 各轴扭矩 \((iR>^|
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) clE9I<1v
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) Ni_H1G
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n=1000 -$d?e%}#
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电动机 型号为Y132M-6 1WUSp;JMl
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i带=2.5 x93@[B*%
i减=3.35 .n 9.y8C
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TI=85.76N/m vt
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) K;
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(3) 各轴转速 7e<=(\(yl
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) Rk$7jZdTf
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) r_7%|T8
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三.V带传动设计 (6c/)MH
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 q?frt3o
该系统载荷变动小,工作条件不是很恶劣,所以工况系数选用为1.2, gZHgL7@
设计功率Pd=KAP kW p#c41_?'e
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, 4UbqYl3|a
由转速在满载时为960r/min P^o@x,V!&
查表得 jR\pYRK
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四 .传动零件的计算 AB3OG*C9
设计一般用途的传动零件 X}]A_G
1. 选择材料 PP\ bDEPy
小齿轮选用45号钢调质,大齿轮用45号钢正火,查表得小齿轮齿面硬度HBS=217-255,大齿轮齿面硬度为160-217,计算时取平均值小齿轮为236,大齿轮为188。 a6xo U;T
2. 按齿面接触强度确定主要参数 Yh^8
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d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 /~".GZ&29
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) dPpJDY0
Φd为齿宽参数;由表知软齿面对称布置时φd=0.8214,由于是单级传动,速度低,轴的刚性较大,因此φd=1.1,K为载荷系数,对带式运输机,载荷平稳,且齿轮相对于轴承为对称布置,取K为1.4. A4rMJ+!5
yFeFI@Hp 3
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) T(Yp90'6
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 0#=xUk#LP`
σHlim1=580N/mm²(碳钢调质)根据HBS2=188 查得σHlim2=530 N/mm²(碳钢正火).ZN为接触疲劳强度的寿命系数,由N=60ant得:当a=1时,n1=384r/min 7@g0>1Fz
t=15x300x16=72000h 8PVjNS/
N1=60x384x72000=1660000000 pl[@U<8aw
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 6&;GC<].(y
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) )\D{5j
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 N<b2xT
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² LauGT* z!
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² xR
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[σH1]= 580N/ mm² >l AtfN='
[σH2]= 557 N/ mm²
6(-s@{
4P1}XYD-2
计算时的以小值代入 IKPGqoM
为齿数比. \B84
将各参数代入得 YK6'/2!
yj_> G
UQ0<sI=
则 #6ePwd
的标准 E}S%yD[
中心距为 hPNMp@Nm6
<]1,L%
由于齿轮传动须装入箱体,现a为小数,结加工和测量带来不便,应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿,调整后位动比误差 只要在3-5%内, 因此Z2=93则a=150mm EmcLW74
i实 7CuZ7!>$
合要求。 2 HQ3G~U
故分度 圆直径 B T"R"w
V+lF|CZb5
齿度 7LrmI~P
kO3\v)B;
3、校核齿根弯曲强度 r*l3Hrho~K
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d1=59mm Qw'905;(
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Z1=27 X@DW1<wEt
Z2=90 (XVBH1p"
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d1=67.5759 1Hr}n6s
d2=232.5 :h{uZ,#Gi
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为齿形系数,查得 hL&$` Q
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为应力,修正系数,查得 qcj {rG18
hF,|()E[
为 用弯曲应力,由 i3,IEN
查得 \#_ymM0
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为弯有疲劳强度的寿命系数 9 %T??-
oBkhb
查得 X/,)KTo7
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故 Cq\XLh `
x=oV!x
将各参数代入 G.rz6o;
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所以大小齿轮弯曲强度足够 d^ C@5Pd
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4、确定齿轮的主要几何尺寸 S!(3-{nC
分度圆直径: TSB2]uH
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齿顶圆直径: F.[%0b E
Tagf7tw4
齿跟圆直径: BEDkyz;:
TnF~'RZYb
齿宽: >8f~2dH2%
b1=b2+(5-10)=80-85取80 pY31qhoZ.
中心距 nu0pzq\6
5、确定齿轮制造精度 [:8\F#KW
z`{sD]
查表确定齿轮第 II公差组为8级精度,第I,III公差与II组同为8级,并按设计手册资料推荐确定齿厚偏差。小轮为 /K:r4Kw
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1=109.3N/mm UB$}`39@
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d1=67.5mm wvv+~K9jq
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d2=232.5mm m#_BF#
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dF1=61.25mm S\GWMB!oF
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/~,*DH$)
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。 Cl0kR3Y
d{fd5jv;
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五、轴的设计计算 ^6# yL6E,~
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 i;pg9Vw
y#
\"yykB
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 mNC?kp
1PxRj
6 wd
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% 2Bi]t%<{
%@%rdrZ
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。 <mP_K^9c
轴尺寸设计见附录 ^5MM<73
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3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 a{;+_J3S
(1)轴上受力分析 jA@
uV,w
轴传递转矩 _MQh<,Z8
.GYdC'
齿轮上圆周力 )abH//Pps.
b!QRD'31'j
径后力 N>s3tGh
p&xj7qwp@F
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 :hB6-CZkqN
运输带工作拉力为2500N qbD_
压轴力简单计为5000N ,o
`tRh<
(2)受力图 *!NW!,R
J| 46i
D!)h92CIDm
( t"|XSF
0!c/4^
A6;[r #C
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) J\ ?
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 n*qn8Dq
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同理 p#dYNed]'
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) #fF';Y7
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(4)作水平面受力图c)及弯矩图e)
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①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 p:4oA<V
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②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) 9\R+g5
截面c的变矩 f:A1j\A?
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截面B的弯矩 UrEfFtH'
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) y^hCO:`l3
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(6)作扭矩aT图g) '/QS
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考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 +I r
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(7)求出量变矩并作当量变矩图h) jq12,R2+)
C{U"Nsu+1
(8)校核轴危险截面的强度 J'Y;j^
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。 O
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六.滚动轴承的选择计算 2"6bz^>}
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。 `3:Q.A_?
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 dVe,;?+A
$Da?)Hz'F
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N *}) W>
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 5Ky(C6E$s
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) .F},Z[a&
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 qWM+!f
代入得Cr=38205 f0&%
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 @ Fkhida
七、键的选择和计算 pZz\o
由轴设计知,运用C型键,键长40mm 4-m6e$p;
工作长度 ,键高8mm {B-*w%}HU
接触高度 i&YWutG
=M=v;
,I-
LwYWgT\e
查表 ! k 1 Ge+
知键合适 YS:p(jtd
八. 联轴器选择 F3[,6%4v
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。 g%<n9AUl
九.润滑与密封方式选择 f@[qS7ok
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。 9y&bKB2,
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选用6308和6309深沟球轴承 ||?@pn\
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书,有意请进。