文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 XtZeT~/7RT
y$}o{VE{x
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。 | |u
1.运输带工作拉力F=2.5 KN }Ug O$1
2.运输带工作速度V=1.4 M/S 43}uW,P
3.滚筒直径 D=200 mm ,/YTW@N
4.滚筒效率n=0.96 1`sTGNo
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; O[|_~v:^
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 >1qum'
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 #AR$'TE#
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 U>i}C_7g
部件:1电动机 -kP$S qR~
2V带传动或链传动 ]IclA6
3减速器 H
-K%F_#
4联轴器 Kr'Yz!
5输送带 Hmx
Y{KB
6输送带鼓轮 K0{
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传动方案设计如下: 3s0I<cL
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二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 k3T374t1b
Mzw:c#
1. 选择电动机的类型 {mB!mbr
按工作要求和条件,选用Y系列一般用途全封闭式鼠笼型三相异步电动机 Y(Y#H$w
2. 确定电动机的容量 Svdmg D!
电动机所需功率由公式 89m9iJ=
Pd=Pw/ηa (KW) *6G@8TIh
Pw=Fv/1000ηw AzVv-!Y
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) |'j,|^<
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: P5W58WxT'
ηa=η带η²轴η齿η链 aK8s0G!z?5
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 ?KWo1
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 |-HNHUF
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW @}s EP&$
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW 2$'bOo
3 确定电动机的转速 L^=G(op*
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) YRCOh:W*
根据表1-3的V带传动比i1=2-4,而单级圆柱齿轮减速器的传动比i2=4-6,因此总传动比的合理范围为:ia=8—24. *;F:6p4_
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Pe=4.0KW K &%8w
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 :i|]iXEI"
符合这一范围的电动机同步转速有:750,1000,1500(r/min)三种,选用同步转速1000 (r/min)时,电动机的重量,价格及V带传动和减速器的传动比都比较合适,因此选定电动机型号为Y132M-6满载转速为nm=960(r/min). J/3$I
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 wk{]eD%
(1) 求传动比 4dm0:,
G
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: y0p\Gu;3j
ia=na/nw =960/114.6=8.038 )[u'LgVN/L
(2) 分配传动装置传动比 FlUO3rc|
ia=i带i减 Y/?z8g'p
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 dn:\V?9
则i减=ia/i带=3.35 jeB"j
5.传动装置的运动和运动参数的计算 X\>/'fC$
(1) 各轴功率 rU(-R@["
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) HKIr?
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) bR;.KC3C
(2) 各轴扭矩 6G}4KGQc
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) .*X=["
F
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) QjD=JC+
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n=1000 .8GXpt^U(
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电动机 型号为Y132M-6 :G]t=vr1
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TI=85.76N/m Rg+#(y
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) JT~Dr KI_
(3) 各轴转速 \ H#"
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) _Vf>>tuW
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) vp9wRGd
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三.V带传动设计 m}zXy\
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 qt/6o|V
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, Wa.!eAe}
设计功率Pd=KAP kW w(t1m]pF[
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, e7\gd\
由转速在满载时为960r/min NYs<`6P:Y
查表得 EM!S ;i
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四 .传动零件的计算 HoWK#Nz\
设计一般用途的传动零件 P(C5@x(Z
1. 选择材料 >^<;;8Xh
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。 HFz;"s3lWM
2. 按齿面接触强度确定主要参数 w^3S6lK
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 v"Ryg]^_
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) qk0cf~gz
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. ;\j'~AyCn
8hyXHe
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) &rG]]IO
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 l6IT o@&J
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 |B^Picu
t=15x300x16=72000h tBsvi%F
N1=60x384x72000=1660000000 l%yQ{loTh
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 6bf!v
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) =~)rT8+)
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 >29c[O"[
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² _Ii=3Qsf
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² ZHoYnp-~z
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K为1.4. xz+;1JAL3
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[σH1]= 580N/ mm² }me`(zp
[σH2]= 557 N/ mm² 3B$|B,
FIQHs"#T
计算时的以小值代入 VQ+G.
为齿数比. eX0[C0#
将各参数代入得 T@n};,SQ
gN<J0c)
dw| VH1fS
则 aq(i^d
的标准 K_qA[n
中心距为 aHNn!9#1
4'N 4,3d$
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 ydE}.0zN
i实 K>-01AGHL
合要求。 &m TYMpA
故分度 圆直径 .j"@7#tW
A 0;ng2&
齿度 | "eC0u
SxX
3、校核齿根弯曲强度 <anU#bEuQ
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d1=67.5759 "2PT]!
d2=232.5 Cli:;yi&n
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9A9T'g)Du
P4 #j;k4P
4Wa*Pcj
4"\%/kG
为齿形系数,查得 iMQ0Sq-%1
Xu|2@?l9
为应力,修正系数,查得 {~XnmBs
@eq.&{&
为 用弯曲应力,由 !mUO/6Q hq
查得 y43ha
X<g
}F[Y
为弯有疲劳强度的寿命系数 aF>&X-2
F#.ph?W
查得 8uA!Vrp3
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故 }eveNPB{5
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将各参数代入 S,vdd7Y
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所以大小齿轮弯曲强度足够 R~fk/T?
4、确定齿轮的主要几何尺寸 u]i%<Yy89
分度圆直径: bm4Bq>*=U
xvomn`X1
齿顶圆直径: Wu(^k25
'?g&);4)k-
齿跟圆直径: C[d1n#@r
uX]]wj-R3
齿宽: ]'w5s dP
b1=b2+(5-10)=80-85取80 %b2Hm9r+
中心距 w~Nat7nD
5、确定齿轮制造精度 nHRk2l|
xEeHQ7J
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 5HE5$S
69apTx
1=109.3N/mm rBy0hGx
8Op^6rX4
xq=!1>
)VqPaKZl
S?J(VJqE
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xF
2=103.3N/mm ~*<`PD O?
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FK`:eP{
+{C)^!zBK
rK`^A
d1=67.5mm dQ9W40g1
H)EL0
Kv/
d2=232.5mm LZ.Xcy
u3E =r
da1=72.5mm `%"x'B`mM
,v#n\LD`
da2=237.5mm Ei\>gXTH1-
g j]8/~lr
dF1=61.25mm AO|1m$xf
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dF2=226.25mm m^3j|'mG
X.[bgvm~C
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dU2;
*+2_!=4V
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a=150mm u86PTp+
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WVKAA.
kWy@wPqms
9c }qVf-i
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。 %*wEzvt*
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小轮8-GJGB10098-88 hhZ%{lqL
Ng*-Bw)p]
大轮8-HKGBl0095-88 0'$67pY
f+n {9Hz
x 4L3Z__
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五、轴的设计计算 XL.f`N.O
1、选择轴的材料,确定许用应力,选用45号钢。调质处理,查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 0q-lyVZ^X
}k%6X@
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 ^IuhHP
8&"Jlz
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=wDXlAQ
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% r/ g{j
u$[8Zmgzz
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。 'hBnV xd&
轴尺寸设计见附录 SF-"3M
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3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 aIa<,
(1)轴上受力分析 ZJ2
MbV.6
轴传递转矩 VZcW
3/Y
5Q8 H8!^
齿轮上圆周力 ,iao56`E
+jB;
径后力 !zOj`lx
[#@lsI
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 X5.9~
运输带工作拉力为2500N w#A\(z%;x
压轴力简单计为5000N 7M~ /
q.
(2)受力图 MFa/%O_*
NCi~. I
2=K|kp5
!^F_7u@Q
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) hY{4_ie=8
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 ;rT/gwg!
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同理 LvS5N)[
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) \,/ozfJ7dT
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(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) `_)9eGQ
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 Ih5Y7<8b~
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②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) <