文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 3#9uEDdE
\OP9_J(*
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。 O5O.><RP
1.运输带工作拉力F=2.5 KN 691G15
2.运输带工作速度V=1.4 M/S \Y9I~8\gB
3.滚筒直径 D=200 mm |IAW{_9)U
4.滚筒效率n=0.96 t|.Ft<c#
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; p(.N(c
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 x =h0Fq,T
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 s*f1x N<
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 q4)Ey
部件:1电动机 #J\s%60pt
2V带传动或链传动 ER_ 3'
3减速器 S4)A6z$
4联轴器 I
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5输送带 :Z[(A"dA
6输送带鼓轮 !f`5B( @
传动方案设计如下: w?_`/oqd|
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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 DN<M?u]
x;(g
1. 选择电动机的类型 3daC;;XO
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 kT2Wm/L
2. 确定电动机的容量 .6Fsw
电动机所需功率由公式 &Sa~/!M
Pd=Pw/ηa (KW) Fpf><Rn
Pw=Fv/1000ηw
QAUykS8
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) (0}j]p'w
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: z37Z%^
ηa=η带η²轴η齿η链 R>HY:-2
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 59Nd}wPO;
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 +q-c8z
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW A%n?}
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW d- kZt@DL=
3 确定电动机的转速 *:S~C
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) ?Sw /(}|m
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. @,e8t BL
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 }_]As}E
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). gwJ}]Tf
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 VfRs[3Q
(1) 求传动比 sS|<&3
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: )WmZP3$^TX
ia=na/nw =960/114.6=8.038 =1IEpxh%
(2) 分配传动装置传动比 B*2{M
ia=i带i减 nd;O(s;
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 QY6O(=
则i减=ia/i带=3.35 _0m}z%rI
5.传动装置的运动和运动参数的计算 gW}} 5Xq
(1) 各轴功率 +[_gyLN<5b
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) &1~Re.*B
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) v4D!7t&v"
(2) 各轴扭矩 j3LNnZY
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) Y&:/~&'
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) @2?=3Wf
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n=1000 }H; ]k-)
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电动机 型号为Y132M-6 %]!?{U\*k
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TI=85.76N/m so'eZ"A:
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) . rRc
(3) 各轴转速 =O;eY ?
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) 4">84,-N
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) 9z5z
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三.V带传动设计 PG-cu$\??
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 &j
wnM
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, !<['iM
设计功率Pd=KAP kW Y`[HjS,
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, pE YrmC
由转速在满载时为960r/min T^-H_|/M
查表得 H8=vQy
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四 .传动零件的计算 ^3s&90
设计一般用途的传动零件 z7pXpy \
1. 选择材料 &B,& *Lp
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。 '9Odw@tp
2. 按齿面接触强度确定主要参数 /{)cI^9
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 w=>mG-
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) x{o5Ha{
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. (eE}W~Z
/<pQ!'/G
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) zi[M{bm
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 S&)
>w5*]U
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 ]<z(Rmn`Q
t=15x300x16=72000h fhWD>;%F%
N1=60x384x72000=1660000000 :%oj'm44!
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 "fJ|DE&@<i
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) AFUl
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 O9&:(2'f
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² a-2
{x2O
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² w:+#,,rwzV
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K为1.4. %-|q3 ^s
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/=} vPey
[σH1]= 580N/ mm² tpK4 gjf
[σH2]= 557 N/ mm² +,>bpp1
5C?1`-&65V
计算时的以小值代入 ir#^5e@
为齿数比. "r+<=JU>OV
将各参数代入得 3zHiu*2/!
s'4p+eJ
0yNlf-O
则 h]P$L>
的标准 T,>e\
中心距为 sAlgp2-
%L.+r!.
由于齿轮传动须装入箱体,现a为小数,结加工和测量带来不便,应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿,调整后位动比误差 只要在3-5%内, 因此Z2=93则a=150mm SbivW5|61
i实 jp`N%O]6
合要求。 g2q=&eI"
故分度 圆直径 D IN
PAyY
s'I$yJ)@2E
齿度 ] plC
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3、校核齿根弯曲强度 p6)UR~9Rs
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d1=59mm (C%'I
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Z1=27 tS7u#YMh
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d1=67.5759 *)<tyIHd
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为齿形系数,查得 uOQ5.S+
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为应力,修正系数,查得 TI332,eL
NmQ]qv
为 用弯曲应力,由 ($wYawz
查得 RC 48e._t
3jNcL{
为弯有疲劳强度的寿命系数 m"*:XfOL
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查得 ?P5D!b:(
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故 [3.rG!Na
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将各参数代入 <7GK *I
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所以大小齿轮弯曲强度足够 @1>83-p"X
4、确定齿轮的主要几何尺寸
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分度圆直径: i->sw#
aA:Ky&5e
齿顶圆直径: D^A_ 0@
F;zmq%rK
齿跟圆直径: 9A6ly9DIS
89L-k%R
齿宽: ^)SvH
b1=b2+(5-10)=80-85取80 pG"
4qw
中心距 A.y$.(
5、确定齿轮制造精度 nBNZ@nD
97
1qr
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 N+r~\[N\9
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1=109.3N/mm "aP/214Ul
k<:!^_3H
MM97$
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2=103.3N/mm ~[[a7$_4
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d1=67.5mm Pg`^EJ+
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d2=232.5mm ~:JKXa?
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da1=72.5mm 5Wn6a$^
x.d9mjLN8m
da2=237.5mm ncWASw`
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dF1=61.25mm @]cpPW-b
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dF2=226.25mm D$j`+`
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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。 ;T/' CD
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大轮8-HKGBl0095-88 R$PiF1ffj
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#16)7
五、轴的设计计算 7%L-;xcr]B
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 cjH
~H8
c9DX
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 wxvt:==
0(0Ep(Vj
*:)#'cenI
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% Cc9<ABv?
+Hv%m8'0|
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。 A9F&XF7{
轴尺寸设计见附录 SyTcp?H
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.#rI9op
A3!NEFBK
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uD6f
3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 # |w,^tV
(1)轴上受力分析 UU$ +DL
轴传递转矩 w.^k':,"
SS(jjpe&,
齿轮上圆周力 YWd:Ok0
I`DdhMi7
径后力 QO%>RG
%Xkynso~
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 8t9sdqM/C
运输带工作拉力为2500N NM[w =
压轴力简单计为5000N HgduH::\#
(2)受力图 F2>o"j2
T-f+<Cxf
|;9OvR> A
2Xe2%{
5wP(/?sRy
t~,!a? S7
Hagj^8
z4H!b+
h`&mW w
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Ft=2351 N }5zH3MPQH
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Fr=893N
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) l,,5OZw
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 2Hy $SSH
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同理 a;([L8^7$l
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) Q4_j`q
Ed_A#@V
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) ,#D&*
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 "mHSbG
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②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) .i@e6JE~;
截面c的变矩 Gi ZyC
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截面B的弯矩 x.xfMM2n
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) (7;}F~?h
PIsMx -i0
(6)作扭矩aT图g) : H0+} =
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 o!gl
:izb
WENPS*0oS]
(7)求出量变矩并作当量变矩图h) u-f_,],p
ZlUd^6|:3
(8)校核轴危险截面的强度 ?8)_,
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。 I+kDx=T!
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六.滚动轴承的选择计算 -LI^(_
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。 | #Z+s-
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 *{5p/}p
SEu1M}+E
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N Eh/B[u7T[
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 wQ-pIi{G
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) f86h"#4
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 }i0(^"SoXZ
代入得Cr=38205 lMoi5q
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 lJ1_Zs `
七、键的选择和计算 |+K3\b
由轴设计知,运用C型键,键长40mm /R\]tl#2j
工作长度 ,键高8mm KKB&)R
接触高度 EX zA(igS
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查表 "O@L
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知键合适 TN!8J=sx.
八. 联轴器选择 .;nU"
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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。 qYjR
九.润滑与密封方式选择 X <QSi
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。 BSU%.tmI
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选用6308和6309深沟球轴承 7tbM~+<0
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书,有意请进。