文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 PxvxZJf$@
aG4 ^xOD
设计一带式输送机使用的V带传动或链传动及直齿圆柱齿轮减速器。设计参数如下表所示。 gTB|IcOs
1.运输带工作拉力F=2.5 KN 6c/0OM#
2.运输带工作速度V=1.4 M/S 3u^wK
3.滚筒直径 D=200 mm \F\7*=xk
4.滚筒效率n=0.96 /h`gQyGuY
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; SMRCG"3qwA
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 g2'K3e?.%
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 S1'?"zAmd
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 fb^R3wd$ff
部件:1电动机 589fr"Ma,6
2V带传动或链传动 =?wDQ:
3减速器 >1]hR)Ip
4联轴器 OT6Te&
5输送带 h^`@%g9 S
6输送带鼓轮 gSyBoY
传动方案设计如下: KM"?l<x0Y
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16.?45
二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 _)3C_G1!
CR#-!_=4
1. 选择电动机的类型 7/Bj WU5*
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 4@a/k[,
2. 确定电动机的容量 j{=}?+M
电动机所需功率由公式 "15frr?
Pd=Pw/ηa (KW)
[W<j
Pw=Fv/1000ηw Jk{v(W#
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) 61HJ%
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: Cyg(~7]
ηa=η带η²轴η齿η链 3k8.5W
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 'C:i5?zh(q
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 v6=X]Ji{YA
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW &/otoAr(
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW )RWukr+
3 确定电动机的转速 20J-VN:
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) $h=v;1"
根据表1-3的V带传动比i1=2-4,而单级圆柱齿轮减速器的传动比i2=4-6,因此总传动比的合理范围为:ia=8—24. Hf30ve}
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 ?]TtUoY=)F
符合这一范围的电动机同步转速有:750,1000,1500(r/min)三种,选用同步转速1000 (r/min)时,电动机的重量,价格及V带传动和减速器的传动比都比较合适,因此选定电动机型号为Y132M-6满载转速为nm=960(r/min). p DU+(A4>
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 lr
-+|>M)
(1) 求传动比 _skE\7&>X
由选定的电动机的满载转速nm和工作机构转速nw,可求得传动装置的总传动比为: zYftgH_o
ia=na/nw =960/114.6=8.038 /c7jL4oD
(2) 分配传动装置传动比 VQ+G.
ia=i带i减 eX0[C0#
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 T@n};,SQ
则i减=ia/i带=3.35 Qv8 =CnuOT
5.传动装置的运动和运动参数的计算 W&&C[@Jd3
(1) 各轴功率 T~?&hZ>
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) H8Z|gq1r
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) 7--E$!9O,
(2) 各轴扭矩 gf/<sH2}
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) @?t+O'&
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) tS,AS,vy]
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n=1000 v<| iN#
*I k/Vu%;
电动机 型号为Y132M-6 ]2iEi`"[
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i带=2.5 jRW@$ <mG
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TI=85.76N/m 2=naPTP(
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) Xpfw2;`U'
(3) 各轴转速 TA~ZN^xI
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) )X8N|W>vh
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) t&_X{!1X"w
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三.V带传动设计 W>:MK-_J
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 (!YJ:,!so
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, =&(e* u_
设计功率Pd=KAP kW >Psq" Xj
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, ($W%&(:/
由转速在满载时为960r/min [jrfh>v
查表得 MH0wpHz
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四 .传动零件的计算
bZ OCj1
设计一般用途的传动零件 Kg2Du'WQ^
1. 选择材料 QjG/H0*mP
小齿轮选用45号钢调质,大齿轮用45号钢正火,查表得小齿轮齿面硬度HBS=217-255,大齿轮齿面硬度为160-217,计算时取平均值小齿轮为236,大齿轮为188。 F4WX$;1
2. 按齿面接触强度确定主要参数 JtxVF!v
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 R8eBIJ/@_
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) -C}"1|P!
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. Az8ZA ~Op=
ITTEUw~+o
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) "` cP V){]
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 3o/f, }_
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 VwZ~ntk
t=15x300x16=72000h J'7;+.s(
N1=60x384x72000=1660000000 VP^Yf_
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 B@0#*I
Rm
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) e@TwZ6l
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 Ol+D"k~<C
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² YM'4=BlJHv
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² 9#&H'mG
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K为1.4. ,*d8T7T
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[σH1]= 580N/ mm² Y3&,U
[σH2]= 557 N/ mm² tJ >>cFx
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计算时的以小值代入 ?z l<"u
为齿数比. n(eo_.W2|
将各参数代入得 ny1O- `!1
n~|?)EL
Um4zI>
则 ^IuhHP
的标准 Er
j{_i?R?
中心距为 F9K0
'hBnV xd&
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 hZ
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i实 Ul]7IUzsu
合要求。 S8/~'<out
故分度 圆直径 W#P\hx
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齿度 %?gG-R
-sJD:G,%
3、校核齿根弯曲强度 !10/M
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d1=59mm b=MW;]F
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d1=67.5759 Jb*QlsGd
d2=232.5 | VaJ70\o
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为齿形系数,查得 ]3,9."^
Vv(buG
为应力,修正系数,查得 `!N}u
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为 用弯曲应力,由 gd#R7[AVi
查得 dO2?&f
o>(<:^x9
为弯有疲劳强度的寿命系数 X(x,6cC
9[VYd '
查得 oh$"?N7n1
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故 g)Hsd0
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将各参数代入 ) q'D9x9
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所以大小齿轮弯曲强度足够 qMO(j%N5
4、确定齿轮的主要几何尺寸 'UCClj;?K
分度圆直径: &ML-\aSal
Yv{$XI7
齿顶圆直径: b9Eb"
HR'F
齿跟圆直径: K[V#Pj9
T%PUV \LV
齿宽: Q`=d5Uvw
b1=b2+(5-10)=80-85取80 6SAYe%e
中心距 3P'Wk|j
5、确定齿轮制造精度 )5diX
+
k
u3 4.
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 `Z@qWB<
*2m{i:3
1=109.3N/mm ,G$<J0R1
dP/1E6*m
$C{-gx+:
r;zG
hus9Zv4
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2=103.3N/mm Lnltt86
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)3!z2f: e
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d1=67.5mm HAcC& s8
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d2=232.5mm @B>pPCowa
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da1=72.5mm H')8p;~{}
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da2=237.5mm U!524"@%U`
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dF1=61.25mm pb|,rLNZ
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GJ,在零件上标示为8-GJGB10098-88,大轮齿厚偏差为KK,在零件工作图上标示为8-HKGBl0095-88。 |sPUb;&~
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大轮8-HKGBl0095-88 S_?sJwM
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五、轴的设计计算 pUS: HJk|
1、选择轴的材料,确定许用应力,选用45号钢。调质处理,查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 H }]Zp
(n8?+GCa
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 mtkZF{3Jx
%rJDpB{
:\'1x
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% -:pVDxO
H\n6t-l
考虑到减速器、轴承、 轴器,外观等因素, 轴II与滚筒连接处直径为35,轴I与电动机连接处为30,由于轴 II负荷大,故设计,检验都以轴II为例,轴I设计如同轴II。 '3U,UD5EG
轴尺寸设计见附录 yUD@oOVC0
H^5,];
SP<Sv8Okj
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`7y3C\zyQ
A'7Y{oPHX
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5KYR"-jY
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i~HS"n
3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 4=* ml}RP
(1)轴上受力分析 2PSv3?".
轴传递转矩 ZhoB/TgdL
tE=$#
齿轮上圆周力 SS,'mv
5M3)7
径后力 +w@/$datI
,}Ic($To
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 _j_c&
运输带工作拉力为2500N W?12'EG}xa
压轴力简单计为5000N 0j'k%R[l
(2)受力图 _Nbh Wv
jB d9
$`
rk?G[C)2c
Dw2$#d
QV%eTA
X@B,w_b
qjvIp-
;\+A6(GX{
fbW#6:Y
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) -U=bC
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 p9 |r y+t
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②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) C(_xqn
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(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) qGgT<Rd~1
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 e?G] fz
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②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) ek#{!9-
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