文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 .SOCWznb
P\z1fscnK
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。 n,_9Eh#WD
1.运输带工作拉力F=2.5 KN o? K>ji!
2.运输带工作速度V=1.4 M/S .SSPJY(
3.滚筒直径 D=200 mm .G"T;w6d
4.滚筒效率n=0.96 oU*e=uehj
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; 54RexB o
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 O<dCvH
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 47A[-&y*X
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 =CCddLO
部件:1电动机 2^U?Ztth6
2V带传动或链传动 %?8.UW\m
3减速器 %+UTs'I
4联轴器 z(>:LX"xz
5输送带 k RSY;V
6输送带鼓轮 &._Mh
传动方案设计如下: T?`Ha\go
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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 J %E0Wd
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1. 选择电动机的类型 Lk-h AN{[
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 P1`YbLER5
2. 确定电动机的容量 t*c_70|@k
电动机所需功率由公式 ;;EFiaA
Pd=Pw/ηa (KW) ,%y!F3m
Pw=Fv/1000ηw T7M];@q
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) a6/E TQ
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: Jp~[Dm
ηa=η带η²轴η齿η链 Maiy 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 K-@cn*6
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 ~BXy)IB6
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW $@WA}\D
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW 5ai$W`6
3 确定电动机的转速 fs#9*<]m
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) J^pq<
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. 1L3 $h0i
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 HgOrrewj
符合这一范围的电动机同步转速有:750,1000,1500(r/min)三种,选用同步转速1000 (r/min)时,电动机的重量,价格及V带传动和减速器的传动比都比较合适,因此选定电动机型号为Y132M-6满载转速为nm=960(r/min). FW"gj\
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 (w/lZt
(1) 求传动比 0C0ld!>r
由选定的电动机的满载转速nm和工作机构转速nw,可求得传动装置的总传动比为: 8?t}S2n2
ia=na/nw =960/114.6=8.038 G 2FD'Sf
(2) 分配传动装置传动比 ;QQ/bM&I
ia=i带i减 /6#i$\ j
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 ^W[3RiG
则i减=ia/i带=3.35 `q?@ Ob&
5.传动装置的运动和运动参数的计算 o 0H.DeP
(1) 各轴功率 qD5)AdCGO
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) #lx(F3
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) }9Awv#+
(2) 各轴扭矩 ;VPYWss
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) 5f_1 dn
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) +Pb@@C&
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n=1000 4,7W*mr3(
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电动机 型号为Y132M-6 E
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TI=85.76N/m *uvE`4V^Jg
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) ddvtBAX
(3) 各轴转速 4XArpKA
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) *&rV}vVP^
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) IFF3gh42.
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三.V带传动设计 LXx`Vk>ky
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 \s">trXwX
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, <Z\j#p:
设计功率Pd=KAP kW uT2w2A;
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, eCXw8
由转速在满载时为960r/min (G`O[JF
查表得 vFgX]&bE
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四 .传动零件的计算 zPt0IB_j'
设计一般用途的传动零件 fOkB|E]
1. 选择材料 e=Teq~K
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。 $1bx\
2. 按齿面接触强度确定主要参数 Jl|^
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 JDj^7\`
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) m0_B[dw
Φd为齿宽参数;由表知软齿面对称布置时φd=0.8214,由于是单级传动,速度低,轴的刚性较大,因此φd=1.1,K为载荷系数,对带式运输机,载荷平稳,且齿轮相对于轴承为对称布置,取K为1.4. &p6^
fw+ VR.#2H
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) 9G"-~C"e3
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 (043G[H'.
σHlim1=580N/mm²(碳钢调质)根据HBS2=188 查得σHlim2=530 N/mm²(碳钢正火).ZN为接触疲劳强度的寿命系数,由N=60ant得:当a=1时,n1=384r/min B#Z-kFn@
t=15x300x16=72000h 2z615?2_U
N1=60x384x72000=1660000000 8@J5tFJ&%
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 to"[r
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) }&:F,q*
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 k%fy
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² ZK8I f?SD
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² N_qKIc_R
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7gY^a MW
`GD>3-
[σH1]= 580N/ mm² |~I-
[σH2]= 557 N/ mm² zu-1|XX
wBK%=7
计算时的以小值代入 L_4ZxsIv
为齿数比. /n|`a1!
将各参数代入得 U&<Nhh
FTfejk!
d3| oKP6
则 wRi` L7
的标准 .0zNt
中心距为 ;
3WA-nn
xjDV1Xf*
由于齿轮传动须装入箱体,现a为小数,结加工和测量带来不便,应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿,调整后位动比误差 只要在3-5%内, 因此Z2=93则a=150mm =z$XqT.'
i实 >IzUn: 0F
合要求。 z
nc'
故分度 圆直径 w
9mi2=
-n `igC
齿度 [# '38
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3、校核齿根弯曲强度 Ydr/ T/1
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d1=67.5759 )@xHL]!5m
d2=232.5 G 1rsd
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S0\;FmLIc
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为齿形系数,查得 ^
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G`B e~NU
为应力,修正系数,查得 UN
<s1
cY|?iEVs)
为 用弯曲应力,由 iyF~:[8
查得 R#ABda9
BULf@8~(
为弯有疲劳强度的寿命系数 (5s$vcK
0^41dfdE
查得 2nW:|*:/p6
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故 gBzg'Z
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将各参数代入 .5ap9li]
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所以大小齿轮弯曲强度足够 cK()_RB#
4、确定齿轮的主要几何尺寸 &J>XKO nl
分度圆直径: DhN{Y8'~
j#}wg`P"A
齿顶圆直径: I4[sf
rG#o*oA
齿跟圆直径: $1aJdZC7
]i$<<u
齿宽: 8>U{>]WG
b1=b2+(5-10)=80-85取80 s|p,UK
中心距 ( (.b&
5、确定齿轮制造精度 /INjP~C
]H ze
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 D<V[:~-o
VFmG\
1=109.3N/mm )4nf={iM
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z|KQiLza
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41-u*$
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2=103.3N/mm ld *W\
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C?xah?Sk
HPGIz!o
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d1=67.5mm p(B^](?
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d2=232.5mm Hnq$d6F
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da1=72.5mm 6]%SSq&
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da2=237.5mm x9DG87P~+
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dF1=61.25mm *5e"suS2
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dF2=226.25mm p`+=)
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GJ,在零件上标示为8-GJGB10098-88,大轮齿厚偏差为KK,在零件工作图上标示为8-HKGBl0095-88。 E;o
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小轮8-GJGB10098-88 TN=!;SvQU
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大轮8-HKGBl0095-88 KBg5_+l
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五、轴的设计计算 V$g!#V
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 NJmyp!8
34I;DUdcE
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 N gagzsJ=
5 89P$2e1X
K6 c[W%Va
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% i$6o>V6
^[.Z~>3!\q
考虑到减速器、轴承、 轴器,外观等因素, 轴II与滚筒连接处直径为35,轴I与电动机连接处为30,由于轴 II负荷大,故设计,检验都以轴II为例,轴I设计如同轴II。 ]VoJ7LoCZ'
轴尺寸设计见附录 cuh Z_l
/kV5~i<1S
z,g\7F[
4"s/T0C
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2Zr,@LC
3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 Rw|P$dbu
(1)轴上受力分析 W_[ tdqey
轴传递转矩 YXDuhrs}
Jm-bE 8b
齿轮上圆周力 u2cDSRrqT
hlGrnL
径后力 {YEGy
gaR~K
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 :_kZkWD5
运输带工作拉力为2500N J#?z/ 3v(
压轴力简单计为5000N |9]_<X[ic
(2)受力图 |)%;B%
%VS+?4ww
0xc|Wn>
vvF]g.,
Ag}P
=gHUY&sPu8
okH*2F(-
\`-a'u=S
c. }#.-b8
~c@@m\C"b
Ft=2351 N )F4BVPI
fy={
MbXtmQ%C8
Fr=893N mJ+mTA5bW
6b\JD.r*{
d*l2x[8}g-
j>#ywh*A
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) _eUd
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①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 @P<aTRy,f
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同理 rAA?{(!9x
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) o>A']+`Eu
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(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) pI(
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①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 [midNC +,
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②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) 7AQv4
截面c的变矩 d Y`P
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MHC右=-280307Nmm h&z(;B!;y.
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截面B的弯矩 4_ kg/
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) P>_ r6C
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(6)作扭矩aT图g) WTUC\}#E\
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 IQ5'4zQg=
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(7)求出量变矩并作当量变矩图h) /<CgSW}
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(8)校核轴危险截面的强度 ?F9c6 $|
由图h)知轴上当量变矩最大的截面左右,轴承支点的B处,故校核该截面的当量应力。 N`+@_.iBX
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六.滚动轴承的选择计算 :KBy(}V
由于减速器为直齿圆柱齿轮,载荷平稳,轴向冲击小,故选用深沟球轴承,由轴尺寸,初步选定驱动滚筒的轴Ⅱ上为深沟球轴承6309,带轮轴承选用6308,根据轴设计计算知只需验证驱动滚筒的那个轴承即可。 2;`WI:nt
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 ]TSzT"_r~~
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FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N xs$.EY:k
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 QR h %S{
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) $B?IE#7S4
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 m" c6^)U
代入得Cr=38205 @_Es|(4
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 :djbZ><
七、键的选择和计算 -E-e!
由轴设计知,运用C型键,键长40mm zI.:1(,
工作长度 ,键高8mm ->5[C0: ]
接触高度 D@`"99z
t^8|t(Lq
&?3P5dy_
查表 Ed>n/)Sm
知键合适 M b(hdS90
八. 联轴器选择 UOkVU*{
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。 K<?[^\
九.润滑与密封方式选择 \x=!'
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。 K8/I+#j
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T,5(JP(h3
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选用6308和6309深沟球轴承 ky@DH(^>
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书,有意请进。