文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 vY)5<z&
(ZSd7qH"
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。 hh#p=Y(f
1.运输带工作拉力F=2.5 KN -c4g;;%
2.运输带工作速度V=1.4 M/S cao=O
\Y7
3.滚筒直径 D=200 mm :8=7)cW
4.滚筒效率n=0.96 P.aN4 9`=
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; x,L<{A`z
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 -?z#
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 ;S0Kf{DN2
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 gxPu/VD4
部件:1电动机 JCO+_d#x
2V带传动或链传动 ur\<NApT;
3减速器 8n??/VDRl
4联轴器 [] cF*en
5输送带 v9*31Jx
6输送带鼓轮 ?*LVn~y
传动方案设计如下: [8jIu&tJf
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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 mWF\h>]|.
O{x-9p
1. 选择电动机的类型 CC)Mws+2
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 W[f%m0
2. 确定电动机的容量 @ 3rJ $6W
电动机所需功率由公式 f}EsS
Pd=Pw/ηa (KW) -HF1c
Pw=Fv/1000ηw D@ %!|:
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) b,x$wP+
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: <Uu[nUJ
ηa=η带η²轴η齿η链 tIk$4)ZAl
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 @HE<\Z{ KI
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 dTWcn7C
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW lS|F&I5j
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW xb2j
|KY7
3 确定电动机的转速 `(r0+Qx
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) [0D.+("EW
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. 1HLU
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 11Uu5e!.
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). B 74
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 b~{nS,_Rn
(1) 求传动比 Q[FDk63;w
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: A8k $.E
ia=na/nw =960/114.6=8.038 M,cz7,
(2) 分配传动装置传动比 TxH
amI l
ia=i带i减 XjmAM/H4
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 X5(oL
则i减=ia/i带=3.35 nGsFt.
5.传动装置的运动和运动参数的计算 q^uCZnkb=
(1) 各轴功率 O|+$9#,
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) 7#N
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PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) >;#rK@*&
(2) 各轴扭矩 UR(i_T&w
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) :2+z_+k}<
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) p<&>1}j=
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n=1000 4hYK$!"r
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电动机 型号为Y132M-6 EztuVe
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i带=2.5 @:@5BCs<
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TI=85.76N/m AG#Mj(az!
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) ys:F
(3) 各轴转速 y 5?kv-"c
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) fo<nk|i
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) |oQhtk8.
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三.V带传动设计 C-(O*hK
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 %'9&JsO
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, ALKzR433/
设计功率Pd=KAP kW '~x jaa;.
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, O5JG!bGE_F
由转速在满载时为960r/min |W SvAM3
查表得 irn
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四 .传动零件的计算 $6\W8v
设计一般用途的传动零件 ^b(>Bg)T
1. 选择材料 [KwwhI@3
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。 .ZOyZnr
Z
2. 按齿面接触强度确定主要参数 \)9R1zp/x
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 %q,^A+=
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) @7<m.?A!
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. eFCXjM
=;HmU.Uek%
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) 7S9Q{
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 sR*JU%
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 `o!a
RX
t=15x300x16=72000h <(-4?"1
N1=60x384x72000=1660000000 8rsv8OO
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 sOW,hpNW
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) 6u v'{
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 y2Z1B2E%f
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² ]j?Kn$nv*S
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² #n}n
%
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K为1.4. ,W/D 0
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o*u A+7n
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[σH1]= 580N/ mm² g3%t+>$*
[σH2]= 557 N/ mm² %j=,c{`Q
?%HtPm2< %
计算时的以小值代入 W$Bx?}x($
为齿数比. VRoeq {
将各参数代入得 ;G3{ e
y|X\f!
A4?_0:<
则 ]eq3cwR[|
的标准 ud-.R~f{e
中心距为 UmU=3et<Wj
Sk$XC
由于齿轮传动须装入箱体,现a为小数,结加工和测量带来不便,应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿,调整后位动比误差 只要在3-5%内, 因此Z2=93则a=150mm R@0ELxzA
i实 2'J.$ h3
合要求。 \?fl%r2
故分度 圆直径 XI,F^K
&w3LMOT
齿度 P"u* bqk
JCZJ\f*EZ
3、校核齿根弯曲强度 p$@=N6)I.k
6#5@d^a
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d1=59mm $(}kau
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a=150mm 3[aJ=5
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d1=67.5759 Z{_'V+Q1
d2=232.5 _W#27I
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为齿形系数,查得 FT(EH
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为应力,修正系数,查得 l]v
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为 用弯曲应力,由 qs-:JmA_w
查得 |+`hSA
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bw1
为弯有疲劳强度的寿命系数 ax>c&%vo
6/#= dv
查得 `XWxC:j3%
ki+9Ln;
故 T.`%1S
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将各参数代入 =$`DBLX
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L|2COX
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所以大小齿轮弯曲强度足够 2 Lamvf
4、确定齿轮的主要几何尺寸 kR6 t
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分度圆直径: (wlsn6h
uv-W/ p
齿顶圆直径: 4y1>!~f
vl5n%m H>^
齿跟圆直径: KJ)nGoP>
J@GfO\
o
齿宽: O9|'8"AF
b1=b2+(5-10)=80-85取80 ,SyUr/D
中心距 #LN
I&5
5、确定齿轮制造精度 r;XQ i
&CL|q+-
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 *3/7wSV:
>Y/[zfI2
1=109.3N/mm bg ,}J/
[[e |GQ
#c^Q<&B
8Wj=|Ow-q
4v|/+J6G
E~>6*_?
2=103.3N/mm 4{DeF@@
?:?4rIZ<
SznE:+
gr
5]5u
)KqR8UO
d1=67.5mm $CmX
&%L=
'!-?
d2=232.5mm 3\KII9
(J*w./
da1=72.5mm gFT~\3jp=
u3wC}Zo
da2=237.5mm VWshFI
PEBFN
dF1=61.25mm &'7"i~pC
,z1!~gIal
dF2=226.25mm 7I(t,AKJ
%<?ciU
JQ_gM._3
,0Zn hS)kq
M_1Tx
, Ln
a=150mm ^Q=y^fx1
\5P.C
(L5'rNk
+^kxFQ(:
rh`.$/^
[S]!+YBK
VxN64;|=
Zva
HJ qQlEq
*>'2$me=
GJ,在零件上标示为8-GJGB10098-88,大轮齿厚偏差为KK,在零件工作图上标示为8-HKGBl0095-88。 *9vA+uN
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小轮8-GJGB10098-88 K 3Yw8t2J
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大轮8-HKGBl0095-88 b,s Gq
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五、轴的设计计算 p8=|5.
1、选择轴的材料,确定许用应力,选用45号钢。调质处理,查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 |rMq;Rgu?
S'o ]=&
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 q7,^E`5EgU
p*|ah%F6N
d.`&0
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% sAi&A9"*
cw;co@!$
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。 `<^*jB@P
轴尺寸设计见附录 $A`xhh[
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3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 DlTR|(AL
(1)轴上受力分析 rzeLx Wt
轴传递转矩 rmd;\)#*`
gfy19c 9
齿轮上圆周力 oyx^a9
27D!'S
径后力 >t <pFh
~/-eyxLTm
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 {0v*xL_O^
运输带工作拉力为2500N 9V
0}d2d
压轴力简单计为5000N UBZ9A
(2)受力图 g|%L"-%gJ
^G|98yc!'
d]wD[]
nFM@@oA
5[gh|I;D
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) R`8@@}
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 )cJ#-M2
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同理 u+m,b76
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) fxcc<h4
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(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) ~&dyRtW4
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 [Nm4sI11
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②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) l |2D/K5
截面c的变矩 /phX'xp
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截面B的弯矩 MObt,[^W
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) rk+#GO{
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(6)作扭矩aT图g) e0@6Pd
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 <DKS+R
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(7)求出量变矩并作当量变矩图h) mK+IEZV<3
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(8)校核轴危险截面的强度 s+Fi @lg,
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。 )vmA^nU>
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六.滚动轴承的选择计算 a>mm+L8y
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。 PMfkA!.Y
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 ='TE,et@d
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FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N c5|:,wkx
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 w[6J
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查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) l2;CQ7
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 RT>{*E<I
代入得Cr=38205 4A9{=~nwT
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 Mwgu93?
七、键的选择和计算 G;f/Tch
由轴设计知,运用C型键,键长40mm rp5(pV7*
工作长度 ,键高8mm ~tOAT;g}q
接触高度 tK
k#LWB
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4mn&4e
查表 ZNYH#mJX*
知键合适 "_2Ng<2
八. 联轴器选择 W+*5"h
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。 M)sZSH.<O
九.润滑与密封方式选择 #z1H8CFL"
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。 sBV4)xM
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选用6308和6309深沟球轴承 xV%6k{_:G
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书,有意请进。