文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 OJP5k/U$
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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。 JiFA]M`^Q
1.运输带工作拉力F=2.5 KN \ ]
2.运输带工作速度V=1.4 M/S eOm< !H
3.滚筒直径 D=200 mm Vd+td;9(
4.滚筒效率n=0.96 p}3NJV
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; #bT8QbJ(
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 =&A!C"qK4[
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 #?{qlgv<p
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 sM9FE{,mx
部件:1电动机 7qe7Fl3
2V带传动或链传动 -<qxO
3减速器 7\A4vUI3
4联轴器 D~#Ei?aH
5输送带 t;8\fIW5
6输送带鼓轮 l|YT[LR7
传动方案设计如下: A4G,}r *n
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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 q"akrI38
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1. 选择电动机的类型 5 L/x-i
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 6;o3sf@Tf
2. 确定电动机的容量 8d!GZgC8R
电动机所需功率由公式 n9%]-s\Hn
Pd=Pw/ηa (KW) g5+7p@'fV
Pw=Fv/1000ηw vE%s,E,
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) 6<X%\[)n
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: 5RF4]$zT
ηa=η带η²轴η齿η链 2Il8f
按表4-1的V带传送速率η带=0.95,滚动轴承η轴=0.98,齿轮传动效率η齿=0.97,联轴器效率η联=0.99.则ηa=0.95 x 0.98 ² x 0.97 x 0.99 = 0.88 tx"LeZZ
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 VO=!8Yx[
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW b9~A-Z
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW F";.6%;AC
3 确定电动机的转速 f'X9HU{Cz
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) a 7#J2 r
根据表1-3的V带传动比i1=2-4,而单级圆柱齿轮减速器的传动比i2=4-6,因此总传动比的合理范围为:ia=8—24. mT@nn,
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 v{aq`uH
符合这一范围的电动机同步转速有:750,1000,1500(r/min)三种,选用同步转速1000 (r/min)时,电动机的重量,价格及V带传动和减速器的传动比都比较合适,因此选定电动机型号为Y132M-6满载转速为nm=960(r/min). b2,!g }I
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 zFz10pH
(1) 求传动比 3^?ZG^V
由选定的电动机的满载转速nm和工作机构转速nw,可求得传动装置的总传动比为: zZ=pP5y8
ia=na/nw =960/114.6=8.038 k{;,6H
(2) 分配传动装置传动比 T4)fOu3]
ia=i带i减 zCv"]%
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 S35~Cp
则i减=ia/i带=3.35 \xv;sl$f
5.传动装置的运动和运动参数的计算 e:'?*BYVg3
(1) 各轴功率 >J9oH=S6
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) F+m }#p
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) x'<K\qp{{
(2) 各轴扭矩 `h:34RC;
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) 1y#D?R=E
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) 6;'dUGvH
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n=1000 br-]fE.be
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电动机 型号为Y132M-6 kQ1w5mCh
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) hGpv2>M
(3) 各轴转速 ;r c`OZyE
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) R2Zgx\VV'
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) dXF^(y]l
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三.V带传动设计 + |n*b
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 ?kbiMs1;u
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, KUlp"{a`,K
设计功率Pd=KAP kW E/|To
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, Lh!J >
由转速在满载时为960r/min S.-TOE
查表得 C26>BU<
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四 .传动零件的计算 gh/EU/~d
设计一般用途的传动零件 F+YZE[h%
1. 选择材料 ~qiJR`Jj
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。 ity & v9
2. 按齿面接触强度确定主要参数 6dq(T_eG
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 J{.{f
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) 5V?&8GTe
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. 5Yg'BkEr
@6Y?\Wx$w
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) j8v8uZ;x
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 F|SXn\
σHlim1=580N/mm²(碳钢调质)根据HBS2=188 查得σHlim2=530 N/mm²(碳钢正火).ZN为接触疲劳强度的寿命系数,由N=60ant得:当a=1时,n1=384r/min 5bRJS70M
t=15x300x16=72000h |XaIx#n
N1=60x384x72000=1660000000 pj\u9
L_
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 ep!Rf:
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) h9t$Uz^N
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 = 6j&4p
`
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² Mo|;'+
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² [T8WThs
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K为1.4. 4GkWRu1
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[σH1]= 580N/ mm² ;0Q4<F
[σH2]= 557 N/ mm² E~DQ-z
e2AX0(
计算时的以小值代入 *^\Ef4Lh
为齿数比. `68@+|#
将各参数代入得 D@,6M#SK
:,3C 0T3r
3$jT*OyG#
则 Q0)#8Rcm
的标准 ~IY%
中心距为 B~'vCuE
|h KDvH
由于齿轮传动须装入箱体,现a为小数,结加工和测量带来不便,应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿,调整后位动比误差 只要在3-5%内, 因此Z2=93则a=150mm ?U%qPv:
i实 g!FuY/%+
合要求。 7LfAaj
故分度 圆直径 8^kGS-+^
!eGC6o}f
齿度 s,"]aew
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3、校核齿根弯曲强度 6,^>mNm
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为齿形系数,查得 {WJ m
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为应力,修正系数,查得 3t.l5m
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为 用弯曲应力,由 {5A2&
查得 r^2p*nr}
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为弯有疲劳强度的寿命系数 oph}5Krd)
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所以大小齿轮弯曲强度足够 rT M}})81
4、确定齿轮的主要几何尺寸 >i_2OV
分度圆直径: .@2m07*1
PZ2;v<
齿顶圆直径: G"klu
aL*&r~`&e'
齿跟圆直径: t;\kR4P
M*y)6H k~
齿宽: kv]~'Srk
b1=b2+(5-10)=80-85取80 bhID#&
中心距 +:8fC$vVfC
5、确定齿轮制造精度 *e<[SZzYZ
NYyh|X:m
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 wZG\>9~
DD7h^-x
1=109.3N/mm T,7Y7c/3V
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d1=67.5mm .GV;+8HzS
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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。 ?h.wK
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五、轴的设计计算 ]T;EdK-
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 31rx-D8o
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2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 LXEfPLS
3
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/[Z,MG
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% dZi(&s
c3:,Ab|
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。 :lB=Lr)
轴尺寸设计见附录 }RHn)}+
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3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 X`fn8~5
(1)轴上受力分析 [-)r5Dsdq
轴传递转矩 +QE^\a
,2j.<g&
齿轮上圆周力 om]4BRe
glDh([
径后力 bd<m%OM""
kiRa+w:
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 KID,|K
运输带工作拉力为2500N b*FC\:\
压轴力简单计为5000N ND5`Q"k
(2)受力图 OX"j#
UQ[B?jc
!vk|<P1
7{xh8#m
&[At`Nw71
KX}Rr7a
P9S2?Q
:<Fe
4WE6fJ2X
-CRraEXf8
Ft=2351 N PI*82,f3dE
@fa@s-wb
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) 5"/J^"!h
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 :aG#~-Q
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同理 }'OHE(s
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) suH&jE$ x
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(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) ^T.E+2=>z
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 {,cCEXag%
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②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) 'SYo_!
截面c的变矩 ,KJw|x4}\
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截面B的弯矩 zHfP+(ah
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) kHc<* L_V
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(6)作扭矩aT图g)
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考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 2h
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(7)求出量变矩并作当量变矩图h) K 3GSOD>
3}1ssU"T
(8)校核轴危险截面的强度 N"[B=fU}
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。 jx_4B%kzq
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