文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 qDqIy+WR
:@wO'
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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。 =w?-R\
1.运输带工作拉力F=2.5 KN NS#qein~i
2.运输带工作速度V=1.4 M/S iv?'&IUfK
3.滚筒直径 D=200 mm .bB_f7TH.
4.滚筒效率n=0.96 o$\{&:y
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; ,cWO Ak
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。
@\i6m]\X
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 rnIv|q6@
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 _0)#-L>xKF
部件:1电动机 yH|ucN~k5S
2V带传动或链传动 Mw?nIIu(@
3减速器 v>c[wg9P
4联轴器 ?#qA>:2,
5输送带 @~ N:F~
6输送带鼓轮 0Q;T
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传动方案设计如下: >L$y|8O
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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 uji])e MN~
i/C#fIB2
1. 选择电动机的类型 tOnaD]J
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 g[8VfIe
2. 确定电动机的容量 2YuaPq/
电动机所需功率由公式 ;r49H<z
Pd=Pw/ηa (KW) np=m~k
Pw=Fv/1000ηw cn<9!2a
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) /%=#*/E7
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: *%B%BJnX
ηa=η带η²轴η齿η链 GY@Np^>[a
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 Kl(}s{YFn.
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 A~*Wr+pv
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW SK;f#quUQ
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW t^8#~o!%
3 确定电动机的转速 dXe763~<
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) Z'S>i*Ts
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. jd]MC*%
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Pe=4.0KW
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M~"]h:m&'v
电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 K
=7(=Y{
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). Kl+*Sp!
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 0n(Q@O
(1) 求传动比 T}u '
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
ia=na/nw =960/114.6=8.038 {/n$Y|TIQt
(2) 分配传动装置传动比 AiO,zjM =
ia=i带i减 N>]u;HjH
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 _10#rucr
则i减=ia/i带=3.35 YI\^hP#
5.传动装置的运动和运动参数的计算 EEkO[J[=
(1) 各轴功率 x; b'y4kH
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) YVs{\1|'
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) `P# h?tZ
(2) 各轴扭矩 c=@=lGgo
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) 8Oc*<^{#
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) vW]BOzK
F6q}(+9i
n=1000 %mI`mpf
q=[0`--cd
电动机 型号为Y132M-6 $1?YVA7
E)Hp.
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i带=2.5 9$)4C|
i减=3.35 wz:w R+
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TI=85.76N/m ?[T&y
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M)|}Vn;!
TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) ap=M$9L'
(3) 各轴转速 szKs9er&
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) yWX:`*GV
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) Llg[YBJ7>
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三.V带传动设计 Mg-Kh}U
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 i]xyD '0
该系统载荷变动小,工作条件不是很恶劣,所以工况系数选用为1.2, >/}v8k 1v
设计功率Pd=KAP kW jjEkz 5
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, \jZvP`.2
由转速在满载时为960r/min (g4.bbEm
查表得 9C3q4.$D
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四 .传动零件的计算 ;Bd0 =C
设计一般用途的传动零件 f5IO<(:E^
1. 选择材料 A84I*d
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。 ,/BBG\mJ
2. 按齿面接触强度确定主要参数 5Y"JRWC
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 hug8Hhf_&
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) uZ&,tH/
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. =mxmJFA
"i<i.6|
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) nsqc^
K^
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 (x2I*<7P
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 l}&egq
DC
t=15x300x16=72000h M~t S
*
N1=60x384x72000=1660000000 N1jj\.nB
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 3+;]dqZ
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) 79AOvh
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 LNmsv U
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² B5hk]=Ud
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² 1C6H\;
CTv-$7#
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K为1.4. :(VD<"X
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Z.Z+cFi
h1} x2
hVo]fD|W
T},Nqt<
{.v-
[σH1]= 580N/ mm² 73OFFKbsk
[σH2]= 557 N/ mm² C
vfm ,BL
z@iu$DZ
计算时的以小值代入 y[BUWas(
为齿数比. v>CAA"LH
将各参数代入得 @JVax -N
%b<cJ]F
T|`nw_0
则 [GJ_]w^}j
的标准 EH<rUv63
中心距为 /co^swz
_PZGns,u
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 4Z5ZV!
i实 9E~=/Q=
合要求。 FWcE\;%yVg
故分度 圆直径 6a51bj!f
cl:h'aG
齿度 }w^Hm3Y^&
p3>p1tC
3、校核齿根弯曲强度 0+p
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RuSKJ,T:9
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d1=59mm U[1Rw6
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Z1=27 3.>M=K~09
Z2=90 tjYqdbA)
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d1=67.5759 .=@xTJh
d2=232.5 tbMf_-g
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iF0x>pvJ@
~^Ceru"<
0m8mHJ<&
y~eQVnH5W
为齿形系数,查得 }XHB7,
FO[x
c;
为应力,修正系数,查得 [{R^!Az&b<
YO&=fd*
为 用弯曲应力,由 l;F\s&^
查得 VS.~gHx
S)`%clN}J
为弯有疲劳强度的寿命系数 xLX2F
\m Gx-g6
查得 aYy+iP'$
,_+Gb
故 ~O|g~H5;
QlxzWd3=q
将各参数代入 P_7QZ0k/
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所以大小齿轮弯曲强度足够 ^1\[hyZ!
4、确定齿轮的主要几何尺寸 LLV1W0VO=P
分度圆直径: )b=m|A GX
b/]@G05>>
齿顶圆直径: .-mlV ^
_(_U=
齿跟圆直径: cT.8&EEW
=7vbcAJ\
齿宽: _8{6&AmIw
b1=b2+(5-10)=80-85取80 %;ZDw@_<
中心距 ba"_!D1
5、确定齿轮制造精度 Fo;.
4yDWVd;
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 gk^`-`P
s~b!3l`gu
1=109.3N/mm 3bK=Q3N
5uAUi=XA>S
jQX9KwSP
i}_d&.DbF
UNhM:!A
E/Adi^
2=103.3N/mm a
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, 9"A"p*R
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d1=67.5mm dMDSyd<(
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d2=232.5mm E>L_$J -A-
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da1=72.5mm &B@qb?UE1
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da2=237.5mm m'"Ra-
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dF1=61.25mm 'U{6LSaCb
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dF2=226.25mm *OR(8;
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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。 /u N3"m5i
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五、轴的设计计算 vfegIoZ
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 ;8g#"p*&
va;d[D,
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 wrn[q{dX
_jZDSz|Yb
X5U!25d]
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% y::;e#.
SQ5*?u\
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。 (7ew&u\Li
轴尺寸设计见附录 F;ONo.v;
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nu3 A'E`'k
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F@I_sGCcb
c"z%AzUV'
3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 Yj"UD:p
(1)轴上受力分析 { &qBr&kg
轴传递转矩 v[|iuOU
cu"%>>,,
齿轮上圆周力 I&xRK'
Qxvz}r.l]
径后力 JIQzP?+?
[)Ge^yI7
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 vn_avYwiy
运输带工作拉力为2500N {0LdLRNZ
压轴力简单计为5000N S;c=6@"
(2)受力图 67g/(4 &
f*5"Jh@
='JX_U`A^F
~8X'p6
<h}?0NA4
;PHnv5 x@f
uJO*aA{K
fU}w81oe
/0c&!OP
ES~]rPVS
Ft=2351 N P:=ADW c
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) yjq
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①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 6{
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②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) DX";v
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(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) /v{[Z&z
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得
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②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) mSfhl(<L
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