文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 BeRs;^r+
< q(i(%
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。 exSwx-zxI
1.运输带工作拉力F=2.5 KN o"RE4s\G~r
2.运输带工作速度V=1.4 M/S oIOeX1$V
3.滚筒直径 D=200 mm 6flO;d/v
4.滚筒效率n=0.96 7Y~5gn
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; kKbbsB
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 ~7}no}7
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 QP<P,Bi~
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 |U1u:=[
部件:1电动机 lbIW1z%:sy
2V带传动或链传动 u]B
b ^[
3减速器 EX<1hAw
4联轴器 .6n|hYe
5输送带 /:A239=+ ?
6输送带鼓轮 E.$//P n|1
传动方案设计如下: HWoMzp5="3
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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 |om3* ]7
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1. 选择电动机的类型 :(x 90;DW
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 `+@%l*TQ
2. 确定电动机的容量 )=D9L
电动机所需功率由公式 aR;Q^YJ+a
Pd=Pw/ηa (KW) }@A~a`9g
Pw=Fv/1000ηw Ix5yQgnB}j
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) ?Z7C0u#wd
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: G}~b
ηa=η带η²轴η齿η链 %nc+VL4
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 (C QgT3V
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 z#*GPA8Em:
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW
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查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW ~JT{!wcE}o
3 确定电动机的转速 ~GY;{
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) J5rR?[i{
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. Kd,m;S\
2W~2Hk=0+%
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 0?sp
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). ']NM_0
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 vtT:c.~d
(1) 求传动比 Dx%fW`
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: w{qYP
ia=na/nw =960/114.6=8.038 ,5*4%*n\
(2) 分配传动装置传动比 5-QXvw(TH
ia=i带i减 ]7O?c=
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 &_6:TqJ
则i减=ia/i带=3.35 'huLv(Uu
5.传动装置的运动和运动参数的计算 w?C\YKF7
(1) 各轴功率 x1et,&,
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) h^)2:0#{I
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) o_5@R+&
(2) 各轴扭矩 U|QDV16f
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) BkF[nL*|
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) a`uT'g[*
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n=1000 #]'xUgcE9
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电动机 型号为Y132M-6 2S4z$(x3
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i带=2.5 AQ5v`xE4
i减=3.35 >A/=eW/q
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TI=85.76N/m mI%/k7:sf
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) ._Xtb,p{
(3) 各轴转速 v2'JL(=
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) qu%s 7+
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) ?+\,a+46P_
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三.V带传动设计 @aN=U=
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 iiB )/~!O
该系统载荷变动小,工作条件不是很恶劣,所以工况系数选用为1.2, )h_7 2
设计功率Pd=KAP kW N%|Vzc
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, b(-t)5^}
由转速在满载时为960r/min LY:?OGh
查表得 T-2p`b}hW
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四 .传动零件的计算 n(Q\',C
设计一般用途的传动零件 ] [HGzHA
1. 选择材料 0Y6q$h>4
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。 KYkS6|A
2. 按齿面接触强度确定主要参数 M)`HK
.
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 S}m$,<x
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) 2-$bh
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. W<rTq0~$?
(!0j4'
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) Tbi]oB#
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 iBKb/Oi6
σHlim1=580N/mm²(碳钢调质)根据HBS2=188 查得σHlim2=530 N/mm²(碳钢正火).ZN为接触疲劳强度的寿命系数,由N=60ant得:当a=1时,n1=384r/min )@<HCRQ'q
t=15x300x16=72000h
joChML_
N1=60x384x72000=1660000000 tIyuzc~U
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 0HHui7Yy>
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) yNrinYw
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1
e'~-`Z9-)
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² r)6uX
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² q6C6PPc
"+n4 c'
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DE*MdfP0
c%|vUAq*
[σH1]= 580N/ mm² Dh2:2Rz=#7
[σH2]= 557 N/ mm² gw_|C|!P
g3|BE2?
计算时的以小值代入 #*!+b
为齿数比. &EAk
z
将各参数代入得 |h5kg<Zgo
x}tKewdOSe
H4M{_2DO
则 }qc#lz
的标准 zuUT S[
中心距为 8AT;8I<K
JNh=fvO2i
由于齿轮传动须装入箱体,现a为小数,结加工和测量带来不便,应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿,调整后位动比误差 只要在3-5%内, 因此Z2=93则a=150mm j((hqJr
i实 <"*"1(wN
合要求。 3c c1EQ9
故分度 圆直径 8@E8!w&~
; D1FAz
齿度 f#@S*^%V$
h^}_YaT\
3、校核齿根弯曲强度 /&CUspb
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d1=59mm TbOJp
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Z1=27 }04Dg'
Z2=90 BsKbn@'uC
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d1=67.5759 F=srkw:*.
d2=232.5 qYiv
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为齿形系数,查得 !3h{lEB
k52QaMKa~A
为应力,修正系数,查得 ~
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QWw"K$l
为 用弯曲应力,由 e8{^f]5
查得 '*4iqPR;
%*jGim~s
为弯有疲劳强度的寿命系数 Qwv '<
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查得 jn^fgH?
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故 ^sV|ck
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将各参数代入 eQ<xp A
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所以大小齿轮弯曲强度足够 {ma;G[!
4、确定齿轮的主要几何尺寸 v`B4(P1Z
分度圆直径: <*Ub2B[m
k[9A,N^lZB
齿顶圆直径: m}5q]N";x
c'05{C
齿跟圆直径: ?3jdg ]&
_~A~+S}
齿宽: 9m8ee&,
b1=b2+(5-10)=80-85取80 ? )_7U
中心距 0d4cE10
5、确定齿轮制造精度 w$>3pQ8d
H$tb;:
查表确定齿轮第 II公差组为8级精度,第I,III公差与II组同为8级,并按设计手册资料推荐确定齿厚偏差。小轮为 :JlDi>B
UX_I6_&
1=109.3N/mm 4seciz0?
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2=103.3N/mm TyOH`5D
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g.a| c\WH
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8=Q VN_
d1=67.5mm f&yQhe6 q
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d2=232.5mm ?/d!R]3
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da1=72.5mm bk3Unreh
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da2=237.5mm o.^y1mH'
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dF1=61.25mm 0M8.U
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dF2=226.25mm 5@P-g
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a=150mm ]US[5)EL-
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7>-yaL{
GJ,在零件上标示为8-GJGB10098-88,大轮齿厚偏差为KK,在零件工作图上标示为8-HKGBl0095-88。 T=\!2gt
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大轮8-HKGBl0095-88 Rd! 2\|
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五、轴的设计计算 Jsn <,4DO8
1、选择轴的材料,确定许用应力,选用45号钢。调质处理,查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 Uu5C%9^s
i<iXHBs
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 ,!>fmU`E4
8^X]z|[d2
N!m%~kS9k<
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% lzfDH=&
G(\Ckf:
考虑到减速器、轴承、 轴器,外观等因素, 轴II与滚筒连接处直径为35,轴I与电动机连接处为30,由于轴 II负荷大,故设计,检验都以轴II为例,轴I设计如同轴II。 !}q."%%J_%
轴尺寸设计见附录 Cef7+fa
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U/5$%0)
3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 f?5A"-NS
(1)轴上受力分析 e&ts\0
轴传递转矩 7vq
DZg
(GNEYf|
齿轮上圆周力 6lZGcRO
952V@.Zp
径后力 j%u8=
^Rk^XQCh
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 [%?hCc
运输带工作拉力为2500N Pv[ykrm/
压轴力简单计为5000N VH<e))5C
(2)受力图 g41<8^(
}{t3SGs J
<b'1#Pd>0
FR(QFt!g
R Y9.n
( mt*y]p?
EO"6Dq(
cTy'JT7
Fq4lXlSB
j^{b^!4~}
Ft=2351 N s" N\82z)
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) DVbYShB
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 &hO$4q tN
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同理 :bI,rEW#_
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) TX&[;jsj
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(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) =#jTo|~u4o
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 NWeV>;lh9
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②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) a!&bc8J7
截面c的变矩 80 dSQ"y
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截面B的弯矩 AsTMY02|
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) >1#DPU(g
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(6)作扭矩aT图g) #j(q/
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考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 c#]'#+aH
U>e3_td3,
(7)求出量变矩并作当量变矩图h) 23(B43zy
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(8)校核轴危险截面的强度 (OM?aW
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。 Q
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