文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 _p| KaT``
QezDm^<
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。 {N0ky=ud
1.运输带工作拉力F=2.5 KN gC/-7/}
2.运输带工作速度V=1.4 M/S 1F?ylZ|~
3.滚筒直径 D=200 mm uzL IllVX*
4.滚筒效率n=0.96 @3>nVa
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; [oS.B\Vc
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 ;%PdSG=U
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 +isaqfy/
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 kN$L8U8f
部件:1电动机 o#F0 3
2V带传动或链传动 B9h>
3减速器 .:jfNp~jt
4联轴器 FZtILlw
5输送带 LL=nMoS
6输送带鼓轮 ?ik6kWI
传动方案设计如下: >5-]Ur~
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二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 i=-zaboo
9
I> 3p4]
1. 选择电动机的类型 tH<v1LEZN
按工作要求和条件,选用Y系列一般用途全封闭式鼠笼型三相异步电动机 <$n%h/2%
2. 确定电动机的容量 sD.bBz
电动机所需功率由公式 jpqq>Hbg_
Pd=Pw/ηa (KW) bh?Vufd%)
Pw=Fv/1000ηw \@Gyl_6^
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) .
x~tEe
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: W?G4\ubM3<
ηa=η带η²轴η齿η链 (
=->rP
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 @<\f[Znto
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 <oPo?r|oM|
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW r^&{0c&o
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW t(CdoE,6
3 确定电动机的转速 0X -u'=Bs
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) t-lWvxXe
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. dx[<@f2c
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 &vLz{
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). mFjX
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 e ,/I}W
(1) 求传动比 <h4"^9hL
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: =zDU!< U
ia=na/nw =960/114.6=8.038 ?FVX &{{V
(2) 分配传动装置传动比 @vss:'l
ia=i带i减 )y\^5>p[
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 od{Y`
.<
则i减=ia/i带=3.35 c$rkbbf~V
5.传动装置的运动和运动参数的计算 KiT>W~
(1) 各轴功率 8;ke,x
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) ~YA*
RCe
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) .X\p;~H
5
(2) 各轴扭矩 k<Z^93 S
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) K]Q#B|_T
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) ];Z)=y,vM
P9p:x6
n=1000 !Y>lAx d
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电动机 型号为Y132M-6 |!E>I
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i带=2.5 8]skAh
i减=3.35 v#0F1a?]D
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TI=85.76N/m T6m#sVq
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) $&~/`MxE
(3) 各轴转速 _G%]d$2f`
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) W&CQ87b
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) b~fX=!M
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三.V带传动设计 E E?v~6"&
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 GQqw(2Ub}
该系统载荷变动小,工作条件不是很恶劣,所以工况系数选用为1.2, ==x3|^0y
设计功率Pd=KAP kW a2/r$Tgm
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, }SitT\%
由转速在满载时为960r/min NOyLZa'
查表得 N)Qj^bD!
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四 .传动零件的计算 x``!t>)O
设计一般用途的传动零件 $_ NaxV
1. 选择材料 awawq9)Y
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。 tT
v@8f
2. 按齿面接触强度确定主要参数 YW'Y=*
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 mrbIoN==`
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) >2|#b
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 #AQD]h
[:k'VXL
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) DTJ
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 ZHBwoC#5}
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 F;ZLoG*U
t=15x300x16=72000h J^XH^`'
N1=60x384x72000=1660000000 lAGxE-B^a"
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 @Yg7F>s
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) \?g%>D:O;
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 /}VQzF
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² l?~ci
;lG
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² nFP2wvFM
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[σH1]= 580N/ mm² KL mB
[σH2]= 557 N/ mm² y7-:l u$9
$tHwJ!<$&
计算时的以小值代入 BDRVT Y(s
为齿数比. p.] .M"A
将各参数代入得 +fQL~0tA
.GN$H>')
*.c9$`s
则 nj0AO0
的标准 ]3,.g)U*m
中心距为 !# :$u=
xO-U]%oq
由于齿轮传动须装入箱体,现a为小数,结加工和测量带来不便,应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿,调整后位动比误差 只要在3-5%内, 因此Z2=93则a=150mm x5z4Yv^
m
i实 E9B*K2l^{
合要求。 %
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故分度 圆直径 ?U/Wio$@
AOx3QgC^NO
齿度 $%%>n^??
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3、校核齿根弯曲强度 #!Cter2
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d1=59mm ]6BmCh
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为齿形系数,查得 YV5Yx-+3w$
JB&G~7Q85
为应力,修正系数,查得 H_VEPp,T
Ct4LkmD
为 用弯曲应力,由 >vUB%OLyP
查得 u@<Pu@?xm
"yg.hK`
为弯有疲劳强度的寿命系数 "hL9f=w
?n)Xw)]
查得 hT?6sWa
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故 ?Phk~ jE
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将各参数代入 1Fv8T'
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所以大小齿轮弯曲强度足够 =(o']ZaaA
4、确定齿轮的主要几何尺寸 7DD&~ZcD
分度圆直径: ~h$wH{-U#
"ju'UOcS/
齿顶圆直径: b:W-l?
>''U
齿跟圆直径: H t(n%;<
Na{Y}0=^y
齿宽: x;s0j"`Jb
b1=b2+(5-10)=80-85取80 <0P5 o|
中心距 5GzFoy)j>
5、确定齿轮制造精度 (p#0)C
49H+(*@v@
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 I:98 $ r$
]=pR
1=109.3N/mm $sHP\{
avQJPB)}Sb
4GdX/6C.
tBbOY}.VD
H,unpZ(
8.AR.o
2=103.3N/mm DyJ.BQdk)
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m,i,n9C->
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d1=67.5mm H %JaZ?(
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d2=232.5mm X|f7K
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da1=72.5mm a7zcIwk
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da2=237.5mm 7w,FX.=;cv
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a=150mm O"Ku1t!
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PH"n{lW.T
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LPMU8Er
pZ/>[TP(%F
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。 $<:E'^SAS
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小轮8-GJGB10098-88 % ClHCoyA
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大轮8-HKGBl0095-88 9<>wIl*T`
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五、轴的设计计算 M!REygyx
1、选择轴的材料,确定许用应力,选用45号钢。调质处理,查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 pQtJc*[!
\cUC9/
b
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 \E*d\hrl{
-T[lx\}
Jc|6&
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% f]\CD<g3|E
^HqY9QT2
考虑到减速器、轴承、 轴器,外观等因素, 轴II与滚筒连接处直径为35,轴I与电动机连接处为30,由于轴 II负荷大,故设计,检验都以轴II为例,轴I设计如同轴II。 4<lRPsvgc
轴尺寸设计见附录 hNH'XQxO
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J~1r{5V4{
X90J!
'=G|Sq^aO
3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 sPMa]F(
(1)轴上受力分析 X'`~s}vGO
轴传递转矩 }`v~I4i
MF'$~gxo
齿轮上圆周力 _;~,Cgfi
`9uB~LY^i
径后力 !2'jrJGc
])
rrG/3
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 +tk{"s^r*
运输带工作拉力为2500N bBS,-vN
压轴力简单计为5000N 00SbH$SU
(2)受力图 ,Td!|~I|j6
DiEluA&w9
5K<5kHpvJ{
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) 1$2D O
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 ncX/L[L
3 AHY|
同理 >rP#ukr5
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) O4g+D#Lu
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(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) -\y-qHgb/
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 qU,c~C=Qf
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②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) 2TES>}
截面c的变矩 oM)h#8bq
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截面B的弯矩 (G4'(6
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) k|O,1
4R +P
(6)作扭矩aT图g) 5a(<%Q
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考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 \]Z&P,}w
W3LP
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(7)求出量变矩并作当量变矩图h) " OGdE_E
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(8)校核轴危险截面的强度 JfTfAq]
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。 ">6&+^BN'
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六.滚动轴承的选择计算 D>ojW|@}
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。 K q/~T7Ru
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 {zY`h6d
Lr wINVa
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N y{YXf!AS
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 c%jsu"
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) BSOjyy1f
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 -g9^0V`G
代入得Cr=38205 W^003*m~~K
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 p
"/(>8
七、键的选择和计算 lt{lHat1
由轴设计知,运用C型键,键长40mm ZGA)r0]
P`
工作长度 ,键高8mm (QhGxuC
接触高度 Xg,0 /P~
JL?Cnk$!
NY.}uZ
查表 o`b$^hv{A
知键合适 oSN8Xn*qr
八. 联轴器选择 j?Cr31
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。 P4hZB_.=
九.润滑与密封方式选择 v&p,Clt-2
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。 ub[""M?
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选用6308和6309深沟球轴承 H @_eFlT t
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书,有意请进。