文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 "lnI@t{o
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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。 :8LK}TY7
1.运输带工作拉力F=2.5 KN d>gN3}tT
2.运输带工作速度V=1.4 M/S c`s ]ciC
3.滚筒直径 D=200 mm {^A,){uX]
4.滚筒效率n=0.96 u5I#5
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; cMZ-
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 ]yV,lp
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 rp_Aw
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 @!KG;d:l
部件:1电动机 h=o%\F4
2V带传动或链传动 iPK:gK3Q
3减速器 B!AJ*
4联轴器 c.{t +OR
5输送带 YgR}y+q^6
6输送带鼓轮 HLb`'TC3r+
传动方案设计如下: W8N__
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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 ]_mcJ/6:
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1. 选择电动机的类型 .Gn-`
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 25/M2u?
2. 确定电动机的容量 }q=uI`
电动机所需功率由公式 _&K>fy3t&
Pd=Pw/ηa (KW) U^d!*9R
Pw=Fv/1000ηw A*TO0L
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) 4C`p`AQqpQ
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: >36>{b<'$*
ηa=η带η²轴η齿η链 gF~#M1!!
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 @9\L|O'~?
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 b9"HTQHl
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW `+ 5,=S
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW fB`7f
$[
3 确定电动机的转速 l]F)]>AE
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) a"whg~
根据表1-3的V带传动比i1=2-4,而单级圆柱齿轮减速器的传动比i2=4-6,因此总传动比的合理范围为:ia=8—24. i1DJ0xC]
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 ZFa<{J<2
符合这一范围的电动机同步转速有:750,1000,1500(r/min)三种,选用同步转速1000 (r/min)时,电动机的重量,价格及V带传动和减速器的传动比都比较合适,因此选定电动机型号为Y132M-6满载转速为nm=960(r/min). [FN4 _
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 )sG/H8
(1) 求传动比 2qe]1B;
由选定的电动机的满载转速nm和工作机构转速nw,可求得传动装置的总传动比为: 2y@y<38
ia=na/nw =960/114.6=8.038 rLJjK$_x
(2) 分配传动装置传动比 K XbD7N.
ia=i带i减 RAi]9` *7
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 boWaH}?0'
则i减=ia/i带=3.35 XpoEZ|0
5.传动装置的运动和运动参数的计算 kbKGGn4u
(1) 各轴功率 Ub% 1OQ
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) .|x"'3#
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) O YayTKxN
(2) 各轴扭矩 JF-ew"o<E
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) Yb=Z`)
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) PYJ8\XZ1_N
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n=1000 :9f/d;Mo3
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电动机 型号为Y132M-6 wxIWh>pZa
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i减=3.35 {3R?<ET]mt
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TI=85.76N/m -]e@FNL
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) 'X{J~fEI!
(3) 各轴转速 Gp5[H}8K
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) SXx;-Ws
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) 6}S1um4 F
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三.V带传动设计 Hi{1C"%
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 ;jEDGKLq
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, 6AW{qU6
设计功率Pd=KAP kW Cb5Rr+K=
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, |9X$@R
由转速在满载时为960r/min 3TDjWW;#~
查表得 i{9_C/
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四 .传动零件的计算 hyHeyDO2
设计一般用途的传动零件 <WHu</
1. 选择材料 %OIJ.
小齿轮选用45号钢调质,大齿轮用45号钢正火,查表得小齿轮齿面硬度HBS=217-255,大齿轮齿面硬度为160-217,计算时取平均值小齿轮为236,大齿轮为188。 SH009@l_8
2. 按齿面接触强度确定主要参数 <r@w`G
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 Q1b<=,
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) QGR}`n2D
Φd为齿宽参数;由表知软齿面对称布置时φd=0.8214,由于是单级传动,速度低,轴的刚性较大,因此φd=1.1,K为载荷系数,对带式运输机,载荷平稳,且齿轮相对于轴承为对称布置,取K为1.4. ag_RKlM3
t-gLh(-.
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) 69 >-
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 @PaOQ@
σHlim1=580N/mm²(碳钢调质)根据HBS2=188 查得σHlim2=530 N/mm²(碳钢正火).ZN为接触疲劳强度的寿命系数,由N=60ant得:当a=1时,n1=384r/min WRBCNra
t=15x300x16=72000h -E$(<Pow~\
N1=60x384x72000=1660000000 pZ@)9c
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 ~$WBc qo
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) 8p;|&7
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 ,cesQ
ou
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² **D3.-0u&
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² '{[n,xeR
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K为1.4. 6w"_sK?
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[σH1]= 580N/ mm² `q$a
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[σH2]= 557 N/ mm² QyEGK
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计算时的以小值代入 "C/X#y
为齿数比. TOx >Z
将各参数代入得 Jqp;8DV}
0XWhSrHM
XzD+#+By
则 ]Uu :t
的标准 v\3
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中心距为 <Rb[0E$
$SbgdbX
由于齿轮传动须装入箱体,现a为小数,结加工和测量带来不便,应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿,调整后位动比误差 只要在3-5%内, 因此Z2=93则a=150mm e*!0|#-
i实 JnY.]:
合要求。 (oxMBd+n1
故分度 圆直径 ;_oJGII?br
0|=,!sY
齿度 y(fJ{k
*I6W6y;E=
3、校核齿根弯曲强度 !LX)
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A0l-H/l7
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Q&@e,7]V+
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d1=59mm Zn{Y+ce7d
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Z1=27 .dO8I/lhV
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d1=67.5759 V.-cm51I
d2=232.5 '>k1h.i
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为齿形系数,查得 <8ih >s(C
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为应力,修正系数,查得 S1o[)q
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为 用弯曲应力,由 *M-'R*Np
查得 9Cs/B*3 )b
Z]XjN@j"
为弯有疲劳强度的寿命系数 nyL$z-I)
2 b80b50
查得 i8A-h6E
}t*:EgfI
故 ](^FGz
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将各参数代入 =9;b|Y"aQ
uN=f(-"
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所以大小齿轮弯曲强度足够 4y!GFhMh
4、确定齿轮的主要几何尺寸 |E;+j\
分度圆直径: 30<_`
6!8uZ>u%Vg
齿顶圆直径: ""m/?TZq'
J ~KygQ3%
齿跟圆直径: !3{.
V\P)
ZZYtaVF:
齿宽: (hh^?
b1=b2+(5-10)=80-85取80 +??pej]Rp
中心距 %/BBl$~ji
5、确定齿轮制造精度 g`~;"%u7cn
b}*q*Bq
查表确定齿轮第 II公差组为8级精度,第I,III公差与II组同为8级,并按设计手册资料推荐确定齿厚偏差。小轮为 <sX_hIA^Fx
sXtt$HID=
1=109.3N/mm wL}X~Xa3i
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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。 r 5+ MjR
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五、轴的设计计算 KocNJ
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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 N\zUQ
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Oi~.z@@
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 4HyD=6V#
"D
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hj3wxH.}
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% m>'#664q1
:Y&h'FGZm
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。 (vbI4&r
轴尺寸设计见附录 vNAQ/Q
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3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 }`$Sr&n 1
(1)轴上受力分析 2$gOe^ &
轴传递转矩 8zk?:?8%{
%v 1NDhaXz
齿轮上圆周力 o"@GYc["
uvj`r5ei
径后力 e2$k
%c~
o<8=@ ^T
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 Y+UM>
运输带工作拉力为2500N `f+l\'.s
压轴力简单计为5000N 2/V9Or52
(2)受力图 z\?cazQ
uPveAK}h
\*k}RKDwT
7>>6c7e
0*}%v:uN9
!L_\6;aP,x
gl~>MasV&
t^-yK;`?q:
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) <cn{S`
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 ~\^h;A'3
r)G^V&96
同理 s;'jn_,0
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) gI SP .
ZFAi 9M
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) sm~{fg
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 <-1(G1v
]'2;6%.4
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) <[eE5X(
截面c的变矩 30fsVwE2
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截面B的弯矩 8| 6:
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) l Ikh4T6i
D5wy7`c
(6)作扭矩aT图g) e;y\v/A
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 zHI_U\"8D
t8Sblgq
(7)求出量变矩并作当量变矩图h) 6^vMJ82U
G8w<^z>pTg
(8)校核轴危险截面的强度 JMMT886
由图h)知轴上当量变矩最大的截面左右,轴承支点的B处,故校核该截面的当量应力。 gy
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六.滚动轴承的选择计算 -JL
由于减速器为直齿圆柱齿轮,载荷平稳,轴向冲击小,故选用深沟球轴承,由轴尺寸,初步选定驱动滚筒的轴Ⅱ上为深沟球轴承6309,带轮轴承选用6308,根据轴设计计算知只需验证驱动滚筒的那个轴承即可。 ]_cBd)3P}
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 'ZyHp=RN)
JfJUOaL
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N 4)'8fi
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 @,Je*5$o"
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) (~YFm"S
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 4nC`DJ;V
代入得Cr=38205 @]*b$6tt
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 Vb${Oy+
七、键的选择和计算 b`x7%?Qn
由轴设计知,运用C型键,键长40mm rg Q6/3}qc
工作长度 ,键高8mm \/ rK0|2A
接触高度 nWTo$*>W
)&G
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7qfo%n"
查表 6pkZ8Vp:
知键合适 %s.hqr,I
八. 联轴器选择 MA\^<x_?L}
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。 "AN2K
九.润滑与密封方式选择 =[wVRQ?
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。 ;]ojfR=?%
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选用6308和6309深沟球轴承 |ITSd%`3_
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书,有意请进。