文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 ajYe?z
jLVJ+mu
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。 `Q]N]mK
1.运输带工作拉力F=2.5 KN vOQ%f?%G\
2.运输带工作速度V=1.4 M/S dC11kqqj
3.滚筒直径 D=200 mm =L6#=7hcl
4.滚筒效率n=0.96 Bo 35L:r|
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; Sg#XcTG
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 >lI7]hbIs
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 ,:_c-d#
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 OM*_%UF
部件:1电动机 #c"eff
2V带传动或链传动 mH*ldf;J;=
3减速器 FpoHm%+
4联轴器 96=<phcwN[
5输送带 mxc)Wm<4
6输送带鼓轮 z>x@o}#u\|
传动方案设计如下: . [|UNg
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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 [4KQcmJc#
b?wrOS
1. 选择电动机的类型 lg%fjBY
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 kHM Jh~
2. 确定电动机的容量 kG^76dAQL
电动机所需功率由公式 q^X7x_
Pd=Pw/ηa (KW) Y,]Lk<Hm3
Pw=Fv/1000ηw X9>fE{)!
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) xC76jE4
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: r&=ulg
ηa=η带η²轴η齿η链 jkeerU6
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 i4D(8;
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 *CN *G"
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW 1(' wg!
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW PgtLyzc
3 确定电动机的转速 c~|(j \FI
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) [@$ SLl^Y
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. uHbg&eW
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 w!lk&7Q7Z
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). *eg0^ByeD
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 Xg~9<BGsi
(1) 求传动比 la;*>
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: jCY~Wc
ia=na/nw =960/114.6=8.038 j_C"O,WS
(2) 分配传动装置传动比 y;o - @]
ia=i带i减 e5mu-
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 y\v#qFVOZ
则i减=ia/i带=3.35 si&du
5.传动装置的运动和运动参数的计算 I<}% L
V
(1) 各轴功率 ~vTwuc\(H
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) l/k-`LeW
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) [4?r0vO
(2) 各轴扭矩 U\%r33L )
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) ;*?>w|t}w
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) ##mZ97>$
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n=1000 ,^bgk
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电动机 型号为Y132M-6 +'8a>K^
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TI=85.76N/m \me5"ZU
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) YE@yts
(3) 各轴转速 M|c_P)7ym
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) A6[FH\f
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) n*"r!&Dg
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三.V带传动设计 H;4QuB'^
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 )>{.t=#
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, V5(_7b#z``
设计功率Pd=KAP kW \4wMv[;7
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, _M/N_Fm
由转速在满载时为960r/min d~qQ_2M[G
查表得 F:q4cfL6
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四 .传动零件的计算 &,{>b[
设计一般用途的传动零件 r
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1. 选择材料 g0B-<>E
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。 b&yuy
2. 按齿面接触强度确定主要参数 CP9 Q|'oJ
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 Mo3%OR
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) dn'|~zf.
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. ]+,L/P
40=u/\/K
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) r[ k
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 jjH2!R]^>
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 fPTLPcPP
t=15x300x16=72000h _}47U7s8
N1=60x384x72000=1660000000 2|?U%YrHWs
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 N}/V2K]Q
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) Y!]a*==
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 &zgliT!If
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² L %ac sb}
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² 91R7Rrne
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[σH1]= 580N/ mm² qMVuBv
[σH2]= 557 N/ mm² 3&[ d.,/
LD WYFOGQ
计算时的以小值代入 3^H-,b0^
为齿数比. 9.
FXbNYg
将各参数代入得 Ao\ OU}
!6taOT>v
}`0=\cKqn
则 dJQwb
的标准 LkF*$
中心距为 [70 _uq
Ug#B( }/
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 rx#GrV*y
i实
OS(Ua
合要求。 1'&HmBfcb
故分度 圆直径 H2g#'SK@
(3x2^M8
齿度 AKLFUk
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3、校核齿根弯曲强度 /viBJ`-O
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A)SnPbI-p
d1=59mm +4IaX1.
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Z1=27 PEtr8J$uB
Z2=90 -q-BP}r3
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a=150mm bHs},i6
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d2=232.5 mFC9\
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为齿形系数,查得 u9}LvQh_6,
N?%FVF
为应力,修正系数,查得 EhIa31>X
HqA~q
为 用弯曲应力,由 Zdu8axK:
查得 o2riy'~
JZrZDW>M
为弯有疲劳强度的寿命系数 d
a.6Z!a
c~Z\|Y`#B
查得 rx(z::
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故 YjeHNPf
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将各参数代入 }z wHUf9q1
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Z39I*-6F9W
h q&2o
所以大小齿轮弯曲强度足够 !@[@xdV
4、确定齿轮的主要几何尺寸 ROB/#Td
分度圆直径: b!Z-HL6
2m/=0sb\{
齿顶圆直径: O*7Gl G
zf>r@>S!L
齿跟圆直径: zS##YR
OAiip,
齿宽: zg=F;^oZ<
b1=b2+(5-10)=80-85取80 <_"^eF+fZ
中心距 tu6Q7CjW8
5、确定齿轮制造精度 g5*Zg_G/
$'2yPoR
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 pK~K>8\
AK*F,H9
1=109.3N/mm 4d*=gy%
s*U~Q=Z
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2=103.3N/mm _DK%-,Spu
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d1=67.5mm IW.~I,!x
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d2=232.5mm clZjb
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da1=72.5mm P7Ws$7x
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3@r_t|j
GJ,在零件上标示为8-GJGB10098-88,大轮齿厚偏差为KK,在零件工作图上标示为8-HKGBl0095-88。 H
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五、轴的设计计算 c\i`=>%b@
1、选择轴的材料,确定许用应力,选用45号钢。调质处理,查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 e0O2>w
1O
bxQ_x
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 !8q+W`{
l[=7<F
`UFRv
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% (0s7<&Iu
V[-4cu,Ph^
考虑到减速器、轴承、 轴器,外观等因素, 轴II与滚筒连接处直径为35,轴I与电动机连接处为30,由于轴 II负荷大,故设计,检验都以轴II为例,轴I设计如同轴II。 Pl_4;q!$
轴尺寸设计见附录 +0U{CmH
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3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 /DOV/>@5%
(1)轴上受力分析 *0>![v
轴传递转矩 5WN^8`{'3
\l^L?69
齿轮上圆周力 ,ra!O=d~0
,~^0AtLv
径后力 `"CIy_m
H/8H`9S$
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 KT1/PWa
运输带工作拉力为2500N 9kmEg$WM
压轴力简单计为5000N *`~
woF
(2)受力图 V1Yab#
eQh@.U*S)
{"Xn`@Y
7_Yxz$m
L ]HtmI
ovv<7`
[?rK9I&
@tQu3Rq@
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8U,VpuQ:
Ft=2351 N Rf *we+
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Fr=893N 2'O2n]{
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) M::
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 2~`lvx
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同理 m Acny$u
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) g]kM7,/M
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(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) ^HS;\8Xvb
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 12 {F
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②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) 8 $5
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截面c的变矩 c@SNbY4}%
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MHC右=-280307Nmm IZ/PZ"n_(
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截面B的弯矩 zAW+!C.
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) JpRn)e'Z
m/e*P*\=
(6)作扭矩aT图g) {gC?kp
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 ybC0Ee@
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(7)求出量变矩并作当量变矩图h) c$.Zg=
A_!N,<-
(8)校核轴危险截面的强度 U#iGR5&^3
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。 uIy$|N
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六.滚动轴承的选择计算 qi['~((
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。 C{>dE:*K^
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 G+t=+T2m
d[YG&.}+8j
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N r3+
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 ]wUH*\(y
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) Khh}flRy
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 t[ZGY,8
代入得Cr=38205 T930tX6"h
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 3TRG] 5
七、键的选择和计算 9/=+2SZ
由轴设计知,运用C型键,键长40mm T0@$6&b%\z
工作长度 ,键高8mm D?G'1+RIT~
接触高度 ^vJy<
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查表 +OZ\rs
知键合适 /z)Nz2W
八. 联轴器选择 p~v0pi
轴外直径为30选用弹性套柱联轴器(GB4323—84)公称扭矩为125N.m,许用转速为3600r/min,而轴I扭矩为85.76,转速为960r/min,知远远合乎要求。 lMgPwvs'
九.润滑与密封方式选择 M6j~`KSE
由工作环境及载荷,由于该系统工作环境不是十分恶劣,载荷比较平稳,故选用SY1172—08号润滑油,密封方式见图纸。 }S;A%gYm
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选用6308和6309深沟球轴承 QZ+G2$
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书,有意请进。