文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 )|SmB YV
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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。 e"]*^Q
1.运输带工作拉力F=2.5 KN ?O!'ZZX
2.运输带工作速度V=1.4 M/S vx&r
3.滚筒直径 D=200 mm ]x<`(
4.滚筒效率n=0.96 s)<^YASg
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; Am&PH(}L
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 cm!|A)~
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 ,j|9Bs
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 Pk6l*+"r<
部件:1电动机 !W3bHy:C"
2V带传动或链传动 )of?!>'S[
3减速器 \gE6KE<?p
4联轴器 WUnmUW[/
5输送带 X;D"}X4(E
6输送带鼓轮 Y
Cbt(nmr
传动方案设计如下: ds9L4zfO
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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 a->;K+
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1. 选择电动机的类型 Pr%Y!|
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 5a PPq~%
2. 确定电动机的容量 LL}|#%4d
电动机所需功率由公式 $@[`v0y*
Pd=Pw/ηa (KW) K>tubLYh
Pw=Fv/1000ηw )5479Eb_
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) 4NY}=e5
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: |\lsTY&2
ηa=η带η²轴η齿η链 8)wxc1
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 / mM# nS
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 j!It1B
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW /5l"rni
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW T;f`ND2fY
3 确定电动机的转速 Fbpe`pS+V
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) xE2sb*
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. /s'7[bSv
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 THVF(M4v
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). &}:]uC
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 u6B,V
(1) 求传动比 /S9(rI<'
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: T4M"s;::1
ia=na/nw =960/114.6=8.038 ZM6`:/lc
(2) 分配传动装置传动比 ty W5k(>
ia=i带i减 B2R^oL'}
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 c\J?J>xz
则i减=ia/i带=3.35 >!D^F]CH
5.传动装置的运动和运动参数的计算 >!U oS
(1) 各轴功率 nT;Rwz$3
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) KBe\)Vs
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) N<$dbqoT|
(2) 各轴扭矩 ,:E*Mw:
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) <Lt%[dn
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) /O^aFIxk
uZg[PS=@!X
n=1000 Q[wTV3d
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电动机 型号为Y132M-6 U5iyvU=UG
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i带=2.5 (/^s?`1{N?
i减=3.35 `hVi!Q]*P
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TI=85.76N/m '#oNOU
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) OxC8xB;`
(3) 各轴转速 fHLt{ !O
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) AW R
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) N|N#-
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三.V带传动设计 ZKTY1JW_
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 [:gp_Z&
该系统载荷变动小,工作条件不是很恶劣,所以工况系数选用为1.2, >K!$@]2F
设计功率Pd=KAP kW I|<`Er-;58
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, PS3jCT
由转速在满载时为960r/min O~#A )d6
查表得 }1EtM/Ni{!
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四 .传动零件的计算 lYey7tl{
设计一般用途的传动零件 v3(0Mu0J
1. 选择材料 CdMV(
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。 rxj#
2. 按齿面接触强度确定主要参数 \YHl(
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 >DN^',FEm
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) !r9rTS]
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. 0<##8m@F8
ZG?e%
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) ],{M``]q
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 cC]]H&'Hg+
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)ZB$w4
t=15x300x16=72000h PS0/Ok
N1=60x384x72000=1660000000 .HRd6O;
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 e7tio!
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) "1`w>(=
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 v^;vH$B
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² pD }b $
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² g?K? Fn.}
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K为1.4. [z6P]eC7
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[σH1]= 580N/ mm² 3$BO=hI/-
[σH2]= 557 N/ mm² (a~V<v"
F5M{`:/
计算时的以小值代入 ]BTISaL-R
为齿数比. =/ \l=*
将各参数代入得 ?,C'\8'
" LhXR
'*t<g@2$
则 ]iZ-MG)J
的标准 6;Mv)|FJF
中心距为 /b6j<]H
LmUR@
/VQ
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 wy:euKB~
i实 Nov
An+
合要求。 8^R~qpg%
故分度 圆直径 f917F.1I
a t=;}}X
齿度 =,08D^ xY
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3、校核齿根弯曲强度 Hl8\*#;C&>
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Z2=90 tcI Z
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d2=232.5 Nxm '*
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为齿形系数,查得 +@\=v}:
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为应力,修正系数,查得 hTQ]xN)
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为 用弯曲应力,由 N2C f(
查得 ]yas]5H
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为弯有疲劳强度的寿命系数 F4g3l
L$ [1+*
查得 ~8[`(/hj
fc%C!^7
故 Bo/i =/7%
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将各参数代入 <{.pYrn
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所以大小齿轮弯曲强度足够 UN`O*(k[
4、确定齿轮的主要几何尺寸 @Yh%.#\i%
分度圆直径: 0%]F&|
LW+^m6O
齿顶圆直径: $U}GX'1LZ
EY[J;H_b
齿跟圆直径: 7bx!A+, t
Z=>#|pW,)
齿宽: i^&^eg'.5
b1=b2+(5-10)=80-85取80 _9"%;:t
中心距 6?KJ"Ai9
5、确定齿轮制造精度 TllIs&MCe
FFID<Lf/2
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 C2W&*W*
,{{Z) "qaH
1=109.3N/mm p ^Dm w0y
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L2^M#G@t
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2=103.3N/mm :/FT>UCL
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d1=67.5mm Tjza3M
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d2=232.5mm :sXn*k4v
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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。 _MC\\u/C/
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大轮8-HKGBl0095-88 g5
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五、轴的设计计算 {c'2{`px 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 E,F'k2yU
\B0,?_i
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 iBq|]
RJo"yB$1e6
^r u1QDT
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% u*I=.
eVobs2s
考虑到减速器、轴承、 轴器,外观等因素, 轴II与滚筒连接处直径为35,轴I与电动机连接处为30,由于轴 II负荷大,故设计,检验都以轴II为例,轴I设计如同轴II。 /.'tfy$
轴尺寸设计见附录 [Ch)6p
'w?*4H
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G8w<^z>pTg
3HU_~%l
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3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 OQ[E-%v1 R
(1)轴上受力分析 +~gqPk
轴传递转矩 .~)[>
1ga-8&!
齿轮上圆周力 v35wlt^}
0FA
N9u2
径后力 ']nB_x7
cY%[UK $l
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 -JL
运输带工作拉力为2500N ]_cBd)3P}
压轴力简单计为5000N 'ZyHp=RN)
(2)受力图 x"hZOgFZ
G k'j<a
0((3q'[ <
"qL4D4
%9|}H [x
TTg>g~t`
)_*<uSl
%+PWcCmn
0_Gi1)
Mx?{[zT"
Ft=2351 N ('!{kVLT-
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) ?Ji.bnfK
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 nSH
A,c
"j+zd&*={
同理 v#iKa+tx
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) U#oe8(?#
TNs0^h)
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) DAs&4Y`
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 [m*=Q
:Jp$_T&E
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) IY@)
截面c的变矩 &KfRZ`9H
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MHC右=-280307Nmm u/FnA-L4
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截面B的弯矩 W(9fCDO;
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) VHXvm*
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(6)作扭矩aT图g) ?4=8z8((!
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 5,!,mor$]
| ]`gps
(7)求出量变矩并作当量变矩图h) +~J?/
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(8)校核轴危险截面的强度 jh.W$.Oq
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。 D/hQ{T
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六.滚动轴承的选择计算 G;V@oT
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。 @B
~![l
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 tC\x9&:
PC/fb-J
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N Y32F{ z
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 0t5>'GYX
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) `3kE$h#
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 y?<[g;MuT
代入得Cr=38205 7Upm
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 m\7-/e2a
七、键的选择和计算 >1a-}>r
由轴设计知,运用C型键,键长40mm KSVIX!EsX
工作长度 ,键高8mm F/ 2@%,2n
接触高度 #`:s:bwM:
0~A<AF*t
I!jSAc{
查表 E xKH%I
知键合适 [Z,AquCU(
八. 联轴器选择 '0X!_w6W
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。 EG&^;uU
九.润滑与密封方式选择 p*!@z|F>U
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。 mLk@&WxG
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选用6308和6309深沟球轴承 7EY~5U/4
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书,有意请进。