文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 P6&@fwJ<
cx_FtD
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。 t%Vc1H2}
1.运输带工作拉力F=2.5 KN wqx@/--E(
2.运输带工作速度V=1.4 M/S 6]^ShOX_Z
3.滚筒直径 D=200 mm %Ui&SZ\
4.滚筒效率n=0.96 /)ps_gM
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; fWhw I+
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 xgn@1.}G
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 a FjcyD
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 I7ZY9W(S
部件:1电动机 |&`NB|
2V带传动或链传动 <f%JZ4p*
3减速器 vz#VW
4联轴器 }26?bd@e`
5输送带 f]L`^WU
6输送带鼓轮 v] &
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传动方案设计如下: 9G_bM(q'^2
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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 *W,tq(%tQ
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1. 选择电动机的类型 29 {Ep
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
gP%S{<.?
2. 确定电动机的容量 x&}pM}ea
电动机所需功率由公式 K"4m)B~@Y
Pd=Pw/ηa (KW) ERD( qL.J
Pw=Fv/1000ηw [Q+8Ku
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) 0'8_:|5
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: /$
Gp<.z
ηa=η带η²轴η齿η链 F/,K8<|r>
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 ?^I\e{),c
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 Nfe
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW *nJy
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW V&nTf 100
3 确定电动机的转速 z
H$^.1
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) (ndXz
根据表1-3的V带传动比i1=2-4,而单级圆柱齿轮减速器的传动比i2=4-6,因此总传动比的合理范围为:ia=8—24. N3/G6wn
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 ?E>(zV1D/
符合这一范围的电动机同步转速有:750,1000,1500(r/min)三种,选用同步转速1000 (r/min)时,电动机的重量,价格及V带传动和减速器的传动比都比较合适,因此选定电动机型号为Y132M-6满载转速为nm=960(r/min). \!-IY
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 pr~%%fCh
(1) 求传动比 Tt;h?
由选定的电动机的满载转速nm和工作机构转速nw,可求得传动装置的总传动比为: 4KbOyTQ
ia=na/nw =960/114.6=8.038 a7$]"
T 7
(2) 分配传动装置传动比 ]o!rK<
ia=i带i减 fEv`iXZG
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 dUt$kB
则i减=ia/i带=3.35 11"- taWj
5.传动装置的运动和运动参数的计算
ShP&ss
(1) 各轴功率 IKz3IR eu
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) R_DstpsT
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) U-~6<\Mf
(2) 各轴扭矩 Np2I*l6W
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) CBkI!
In2
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) )GT*HJR(vc
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n=1000 `EBI$;!
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电动机 型号为Y132M-6 d#tqa`@~
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i带=2.5 Jn|sS(Q}
i减=3.35 [TW?sW^0
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TI=85.76N/m 'VMov
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) u# TNW.
(3) 各轴转速 AT:L&~O.
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) .S_7R/2(?
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) +!~"ooQZh
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三.V带传动设计 MM*9Q`cB
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 kvN<o-B
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, w19OOD
设计功率Pd=KAP kW R(s[JH(&
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, {8556> \~
由转速在满载时为960r/min ~m4LL[
查表得 ]l}bk]
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四 .传动零件的计算 4_S%K&
设计一般用途的传动零件 c{f1_qXN
1. 选择材料 (yz8}L3
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。 `RE1q)o}8M
2. 按齿面接触强度确定主要参数 &S#bLE
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 \y/+H
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) t{/
EN)J
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. ZP%Bu2xd
F^');8~L
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) D%.<}vG
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 R7By=Y!t
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 Ia)^
t=15x300x16=72000h Q_a%$a.rV
N1=60x384x72000=1660000000 ?rV c}
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 SHPZXJ{
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) fKT(.VNq5
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 fI0L\^b%
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² #kGxX@0
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² on1mu't_;
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[σH1]= 580N/ mm² *Ucyxpu~$
[σH2]= 557 N/ mm² O x$|ZEh
#CQ>d8&
计算时的以小值代入 '\*Rw]bR|
为齿数比. lE|T'?/
将各参数代入得 }\DQxHG
v,i:vT\~
nLfnikw&
则 YJ16vb9
的标准 '/
&"
中心距为 -6tF
C${TC+z
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 #!D5DK@+
i实 xf]4!zE
合要求。 MM8)yCI
故分度 圆直径 wbS++cF<
a@jP^VVk
齿度 eu:_V+
N~ozyIP,
3、校核齿根弯曲强度 !3&vgvr
!yI)3;$*
YYvs~?bAy
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d1=59mm x+TNF>%'D
hW+Dko(s
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Z1=27 5UM[Iz
Z2=90 N+V-V-PVk
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d1=67.5759 I{PN6bn{>
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为齿形系数,查得 f)x}_dw%
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为应力,修正系数,查得 @7=D ]yu
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为 用弯曲应力,由 1#<E]<='t
查得 h;KK6*Z*$E
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为弯有疲劳强度的寿命系数 #U}U>4'
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查得 RX1{?*r]Z
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故 1znV>PO!
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将各参数代入 z)>{O3
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所以大小齿轮弯曲强度足够
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4、确定齿轮的主要几何尺寸 CQzjCRS
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分度圆直径: %y\eBfW,/
Lv5X 'yM
齿顶圆直径: ,r 2VP\hLh
D5!K<G?-K
齿跟圆直径: fj-pNl6Gf
iSr`fQw#
齿宽: 4m~7 ~- h
b1=b2+(5-10)=80-85取80 aaz"`,7_
中心距 )@bH"
5、确定齿轮制造精度 Rw}2* 5#y
>mFX^t_,
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 B >u,)
uOl(-Zq@
1=109.3N/mm mKq<'t]^k
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2=103.3N/mm ";_K x={
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d1=67.5mm &7($kj
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d2=232.5mm 4aN+}TkH@G
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da1=72.5mm L8:]`MQ0
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GJ,在零件上标示为8-GJGB10098-88,大轮齿厚偏差为KK,在零件工作图上标示为8-HKGBl0095-88。 G-\<5]k]
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五、轴的设计计算 "tKNlHBu'
1、选择轴的材料,确定许用应力,选用45号钢。调质处理,查得轴毛坯直径 许用弯曲应力
F,zG;_
<E SvvTf
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 oQ{cSThj
!\ZcOk2
uNy!<u
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% 5.dl>,
f -7S:,
考虑到减速器、轴承、 轴器,外观等因素, 轴II与滚筒连接处直径为35,轴I与电动机连接处为30,由于轴 II负荷大,故设计,检验都以轴II为例,轴I设计如同轴II。 @/LiR>,
轴尺寸设计见附录 B_cgWJ*4
fL2^\dB;
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3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 6bUl>4
(1)轴上受力分析 kT2Wm/L
轴传递转矩 X.eB ;w/}
v^TkDf(Oz
齿轮上圆周力 x 'mF&^
6+e4<sy[E
径后力 ~
aA;<#
XL~>rw<
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 QtlT&|$
运输带工作拉力为2500N \XDmK
压轴力简单计为5000N cJ/4Gl
(2)受力图
/B[}I}X
ST%
T =_q
xl,ryc3J
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pP7"E4]
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) l1DI*0@
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 N3Z@cp
F^miq^K=
同理 Z)5klg$c
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) ?b"Vj+1:x
b|6 !EGh
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) q}sK
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 BCBU b
p {?}g'
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) |
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截面c的变矩 zhjJ>d%w
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截面B的弯矩 } cRi
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(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) ga,A'Z
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(6)作扭矩aT图g) E|\3f(aF
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 JW2W>6Dgv[
Xp.|.)Od
(7)求出量变矩并作当量变矩图h) H_v/}DEG
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(8)校核轴危险截面的强度 =y`-sU Hx
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。 :LG}yq^
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六.滚动轴承的选择计算 %Hh &u
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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。 0e7O#-
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 3\+[38 _
x _YV{
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N 7k[`]:*o
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 ]e#,\})Br
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) W}<M?b4tP
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 :c+a-Py
$E
代入得Cr=38205 A1=$kzw{UH
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 .wt>.mUH
七、键的选择和计算 w2M
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由轴设计知,运用C型键,键长40mm ps{&WT3a
工作长度 ,键高8mm ?$`1%Y9
接触高度 3>:zo:;
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*n$m;yI
查表 S|=rF<]my
知键合适 O
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八. 联轴器选择 S{`!9Pii
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。 hoSU`X
九.润滑与密封方式选择 %3@RZe
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。 '6Z/-V4k
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选用6308和6309深沟球轴承 Ow&'sR'CX
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书,有意请进。