文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 0}^-, Q,
7GIv3Dc
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。 @B'Mu:|f
1.运输带工作拉力F=2.5 KN :>;psR
2.运输带工作速度V=1.4 M/S t~a$|(
9
3.滚筒直径 D=200 mm ZK
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4.滚筒效率n=0.96 {&<}*4D
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; ,m"ztu-
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 @LE?XlhD
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 3w9
]@kU
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 v|/3Mi9mz
部件:1电动机 o6y,M!p@
2V带传动或链传动 &=?`;K
3减速器 7IHD?pnZ
4联轴器 _kx
5输送带 w7Pe<vT
6输送带鼓轮 F889JSZ%
传动方案设计如下: N*SgP@Bt
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二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 M_1Tx
v1C.\fL
1. 选择电动机的类型 grQnV' q
按工作要求和条件,选用Y系列一般用途全封闭式鼠笼型三相异步电动机 "rGOw'!q>
2. 确定电动机的容量 <8)s
电动机所需功率由公式 +^kxFQ(:
Pd=Pw/ηa (KW) rh`.$/^
Pw=Fv/1000ηw [S]!+YBK
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) VxN64;|=
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: Zva
ηa=η带η²轴η齿η链 0sd-s~;
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 4$aO;Z_
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 bw<w
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所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW ^v!im\ r
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW [tqO}D
3 确定电动机的转速 U+;>S$
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) (a}
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. g?~ Tguv
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 R-pH Quu3
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). '@TI48 J+
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 H&X:!xa5
(1) 求传动比 aDL)|>"Q
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: l"J*)P
ia=na/nw =960/114.6=8.038 yGiP[d|tRc
(2) 分配传动装置传动比 k6Ihc?HL
ia=i带i减 TMJ9~"IO
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 84=-Lw
则i减=ia/i带=3.35 7DtIVMiK
5.传动装置的运动和运动参数的计算 X9fNGM1
(1) 各轴功率 G#H9g PY
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) z)lM2x>|*
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) ljPq2v ]
(2) 各轴扭矩 ^qxdmMp)l
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) m0A# 6=<
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) Ly9Q}dL
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n=1000 Y4#y34We
z% V* K
电动机 型号为Y132M-6 6Rcua<;2P
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i带=2.5 Dg~
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TI=85.76N/m @,k7xm$u
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) lop uf/U0
(3) 各轴转速 Y0@yD#,0~
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) Q',m{;;
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) 7JI:=yY!>:
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三.V带传动设计 "Fnq>iR-
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 }-DE`c
该系统载荷变动小,工作条件不是很恶劣,所以工况系数选用为1.2, a|_p,_
设计功率Pd=KAP kW @f1*eo5f
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, {i [y9
由转速在满载时为960r/min \7v)iG|#G&
查表得 q]% T:A=
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四 .传动零件的计算 U@ ?LP
设计一般用途的传动零件 (s<Dd2&.H
1. 选择材料 q\Q{sv_
小齿轮选用45号钢调质,大齿轮用45号钢正火,查表得小齿轮齿面硬度HBS=217-255,大齿轮齿面硬度为160-217,计算时取平均值小齿轮为236,大齿轮为188。 {e[%;W%c&
2. 按齿面接触强度确定主要参数 '|]e<Mt-
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 :P,sxDlG)
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) uzmk6G
v
Φd为齿宽参数;由表知软齿面对称布置时φd=0.8214,由于是单级传动,速度低,轴的刚性较大,因此φd=1.1,K为载荷系数,对带式运输机,载荷平稳,且齿轮相对于轴承为对称布置,取K为1.4. T{wpJ"F5<]
LZJA4?C
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) Q?ahr~qo
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 Q$& sTM
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 E#J';tUQ
t=15x300x16=72000h !-2R;yo12
N1=60x384x72000=1660000000 S=R7`a<.5
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 mpAR7AG6
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) }I|u'#n_
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 ;k"Bse!/
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² 0iULCK
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² PWh^[Rd)
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K为1.4. hjaT^(Y
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[σH1]= 580N/ mm² RI68%ZoL
[σH2]= 557 N/ mm² Vi4~`;|&b+
]f]<4HD=i
计算时的以小值代入 e/->_T(I
为齿数比. `%09xMPu
将各参数代入得 Ou{v/'9z,
\rVQQ|l
)lJao
则 odg<q$34
的标准 O?<&+(uMTT
中心距为 ?$e9<lsQq)
6a;v&5
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 `/HUV&i"S
i实 DJP2IP
合要求。 {O|'U'
故分度 圆直径 !QDQ_
Y?ez9o:/#
齿度 |+`c3*PV
-=.V
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3、校核齿根弯曲强度 6sa"O89
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d1=67.5759 .Vq)zi1<
d2=232.5 b,KcBQ.
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为齿形系数,查得 5s?Hxn
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为应力,修正系数,查得 r\;ut4wy
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为 用弯曲应力,由 :$+-3_oLMQ
查得 hR5_+cuIp
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为弯有疲劳强度的寿命系数 ^*\XgX
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查得 .G o{1[
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故 z4 E|Ai
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将各参数代入 R>`}e+-D
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所以大小齿轮弯曲强度足够 }6 5s'JB
4、确定齿轮的主要几何尺寸 qC!&x,}3
分度圆直径: VGL#!4wK
k#bu#YZk
齿顶圆直径: >MJ?g-
\n0Oez0z!B
齿跟圆直径: @xsCXCRWVV
clI*7j.4E#
齿宽: 7t9c7HLuj/
b1=b2+(5-10)=80-85取80 hl&-\ dc+
中心距 +MK6zf
5、确定齿轮制造精度 dMx4ykrR
N?dvuB
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 /9yaW7w
a'\By?V]
1=109.3N/mm n3MWs);5
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U-wLt(Y<
b{DiM098
sM1RU
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2=103.3N/mm (wRBd
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rg(lCL&:S
d1=67.5mm }2)DPP:ic
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d2=232.5mm N12:{U
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da1=72.5mm }wSi~^*
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da2=237.5mm #y]3LC#)^G
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dF1=61.25mm puJ#w1!x`
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'Tb0-1S?
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。 rlok%Rt4Z
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小轮8-GJGB10098-88 eOrYa3hQ
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五、轴的设计计算 !OQuEJR
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 0x4l5x$8
#W^_]Q=5R'
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 2$DSBQEx
s[Gswd
9F)W19i.
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% }+JLn%H)
hG~ Uz
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。 (k#t}B[
轴尺寸设计见附录 ax]9QrA
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3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 T<!\B]
(1)轴上受力分析 Ug%<b
轴传递转矩 &%@/Dwr
Au~+Zz|mQ
齿轮上圆周力 +0pgq (
j'#)~>b
径后力 ?L`MFR
oD Q9.t
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 X^u4%O['
运输带工作拉力为2500N wV7@D[8
压轴力简单计为5000N xzuPie\
(2)受力图 # w
i&n
v/QEu^C
)zo#1$C-
^U R-#WaQ
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) *o:BoP=S
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 @'k,\$ /
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同理 k'WS"<-
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) +j)-L \
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(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) JO<gN=
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①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 0{U ]STj
df21t^0/
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) X-*KQ+?
截面c的变矩 :JTRRv
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截面B的弯矩 ][>M<J
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f)
U%B]N@
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(6)作扭矩aT图g) 7$d c?K
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 xzGsfd
* v7& T
(7)求出量变矩并作当量变矩图h) :xUl+(+
t2-zJJf8
(8)校核轴危险截面的强度 OD@@O9
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。 iR}i42Cu
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六.滚动轴承的选择计算 GQAg
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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。 {_N(S]Z
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 ZjbG&oc
8[P6c;\
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N GM5 6xZ!2T
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 <y/AEY1
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) f6A['<%o
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 -hV KPIb
代入得Cr=38205 ^9~%=k=
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 k#G7`dJl
七、键的选择和计算 FNRE_83
由轴设计知,运用C型键,键长40mm y/*Tvb #TJ
工作长度 ,键高8mm >bP7}T
接触高度 e$|)wOwU
PsT v\!
B9Tztg
查表 gG> ^h1_o~
知键合适 N28?JQha
八. 联轴器选择 _@?Jx/`;bk
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。 /'^>-!8_1
九.润滑与密封方式选择 AQU: 0
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。 mV]g5>Q\
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选用6308和6309深沟球轴承 glIIJ5d|,
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书,有意请进。