文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书
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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。 gc\/A\F<
1.运输带工作拉力F=2.5 KN R$ra=sL`
2.运输带工作速度V=1.4 M/S hp c &s
3.滚筒直径 D=200 mm i/.#`
4.滚筒效率n=0.96 v<@3&bot
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; ^sKdN-{
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 2YDD`:R
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 Sa[?B
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 Cag^$nj
部件:1电动机 z]2MR2W@X
2V带传动或链传动 S{m:Iij[;
3减速器 g`z;:ao
4联轴器 o|$r;<o3R
5输送带 0q28Ulv9
6输送带鼓轮 SBy{sbx4&F
传动方案设计如下: =8vNOvA
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二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 6&5D4
V
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1. 选择电动机的类型 e v0>j4Q
按工作要求和条件,选用Y系列一般用途全封闭式鼠笼型三相异步电动机 F+*fim'NK
2. 确定电动机的容量 ?-%(K^y4r
电动机所需功率由公式 #AP;GoIf"j
Pd=Pw/ηa (KW) gvc/Z <Y
Pw=Fv/1000ηw =-~))!(
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) O9- `e
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: 6$:Q]zR#'H
ηa=η带η²轴η齿η链 TQKcPVlE
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 )ii aT~
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工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 !q,7@W3i
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW Itv cN
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW < qab\M0W
3 确定电动机的转速 iLJ@oM;2
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) Y>/_A%vQU
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. %.u*nM7sos
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 LI3L~6A>
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). 5EVypw?]x
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 "5k6FV
(1) 求传动比 Q>+rjN;
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: 5NN;Fw+
ia=na/nw =960/114.6=8.038 v!ai_d^
(2) 分配传动装置传动比 ko[d axUB
ia=i带i减 psmDGSm,&
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 Ck !"MK4
则i减=ia/i带=3.35 `5h^!="
5.传动装置的运动和运动参数的计算 0{B<A^Bf
(1) 各轴功率 %5zIh[!1$
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) DMsqTB`
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) Rrry;Hr
(2) 各轴扭矩 /1{:uh$
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) .'H$|"(v
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) `W@jo~y<
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n=1000 ?yjg\S?L
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电动机 型号为Y132M-6 O/Hj-u6&A
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TI=85.76N/m (n>Gi;u(R
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) %f("3!#H
(3) 各轴转速 {j`8XWLZZN
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) P`Now7!
GW
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) .s4v*bng
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三.V带传动设计 mw\Pv|
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 ~>3#c#[
该系统载荷变动小,工作条件不是很恶劣,所以工况系数选用为1.2, 2(9~G|C.
设计功率Pd=KAP kW _+0c<'
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, -x>2Wb~%
由转速在满载时为960r/min Z?."cuTt
查表得 0(A&m ,
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四 .传动零件的计算 [g$IN/o%
设计一般用途的传动零件 @e^(V$ap
1. 选择材料 2mfG:^^c
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。 (kSb74*g
2. 按齿面接触强度确定主要参数 dRXrI
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 *:Y9&s^6j
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) ;!#IRR
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. (4FZK7Fm
X6n8Bi9Ik
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) hF9y^Hx4
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 HnY.=_G
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 k~=P0";
t=15x300x16=72000h km6O3>p5r
N1=60x384x72000=1660000000 qDjH^f
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 Bh()?{q
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) I\('b9"*
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 hj=k[t|g}
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² Cuo"6, M
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² XZj3x',;
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[σH1]= 580N/ mm² ePTN^#|W
[σH2]= 557 N/ mm² h~k+!\
M|qJZ#{4>
计算时的以小值代入 -@/!u9l
为齿数比. b%e7rY2
将各参数代入得 ;%O>=m'4
Lg+cHaA
qino:_g
则 iG=XRctgj)
的标准 ]?~[!&h
中心距为 zO3}c3D~q
v\Zq=,+
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 wQ\bGBks
i实 1f0maN
合要求。 >@q4Uez
故分度 圆直径 :bz;_DZP
}*56DX
齿度 "mAMfV0
zCSLV>.F
3、校核齿根弯曲强度 Io<L!
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d1=59mm D~@lpcI
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Z1=27 RzqU`<//
Z2=90 N1X;&qZDd
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d1=67.5759 a`S3v
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为齿形系数,查得 K${CHKFf
4I3)eS%2
为应力,修正系数,查得 S-G#+Ue2
2Jn?'76`
为 用弯曲应力,由 a: [m;
查得 8!Q0:4Vb
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为弯有疲劳强度的寿命系数 T( sEk
]=m0@JTbG
查得 k{pn~)xg
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故 U%_6'5s{^
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将各参数代入 /lN09j
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所以大小齿轮弯曲强度足够 p%6j2;D
4、确定齿轮的主要几何尺寸 Q.G6y,KR
分度圆直径: \aG:l.IM0
wFJ?u?b0Q
齿顶圆直径: `Dco!ih
*m[ow s
齿跟圆直径: i@M^9|Gh
W+0VrH
0F
齿宽: Gp/yr
b1=b2+(5-10)=80-85取80 vc_ 5!K%[
中心距 X4R+Frt8
5、确定齿轮制造精度 r%/*,lLO
L4'FL?~I
查表确定齿轮第 II公差组为8级精度,第I,III公差与II组同为8级,并按设计手册资料推荐确定齿厚偏差。小轮为 " '/$ZpY
L)o7~M
1=109.3N/mm LGm>x
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2=103.3N/mm 6Q._zk
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d1=67.5mm TKsze]/q
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d2=232.5mm +)Pv6Zog[
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da2=237.5mm Jn>7MuG
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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。 .[hQ#3)W
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小轮8-GJGB10098-88 ^LTLyt)/
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大轮8-HKGBl0095-88 4QK([q
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五、轴的设计计算 <y6M@(b
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 <N=p_m
2T
f_9%kEXICt
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 nmc=RK^cM
B~lrd#qC
p{t2pfb
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% JV/K ouL
W4QVWn %3
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。 d vkA-9
轴尺寸设计见附录 7}%3Aw6]S
%@G<B
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3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 \'q-Xr'}M
(1)轴上受力分析 hWJ\dwF
轴传递转矩 f#ID:Ap3
f h)Cz)
齿轮上圆周力 VSx[{yn
HN7(-ml=B
径后力 QjWv?tm
(8?t0}#t
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 8do]5FE
运输带工作拉力为2500N N0O8to}V
压轴力简单计为5000N Pg{Dy>&2`I
(2)受力图 (Q o
yc8iT`
we4e>)
ZK[4 n5}
'VS!<
7m~+HM\
S)iv k x
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) m X{_B!j^
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 i2j_=X-
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同理 kG@~;*;l
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) S+
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(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) {&nL'R
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 89e<,f`h
\=Rw/[lR
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) L}5nq@Uu)
截面c的变矩 _^]2??V
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MHC右=-280307Nmm +E5EOo{ `|
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截面B的弯矩 iLhxcM2K
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) gFBMARxi
>U4hsr05
(6)作扭矩aT图g) UB5X2uBv
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 Fke_ms=I^
qC|$0
(7)求出量变矩并作当量变矩图h) `)Z+]5:
%p wpRD@
(8)校核轴危险截面的强度 ;~nz%LJ
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。 P/9iB/
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六.滚动轴承的选择计算 K7x,>
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。 7 %P?3
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 ,u,]ab
$=97M.E
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N vd5"phn
3
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 7{vnhl(Z
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) b=#3p
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 z"eh.&T
代入得Cr=38205 `B`/8Cvg
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 `R}D@
七、键的选择和计算 N ".-]bB
由轴设计知,运用C型键,键长40mm {d;eZt
`
工作长度 ,键高8mm TwZvz[u
接触高度 [xXml On!
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查表 GXEOgf#i
知键合适 zN\~v
八. 联轴器选择 Q7y6</4f
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。 cVZCBcKC?
九.润滑与密封方式选择 u+]v.Mt
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。 `9QrkkG+
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选用6308和6309深沟球轴承 r\Wp\LfY&{
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