文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 7HH@7vpJ^
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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。 iv_3R}IbX
1.运输带工作拉力F=2.5 KN 9!n95
2.运输带工作速度V=1.4 M/S @y7KP$t
3.滚筒直径 D=200 mm Ft11?D
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4.滚筒效率n=0.96 dY&v(~&;]
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; jyW={%&
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 l+F29_o#
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 >y#MEN>?
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 %C,zR&]F
部件:1电动机 ]vz6DJs
2V带传动或链传动 g 4=1['wW
3减速器 7V::P_aUY
4联轴器 rtz-kQ38R
5输送带 #)7`}7N
6输送带鼓轮 z3i`O
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传动方案设计如下: DSRc4|L
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二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 \ 6taC
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1. 选择电动机的类型 -0`n(`2
按工作要求和条件,选用Y系列一般用途全封闭式鼠笼型三相异步电动机 dhP")@3K;p
2. 确定电动机的容量 aEa.g.SZ
电动机所需功率由公式 ,V5fvHPH)8
Pd=Pw/ηa (KW) k&[6Ld0~56
Pw=Fv/1000ηw 1)97AkN(O
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) 4k{xo~+%,
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: _'y`hKeI[
ηa=η带η²轴η齿η链 ^u90N>Dvq
按表4-1的V带传送速率η带=0.95,滚动轴承η轴=0.98,齿轮传动效率η齿=0.97,联轴器效率η联=0.99.则ηa=0.95 x 0.98 ² x 0.97 x 0.99 = 0.88 ;c|_z 9+
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 c*<BU6y
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW hc]p^/H
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW #Ddo` >`&
3 确定电动机的转速 S1~EJa5H
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) @|w/`!}9q
根据表1-3的V带传动比i1=2-4,而单级圆柱齿轮减速器的传动比i2=4-6,因此总传动比的合理范围为:ia=8—24.
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 2\#$::B9
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). c@nh>G:y{&
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 tehWGqx)
(1) 求传动比 _^ n>kLd$
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: ^Q+z^zlC
ia=na/nw =960/114.6=8.038 6g#E/{kQw
(2) 分配传动装置传动比 ^q%f~m,O<
ia=i带i减 4v{Ye,2
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 Tfv@oPu
则i减=ia/i带=3.35 [T/S/@IT
5.传动装置的运动和运动参数的计算 m*i,|{UZ
(1) 各轴功率 +br'
2Pn
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) #e@[{s7
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) +Oo-8f*
(2) 各轴扭矩 y~M6
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) M[-/ &;`f@
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) $DnR[V}rR!
Y$./!lVY
n=1000 8A-*MU`+
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电动机 型号为Y132M-6 hD, |CQ
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TI=85.76N/m {QOy'
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) P9q=tC3^
(3) 各轴转速 KhL%ov
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) l=$?#^^ /
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) KAu>U3\/
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三.V带传动设计 c4s,T"H
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 $+,kibk*R
该系统载荷变动小,工作条件不是很恶劣,所以工况系数选用为1.2, 5,\|XQA5!
设计功率Pd=KAP kW V >~\~H2Y
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, 7ZUS
由转速在满载时为960r/min ' t^ r2N/
查表得 Wq?vAnLbk
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四 .传动零件的计算 )0=H)k0
设计一般用途的传动零件 G(1_P1
1. 选择材料 V} h)e3X
小齿轮选用45号钢调质,大齿轮用45号钢正火,查表得小齿轮齿面硬度HBS=217-255,大齿轮齿面硬度为160-217,计算时取平均值小齿轮为236,大齿轮为188。 R l)g[s
2. 按齿面接触强度确定主要参数 IYhn*
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 B!J&=*=e
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) UxnZA5Lk*
Φd为齿宽参数;由表知软齿面对称布置时φd=0.8214,由于是单级传动,速度低,轴的刚性较大,因此φd=1.1,K为载荷系数,对带式运输机,载荷平稳,且齿轮相对于轴承为对称布置,取K为1.4. z%$M
IC
PE6ZzxR|U<
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) =!($=9
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 gi8f)MNP?~
σHlim1=580N/mm²(碳钢调质)根据HBS2=188 查得σHlim2=530 N/mm²(碳钢正火).ZN为接触疲劳强度的寿命系数,由N=60ant得:当a=1时,n1=384r/min Z|d+1i
t=15x300x16=72000h WT1d'@LY
N1=60x384x72000=1660000000 eqyUI|e
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 RuOse9
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) zOis}$GR
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 35fj-J$8
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² VrJf g
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² 5$*=;ls>J
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Ba76~-gK$
[σH1]= 580N/ mm² ,v#3A7"yW
[σH2]= 557 N/ mm² UGP&&A#T-
;33SUgX
计算时的以小值代入 5L,q,kVS
为齿数比. /&5:v%L
将各参数代入得 C-/+n5J
-5@hU8B'a
xiF}{25a
则 /Y[ b8f
的标准 [>lQiX
中心距为 \+<=O`
}S}%4c>
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 0"iQHi
i实 x)f<lZ^L&H
合要求。
g ~%IA.$c
故分度 圆直径 qKs"L^b
<@;bxSUx
齿度 b6'ZVB
X rut[)H
3、校核齿根弯曲强度 #_zj5B38E
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d1=59mm |2I/r$Q
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d1=67.5759 Y$W)JWMY`
d2=232.5 )-\qo#0l
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为齿形系数,查得 EEiWIf&S,
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为应力,修正系数,查得 Tb{RQ?Nw'
@%r"7%tq>
为 用弯曲应力,由 0KjCM4t
查得 mBQpf/PG
Nf}i/
为弯有疲劳强度的寿命系数 =D)ADZ\<r
Us% _'}(/U
查得 KIY9?B=+
ul!q)cPb{
故 _.SpU`>/f
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将各参数代入 :)%cL8Nz]$
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所以大小齿轮弯曲强度足够 }m S+%w"j
4、确定齿轮的主要几何尺寸 )7WLbj!M
分度圆直径: 7s;*vd>
VC^QCuSq
齿顶圆直径: )(yKm/50
mQ\oR|
齿跟圆直径: ^{-Z3Yxd
4rD&Lg'
齿宽: hxGo~<. :
b1=b2+(5-10)=80-85取80 q&,uJo
中心距 ={~A}
X01
5、确定齿轮制造精度 mm N$\2
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查表确定齿轮第 II公差组为8级精度,第I,III公差与II组同为8级,并按设计手册资料推荐确定齿厚偏差。小轮为 5NMju!/
'WwD$e0=
1=109.3N/mm 'zuA3$SR
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j7C&&G q
,m)YL>k
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2=103.3N/mm `_M&zN
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d1=67.5mm Yk5Cyq
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d2=232.5mm o]0\Km
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da1=72.5mm @|9V]bk
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da2=237.5mm 2tdr1+U?g
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dF1=61.25mm ](^BQc
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dF2=226.25mm ~`VD}{[,B
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a=150mm ,F0bkNBG
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GJ,在零件上标示为8-GJGB10098-88,大轮齿厚偏差为KK,在零件工作图上标示为8-HKGBl0095-88。 g+92}$_
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大轮8-HKGBl0095-88 0cBk/x^s
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五、轴的设计计算 <L1;aNN
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 |G5Me
m&H@f:
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 Kug_0+gI
"1P>,\Sjg
_IA@X. )?
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% `(r[BV|h}
)PRyDC-
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。 f\ wP}c'
轴尺寸设计见附录 ^b{w\HZ
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3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 Xr54/.{&@
(1)轴上受力分析 Algk4zfK2,
轴传递转矩 yi7m!+D3
g3r4>SA
齿轮上圆周力 Q;m:o8Q5
9>y6zFTV
径后力 9C?;'
6\MH2&L<
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 [yzDa:%
运输带工作拉力为2500N ~&>|u5C*@
压轴力简单计为5000N PP\nR
@
(2)受力图 jfxW9][
rQ0V3x1"Qx
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) S?.2V@Ic
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 uVJ;1H!
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同理 ^J0*]k%
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) ;5 W|#{I
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(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) g0w<vD`<g
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 A!}Wpw%(/
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②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) xmz83Ll9
截面c的变矩 w]w>yD>$
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MHC右=-280307Nmm ^LgaMmz
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截面B的弯矩 /HR9(j6
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) Erz{{kf]1V
gAt[kW< n
(6)作扭矩aT图g) uJVu:E.#1
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 [9S\3&yoh
PGZ .\i
(7)求出量变矩并作当量变矩图h) /5M@>A^?'
HPVW2Y0_N
(8)校核轴危险截面的强度 (3z: ;
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。 jR<yV
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MC右=28820Nmm y05(/NH>
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六.滚动轴承的选择计算 ]pi"M3f_
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。 igFz~
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 +[C(hhk("
rn3GBWC_C
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N 6$-Ex
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 ``?]13XjK
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) WVDkCo@
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 )P
代入得Cr=38205 =\]5C
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 %9ef[,WT
七、键的选择和计算 kj_o I5<'
由轴设计知,运用C型键,键长40mm -_&"Q4FR;+
工作长度 ,键高8mm 5etbJk
接触高度 uCGJe1!Ai>
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apsR26\^
查表 LbX>@2(&
知键合适 %Wy$m?gD
八. 联轴器选择 ,h1
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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。 )/VhkSXbG!
九.润滑与密封方式选择 5~GHAi
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。 k=D_9_
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