文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 {Qe7/ln!
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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。 *J ]2"~_.
1.运输带工作拉力F=2.5 KN XLog+F$`
2.运输带工作速度V=1.4 M/S >uu]K
3.滚筒直径 D=200 mm s+EJXoxw
4.滚筒效率n=0.96 :`pgdn
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; 8lI'[Y?3.
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 &jg..R
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 ]r|nz~Aa$
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 MmZs|pXk
部件:1电动机 *dTI4k
2V带传动或链传动 1<Z~Gw4
3减速器 i9QL}d
4联轴器 ]*M VVzF
5输送带 gcaXN6 C
6输送带鼓轮 u_;&+o2
传动方案设计如下: S)$)AN<O
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二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 W,g0n=2V
W{{{c2 .
1. 选择电动机的类型 ]xYm@%>6
按工作要求和条件,选用Y系列一般用途全封闭式鼠笼型三相异步电动机 NY& |:F
2. 确定电动机的容量 Gp PlO]
电动机所需功率由公式 `4&a"`&$
Pd=Pw/ηa (KW) 5W(S~}
Pw=Fv/1000ηw WN_i-A1G/h
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) _i-(`5
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: E>|xv#:~DV
ηa=η带η²轴η齿η链 UP*\p79oO
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 (16U]s
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 \N?,6;%xB
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW .2si[:_(p
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW C8J3^?7E
3 确定电动机的转速 B F,rZZL
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) */kX|Sur
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. ZRjqjx
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 s1[_Pk;!
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). 4zF|}aiQ
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 <Wn"_Ud=
(1) 求传动比 gAx8r-` `
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: i>Cxi ZT
ia=na/nw =960/114.6=8.038 S+i .@N.^
(2) 分配传动装置传动比 )P{I<TBI;
ia=i带i减 UL/|!(s
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 m-SP #?3
则i减=ia/i带=3.35 /f_c?|
5.传动装置的运动和运动参数的计算 T4W"!4[
(1) 各轴功率 5X7kZ!r
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) X9:(}=E
V
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) !~'\Ey
(2) 各轴扭矩 dh7PpuN{
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) CIM9~:\
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) A%VBBvk
g5EdW=Dt,
n=1000 XsldbN^6
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电动机 型号为Y132M-6 "EoC7
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i带=2.5 e JMD8#
i减=3.35 vT<q zN
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TI=85.76N/m {&Kq/sRz
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) S7Xr~5>X
(3) 各轴转速 r<;bArs-u
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) IJ^KYho
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) @<]xbWhuw
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三.V带传动设计 CfQOG7e@
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 8Wid.o-U
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, -,Cx|Nl
设计功率Pd=KAP kW bCg
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由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, aOfL;I
由转速在满载时为960r/min oC>e'_6_b
查表得 Z5;1ySn{
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四 .传动零件的计算 ^'!]|^
设计一般用途的传动零件 N~_GJw@
1. 选择材料 !}|n3wQ
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。 `Gzukh
2. 按齿面接触强度确定主要参数 F2]v]]F!
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 =:n>yZ3T
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) W_9-JM(r
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. !ccKbw)J#
{[hH:
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[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) 5:/
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σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 s$css{(ek
σHlim1=580N/mm²(碳钢调质)根据HBS2=188 查得σHlim2=530 N/mm²(碳钢正火).ZN为接触疲劳强度的寿命系数,由N=60ant得:当a=1时,n1=384r/min z(d@!Cd
t=15x300x16=72000h &$t BD@7
N1=60x384x72000=1660000000 K@Q_q/(%;
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 ]3wg-p+
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) /"+YE&>\
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 f9u ^/QVS&
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² <uDEDb1|l
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² N ncur]
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[σH1]= 580N/ mm² ^_ <jg0V
[σH2]= 557 N/ mm² 3kFSu
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计算时的以小值代入 CAyV#7[0
为齿数比. >FED*C4
将各参数代入得 {vYmK#}
&}wrN(?w
hV|pH)Nu{
则 #TZf\0\!
的标准 nD6mLNi%a
中心距为 XzI c<81Z
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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 oR (hL4Dc
i实 +;~JHx.~X
合要求。 N<o3pX2i]
故分度 圆直径 Fgq"d7` 9@
6OR5zXpk
齿度 f"t\-ux.b
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3、校核齿根弯曲强度 lxoc.KDtR
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d1=67.5759 {<0=y#@u
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为齿形系数,查得 pN# \
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为应力,修正系数,查得 g]au|$L4
fp!Ba
为 用弯曲应力,由 #xL^S9P
查得 ,ErJUv
,b;eU[!]
为弯有疲劳强度的寿命系数 w@&g9e6E
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查得 CVfQ
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故 Zp'c>ty=
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将各参数代入 } LuPYCzpu
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所以大小齿轮弯曲强度足够 ?.E ixGzI^
4、确定齿轮的主要几何尺寸
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分度圆直径: e[txJ*SuO
U@#YKv
齿顶圆直径: q5X\wz2N
py9zDWk~
齿跟圆直径: u= a5Z4 N'
Af8&PhyrU
齿宽: {(mT,}`4
b1=b2+(5-10)=80-85取80 C$MaJHkiF
中心距 f{ZOH<"Lo
5、确定齿轮制造精度 eWjLP{W
wNsAVUjLe
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 om$x;L6
Jw%0t'0Zi
1=109.3N/mm \@yx;}bdI
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EdQ:8h
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lq2Ah=FuN
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2=103.3N/mm z[kz[
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b21c} rI3
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d1=67.5mm oj.f
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d2=232.5mm Rv9oK-S
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da1=72.5mm Jb'l.xN
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dF2=226.25mm an+`>}]F
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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。 #7S[Ch}O
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小轮8-GJGB10098-88 zS]8ma
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大轮8-HKGBl0095-88 %3B0s?,I
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五、轴的设计计算 $^[^]Q
1、选择轴的材料,确定许用应力,选用45号钢。调质处理,查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 m-%.LDqM
x6-bAf
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 %d3KE|&u
s/' ]* n
>M~wFs$~
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% &w4~0J>v!
UBj"m<
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。 )SJ18 no|l
轴尺寸设计见附录 QzV
Q}
X,+M?
G a1B&@T
s48 { R4
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@Kl'0>U
[^rMM1^,OB
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3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 ue/GB+U
(1)轴上受力分析 C=y[WsT
轴传递转矩 +CQ$-3
_7k6hVQ
齿轮上圆周力 I7Uj<a=(q
"&@v[O)!xu
径后力 [WAnII
0/g 0=dW=
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 5VLJ:I?0O
运输带工作拉力为2500N KcW]"K>p!
压轴力简单计为5000N Uiz#QGt
(2)受力图
n}f*>Mn
p%?VW
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uFXu9f+
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l+V#`S*q
`g~T #U\>d
DjK
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) }0%~x,
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 At?]FjL6S
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同理 s>VpbJ3S
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) n!Dy-)!`O
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(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) ap7ZT7KW
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 , (Bo .(]
eOdB<He36
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) oOj7y>Nm
截面c的变矩 "G+g(?N]j
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MHC右=-280307Nmm D<DSK~
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截面B的弯矩 7;wx,7CUq
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) CXe2G5
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(6)作扭矩aT图g) N>+s8L.?
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 3>+9Rru
=}$YZuzmU
(7)求出量变矩并作当量变矩图h) h8ikM&fl
/CE]7m,7~K
(8)校核轴危险截面的强度 rmzM}T\20
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。 &J
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MC右=28820Nmm (eG9b pqr
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六.滚动轴承的选择计算 IbC8DDTD
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。 F+c4v A})
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 oHW:s96e
|8|_^`
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N DE $HF*WY
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 3pV^Oe^9
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) O/?Lk*r
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 c,v?2*<
代入得Cr=38205 >dr34=(
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 *-zOQ=Y
七、键的选择和计算 &F8N$H
由轴设计知,运用C型键,键长40mm $=IJ-_'o
工作长度 ,键高8mm KKCzq
|
接触高度 z-J?x-<
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pPa3byWf
查表 cnm*&1EzV
知键合适 mmJ$+$JEk
八. 联轴器选择 1-h"1UN2E
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。 ,>AA2@6zMT
九.润滑与密封方式选择 d'x'hp%
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。 Xf"B\%,(`
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选用6308和6309深沟球轴承 .!B>pp(9
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