文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 +MP`iuDO
^3
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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。 6@@J>S>
1.运输带工作拉力F=2.5 KN C@L8,Kj ~.
2.运输带工作速度V=1.4 M/S ]za1=~[
3.滚筒直径 D=200 mm :TzHI
4.滚筒效率n=0.96 l~V^
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; IT_Fs|$
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 rwUKg[
1N
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 -Am~CM
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 }2eP~3
部件:1电动机 bl;C=n
2V带传动或链传动 2nGQD{
3减速器 P}+-))J
4联轴器 wLf=a^c#
5输送带 k6vY/)-S
6输送带鼓轮 jI(}CT`g
传动方案设计如下: ;8
D31OT
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H1H+TTZr
二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 *%^Vq
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1. 选择电动机的类型 cNzn2-qv
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 g|r:+%,M
2. 确定电动机的容量 Zb)j2Xgl
电动机所需功率由公式 <!#6c :(Q
Pd=Pw/ηa (KW) 0s"g%gq|
Pw=Fv/1000ηw _VFxzM9f
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) rULrGoM
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: tl |Qw";I
ηa=η带η²轴η齿η链 /jdq7CF
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 20G..>zW
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 DW^E46k)A
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW IT a8*Myj
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW #WD}XOA
3 确定电动机的转速 >E&mNp
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) sGjYL>*
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. 1=x4m=wV
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 k
9 Xi|Yj
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). {e4`D1B
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 $i&u\iL
(1) 求传动比 Y>*{(QD
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: 6XPf0Gl
ia=na/nw =960/114.6=8.038 Id3i qAL
(2) 分配传动装置传动比 $OK}jSH*v)
ia=i带i减 ,B]kX/W
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 j#e^PK <
则i减=ia/i带=3.35 C
FY 3D|
5.传动装置的运动和运动参数的计算 q1QrtJFPG
(1) 各轴功率 ?k)(~Y&@p
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) SB
R=
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) S^;D\6(r
(2) 各轴扭矩 {U?UM
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) ydFZ$W_}w
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) C.M]~"e
bgs2~50
n=1000 ~Ti
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电动机 型号为Y132M-6 D^1H(y2zp
:|i jCg+
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i带=2.5 ][R#Q;y<
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TI=85.76N/m .0$$H"t
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) J6 }J /
(3) 各轴转速 J A'C\
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) Qx,jUL#2
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) }Xv2I$J
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三.V带传动设计 h_O6Z2J1
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 +k@$C,A
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, [ArPoJt
设计功率Pd=KAP kW UZsn14xSA
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, ]xO`c
由转速在满载时为960r/min u;{,,ct
查表得 )_$F/ug
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四 .传动零件的计算 Ezvm5~<
设计一般用途的传动零件 'aq9]D_k
1. 选择材料 n$jOk
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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。 u$3wdZ2&m
2. 按齿面接触强度确定主要参数 U c6]]Bbc
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 TA
x9<'
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) yB>5p]$P
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. Lq-Di|6q
@[:JQ'R=
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) #/UlW
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 R(i2TAaaU
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 gK`o;` ^
t=15x300x16=72000h 4 ^=qc99
N1=60x384x72000=1660000000 yq?7!X
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 (c'=jJX
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) Sxj _gn
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 `]+-z+
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² ]m>N!Iu
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² fn!(cE|`E
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Tb2Tb2C
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K为1.4. k:+Bex$g
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GM5s~,
`kx+ Kc
[σH1]= 580N/ mm² \Ty%E<
[σH2]= 557 N/ mm² rC(-dJkV
IX|2yu4
计算时的以小值代入 ,W'?F9Y\
为齿数比. B{D!5{t
将各参数代入得 ngZkBX
G4jaHpPi
nUAs:Q
则 e[3rz%'Q
的标准 aZe[Nos
中心距为 wYf9&}k\4
4_`ss+gk
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 u6~|].j R
i实 ` "Gd/
合要求。 WSdTP$?
故分度 圆直径 G(alM=q
zuWfR&U|W
齿度 $X.X_
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3、校核齿根弯曲强度 [6bK>w"v
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Y)x(+#
T~nm Eap
d1=59mm 0G(T'Z1
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Z1=27 GEg8\
Z2=90 >*TFM[((Y)
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a=150mm 1D
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d1=67.5759 c
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d2=232.5 * \@u,[,
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为齿形系数,查得 6x*u S~'
W
s!N%%g
为应力,修正系数,查得 ER:)Fk>_
~eH+*U|\|M
为 用弯曲应力,由 J4
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查得 VWoxi$3v
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为弯有疲劳强度的寿命系数 W&[}-E8<Y
C LhD[/Fo
查得 o@}+b}R}
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故 A&i
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将各参数代入 Z6<vLc
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所以大小齿轮弯曲强度足够 4f~hd-z
4、确定齿轮的主要几何尺寸 w5|az6wZB!
分度圆直径: NG@9}O
0q"&AxNsP
齿顶圆直径: G8"L#[~
(
3IM7
齿跟圆直径: ~DcX}VCm
c]O3pcU
齿宽: ,dKcxp~[
b1=b2+(5-10)=80-85取80 Gs2.}lz
中心距 uY5 &93R
5、确定齿轮制造精度 yB(^t`)}N
6R5) &L
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
(`gqLPx[
j2" jCv
1=109.3N/mm =kohQ d.n
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3.B|uN
D52ELr7
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2=103.3N/mm f;#hcRSH
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#sy)-xM
d1=67.5mm IX;u +B
Lm"l*j4
d2=232.5mm |"DQ^)3Pi
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da1=72.5mm ^3IO.`|
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da2=237.5mm TIlcdpwXf
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dF1=61.25mm i3s-l8\\z
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dF2=226.25mm YmFJlMK
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Y<%$;fx$Sx
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a=150mm ^KhA\MzY
a_w#,^/P
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6<.Ma7)lA
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8v\BW^z3
#g\O*oYaw
wlKfTJrn&
:84fd\It4
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。 D`,W1Z#
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小轮8-GJGB10098-88 y:u7*%"
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大轮8-HKGBl0095-88 s:ig;zb
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2F7( Y)
五、轴的设计计算 }ejZk
bP
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 (8"advc6
#hMS?F|
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 /EP
RgRX
{$>Pg/
3uXRS,C
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% ~fnu;'fN
'[WVP=M<XV
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。 E P3Vz8^
轴尺寸设计见附录 [L m
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3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 1>uAVPa
(1)轴上受力分析 &~Y%0&F,&
轴传递转矩 :c|Om{;
!Rc
%
齿轮上圆周力 U9\\8
74ho=
径后力 *u-$$@|y
DZ @B9<Zz{
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 D>8p:^3g
运输带工作拉力为2500N ttdY]+Fj
压轴力简单计为5000N Xt:$H6
y
(2)受力图 Do7 7V5
gV-*z}`U
qw$9i.Z
}K={HW1>
x|yJCs>
&XV9_{Hm
Z;V(YK(WO.
S]ayH$w\Q
O_qwD6s-_
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Ft=2351 N `<|tC#<z
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(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) J/'Fj?
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 u>)h
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同理 cN0
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②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) 2=- .@,6
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(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) p~@,zetS
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 U!o7Nw@z
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②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) ,eBC]4)B6
截面c的变矩 5PO_qr=Hx
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截面B的弯矩 T#Z&*
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) DEZww9T2Qs
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(6)作扭矩aT图g) ,/w*sE
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 o^@"eG$,
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(7)求出量变矩并作当量变矩图h) (zo7h
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(8)校核轴危险截面的强度 ~</FF'Xz
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。 Bz ;r<Kn
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六.滚动轴承的选择计算 R{@saa5I(>
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。 &ivU4rEG
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 AIHH@z
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FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N &hWELZe0vv
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 E/:U,u{
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) I*-\u
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 )O[8 D
代入得Cr=38205 hY4# 4A`I
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 ~-'2jb*8
七、键的选择和计算 84(Jo_9
由轴设计知,运用C型键,键长40mm !BoGSI
工作长度 ,键高8mm MRpMmu
接触高度 tb&?BCp
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查表 pz^S3fy
知键合适 g}+|0FTV
八. 联轴器选择 q'jOI_b
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。 c^W;p2^
九.润滑与密封方式选择
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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。 ?\\wLZ
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选用6308和6309深沟球轴承 L\4rvZa
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书,有意请进。