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文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一．设计任务书 %p0b{P j_p  
K`h
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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。 WP5VcBC  
1.运输带工作拉力F=2.5 KN [{`)j  
2.运输带工作速度V=1.4 M/S J?Ck4dQ  
3.滚筒直径     D=200 mm $^}[g9]1  
4.滚筒效率n=0.96 >b>MKm>q  
5.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳； r4E`'o[  
6.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。 }>V/H]B  
7.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时 * [tc  
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。 jCzGus!rM  
部件：1电动机 ^J8uhV;w  
      2V带传动或链传动 (lb6]MtTHY  
      3减速器 !:(C"}5wM  
      4联轴器 QhsMd-v  
      5输送带 @]f3|>I  
6输送带鼓轮 |GtY*
|  
传动方案设计如下： k, f)2<  
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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 hv>KX  
                                     
X&a:g  
1.     选择电动机的类型 o
@W_a
i_  
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 q8>t!rh<R  
2.    确定电动机的容量 N}b^fTq  
电动机所需功率由公式 *KJB>W%@uM  
      Pd=Pw/ηa (KW) *0y{ ~@  
      Pw=Fv/1000ηw Kb&V!#o)  
    因此   Pd=Fv/1000ηaηw(KW) <sX VW  
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: j13DJ.xu  
      ηa=η带η²轴η齿η链 !`&\Lx_  
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 \\:|Odd  
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 -\#lF?fzb  
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW f+x;:  
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW mnjs(x<m  
3 确定电动机的转速
83 I-X95  
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) PcC/_+2  
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. Vr=OYI'A  
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*L4`$@l8  
|7k_N|E  
电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4
>&:NFq-  
  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). Q~{H@D`<  
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 Oz: *LZ
 
(1)    求传动比 2`GOJ,$  
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: !C4!LZ0A  
ia=na/nw =960/114.6=8.038 fHRMu:q  
(2)    分配传动装置传动比 c!
K]J  
ia=i带i减 G\de2Q"d:O  
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 E>|: D
 
则i减=ia/i带=3.35 Jl3g{a  
5.传动装置的运动和运动参数的计算 S!v(+|  
(1)    各轴功率 ,Wbwg  
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) @#g<IBG=*  
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) ar9]"s+'  
(2)    各轴扭矩 6!'3oN{  
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) 9h4({EE2t  
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) #Lv2Zoi>G  
h:Gu`+D>W  
n=1000             ~\LCvcY"X  
Y_woKc*  
电动机                 型号为Y132M-6 2;a(8^n  
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D=m'pL/pl  
i带=2.5 FCi U  
i减=3.35 #txE=e"&o  
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TI=85.76N/m 5[0 O'%$  
h3LE>}6D  
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) r\qj!  
(3)    各轴转速 V-<GT?  
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) T}V!`0vKw  
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) ]QzGE8jp*  
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三．V带传动设计 ,E S0NA  
保证带传动工作时不打滑，同时具有足够的疲劳强度。 
Cd#(X@n  
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， wW>A_{Y  
设计功率Pd=KAP kW J')o|5S1N  
由电动机为4KW，得Pd=1.2x4000=4800kW， @>,^":`#  
由转速在满载时为960r/min akp-zn&je  
查表得 ?9 <:QE;I>  
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四 .传动零件的计算 ,>:U2%  
  设计一般用途的传动零件 |NlO7aQ>2H  
1.    选择材料 :@yEQ#nFp  
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。 [|v][Hwv  
2.    按齿面接触强度确定主要参数 (|2t#'m  
    d1≥[（671/[σH]）²x（KT1/Φd）x(u+1)/u] 1/3 ]>!K3kB  
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) xH ]Ct~md  
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. !M(xG%M-V  
~-k9%v`  
  [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) 28-RC>,@}  
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 TP*hd  
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 X;$+,&M"  
t=15x300x16=72000h #`^}PuQ  
N1=60x384x72000=1660000000 a,,exi  
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 j;zM{qu_  
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) GC-5X`Sq  
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 `>o{P/HN  
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² -E[Kml~U  
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² :@Pl pFK  

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+HpA:]#Y  
[σH1]= 580N/ mm² {lzWrUGO  
[σH2]= 557 N/ mm² ^oz3F]4,g  
QE+g j8  
计算时的以小值代入 `,(4]tlL  
   为齿数比.       J[|
y:N  
将各参数代入得 x;.Jw6g  
d'gf
QlDny  
HVCe;eI  
则 C[AqFo  
的标准 ! I:%0
D  
中心距为 X,% 0/6*]  
W+c<2?d:  
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 _yx>TE2e  
i实 q9K)Xk$LF  
合要求。 m])y.T  
故分度 圆直径 net@j#}j-  
  xIW3={b3  
齿度 G_8RK,H.  
  <NY^M!  
3、校核齿根弯曲强度 !*&V-4  
,8uqdk-D  
(8DC}kckE  
?=7cF  
Ta0|+IYk<  
W(Fv l  
d1=59mm +o{R _  
 DPxM'7  
I]t!xA~  

2wg5#i  
xt* 3'v  
Z1=27 Kk0g0C:"EO  
Z2=90 9L?.m&  
Fyx|z'4b  
M)+H{5bt  
`AtBtjs RV  
X7MM2V  
U$.@]F4&  
g)[V(yWu  
u%KTNa0  
P )"m0Lu<  
nNV'O(x}  
ZF8 yw(z  
N)|yu1S
 
x /S}Q8!"}  
a=150mm l/GGCnO/  
,kGc]{'W  
jD]~ AwRJ  
H5B:;g@  
<?6|.\&  
d1=67.5759 wk D^r(hiH  
d2=232.5 iN\4gQ!  
X/!o\yyT  
6:5I26  
#4%]o%.  
S~bOUdV Z  
{SPq$B_VR  
z+wA rPxc  
FaSf7D`
C  
]=I@1B;_m  
为齿形系数，查得 '~<m~UXvD#  
=l;ewlU  
为应力，修正系数，查得 (!aNq(   
LV
fF[  
为 用弯曲应力，由 qPK*%Q<;  
查得 KnQ*vM*VM  
3?9IJ5p  
为弯有疲劳强度的寿命系数 RD
i]2  
t;Sb/3  
  查得 F?*-4I-  
^WgX
Qtn  
故 [< ?s?Ci
 
~O0 $Suv  
将各参数代入 L|:`^M+^w  
i2Qz4 $z  
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|^"1{7)  
SumF 2  
QC OM_$y  
"Y =;.:qe  
所以大小齿轮弯曲强度足够 wo;~7K  
4、确定齿轮的主要几何尺寸 NdA[C|_8}f  
分度圆直径： s^G.]%iU  
r[`9uVT/  
齿顶圆直径： u"cV%(#  
+K:
Dx!9  
齿跟圆直径： }_M~2L?i  
y*jp79G  
齿宽： T= y}y  
b1=b2+（5-10）=80-85取80 Cx@);4arj  
中心距 ,F8Yn5h  
5、确定齿轮制造精度 / |;RV"  
abmYA#  
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 r"3=44St  
FF`T\&u  
1=109.3N/mm VX0 %a@ur  
z1 |TC  
urs,34h  
wY{-BuXv  
+aCv&sg  
TTX5EDCrC  
2=103.3N/mm W fN2bsx>  
j?3wvw6T  
E1aHKjLQ  
*MFIV
02[N  
[\98$BN  
d1=67.5mm ]KKS"0a  
5K1)1E/Fu  
d2=232.5mm B?gOHG*vd>  
lBLARz&c#  
da1=72.5mm k<nZ+! M  
~|DUt  
da2=237.5mm A7Cm5>Y_S  
`iFmrC<  
dF1=61.25mm Fh&G;aE
q  
y4 #>X  
dF2=226.25mm 9rA0lqr]5  
FJGlP&v<  
1APe=tJ  
$D~0~gn~  
1Z/(G1  
J\}
twYty  
a=150mm ,B*
EVN  
gS!:+G%  
Fj8z  
oz\!V*CtK  
wv>^0\o  
]NQfX[  
xjUT{iwS  
<[a=ceL]|  
Y#ap*  
?um;s-x)  
GJ，在零件上标示为8-GJGB10098-88，大轮齿厚偏差为KK，在零件工作图上标示为8-HKGBl0095-88。 [r\Du|R-*  
0I-9nuw,^;  
6##_%PO<m  
        #X+JHl  
n$A9_cHF7  
T#T*Zw"+  
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GLH0 ]  
hIYNhZv  
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Po+.&7F  
i'<[DjMDlm  
&C5_g$Ma.Z  
pHGYQ;:L  
小轮8-GJGB10098-88 RT4x\&q  
A;q9rD,_  
大轮8-HKGBl0095-88 mX"oW_EK  
Ve$o}h-  
#"6Qj'/h  
(!u~CZ;  
YR\faVk  
    5;Czu(iH$  
.|KyNBn  
LtO!umM  
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5X:AbF  
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ArB,  
五、轴的设计计算 ea2ayT  
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 .WJYQi  
@Sn(lnlB  
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 %g$o/A$  
] )\Pqn(  
a 7V-C  
因装链轮之外有一键 ，轴加大5% KhR81\  
cGzPI+F  
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。 ,.8KN<A2]'  
轴尺寸设计见附录 dh iuI|?@  
]L.O8  
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3、校核轴强度，轴II负荷最大，须校核 qiBVGH  
（1）轴上受力分析 :KP@RZm  
轴传递转矩 k)=s>&hl  
BG]#o|KW  
齿轮上圆周力 "_NN3lD)X  
C1n>M}b  
径后力 ~-Qw.EdC  
A[{yCn`tM  
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 'yEHI  
运输带工作拉力为2500N #gs`#6 ,'  
压轴力简单计为5000N D.u{~  
（2）受力图 [<yaX
Qxl  
fxHH;hRfv  
`e&Suyf4B  
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!PQ<04jA!  
+lcbi  
S g![Lsj  
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Ft=2351 N AH7}/Rc  
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Fr=893N 2eY_%Y0  
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.}~_a76  
+VOK%8,p  
（3）作垂直面受力图b)及弯矩图d) <R=Zs[9M1  
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 BpPy&  
)1`0PJoHE  
同理 fJ!R6D  
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) }Oq5tC@$G  
r52gn(,  
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) Pw"-S?`(  
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 Z,Dl` w  
I:1C8*/  
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) 1^JS Dd  
截面c的变矩 .Vvx
,>>D  
#?- wm  
,(^*+G.i  
;+
hH  
u <v7;dF|s  
=$JET<(  
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Si;H0uPO  
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FP4P|kl/9'  
#BH*Z(  
RVA=1175.5N "'?>fe\qG  
T'Dv.h  
v O_*yh1  
2.%ITB  
uiR8,H9*M  
CryBwm  
MVC=67004N.MM U26}gT)  
}a(dyr`S  
v_GUNRs  
<*cikXS  
dhK~O.~m  
)oPBa
 
hf&9uHN%7m  
:P0mx  
z9Rp`z&`E  
J)p l|I  
RHB=9381N l}K37f  
RHA=3488N d<P\&!R(  
kc`Tdn  
NU2;X (z[  
O)r4?<Q  
@GW#&\yM  
d
5:c^`  
MHC左=-198816Nmm FXkM#}RgNm  
BR;D@R``}  
MHC右=-280307Nmm i?^L/
b`H  
v"Es*-{B  
|Ds1  
fVpMx4&F   
D2~*&'4y  
>}6%#CAf  
截面B的弯矩 Qh\60f>0  
（5）求后来弯矩并作合成弯矩图f) f9{Rb/l!BQ  
u.xnOcOH!  
(6)作扭矩aT图g) q^<?]8  
考虑启，制动的影响 挤合 a=0.6 2`=7_v  
YS"=yye3e  
(7)求出量变矩并作当量变矩图h） 9CD_os\h  
I51@QJX  
(8)校核轴危险截面的强度 z!9-
:  
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。 ln dx"prW  
*b\t#meS&  
7WZ+T"O{I  
o|["SYIf  
k@W1-D?  
Oxd]y1  
X45%e!  
aAUvlb  
DEZveQr=  
6qnzBA7  
Z/+#pWBI!  
zIAD9mQex  
E hMNap}5"  
MHB=-530000Nmm $*fMR,~t&  
\ }G>8^  
#S"nF@   
cyz3,3\e  
{3aua:q  
MC左=20980Nmm oXF.1f/h  
MC右=28820Nmm 5$C-9  
$6SW;d+>n  
s?
nR4  
P/_['7  
*J`O"a  
r_A$DaC]  
g`QEu 5v  
Qzw;i8n{  
4'=y:v2  
MLC左=33159Nmm <wD-qTW  
MLB=554794Nmm }0Ed]  
f4|rVP|x  
IjnU?Bf  
`<d }V2rdz  
X=&KayD  
13x p_j  
>fQMXfoY  
h<<v^+m  
^^ixa1H<  
8YSAf+{FtK  
IJcsmNWm  
Slc\&Eb  
o?Oc7$+u  
AFwdJte9e  
+mT_QsLEv  
AH~E)S  
O?#7N[7  
]Zh%DQ  
SXP]%{@R/  
:gFx{*xN/9  
X 0+vXz{~g  
六．滚动轴承的选择计算 S{T >}'y  
由于减速器为直齿圆柱齿轮，载荷平稳，轴向冲击小，故选用深沟球轴承，由轴尺寸，初步选定驱动滚筒的轴Ⅱ上为深沟球轴承6309，带轮轴承选用6308，根据轴设计计算知只需验证驱动滚筒的那个轴承即可。 \YrUe1  
由于此轴承几乎不受轴向力，Pr2 =FR2 KHvYUTY  
8zW2zkv2|#  
FR2 =（RVB²+RHB²）½=（1175*1175+9381*9381）½=9454N FGBbO\</  
代入Cr =[（Ff*Pr2）/Ft ]*（nl10h/16670）1/3 &mS^ZyG  
查表得fF=1Ft =1（取轴在工作时温度为120度以下）  N4TV  
已知n要求每2年换轴承一次，由题知，时间为300*2*8*2=9600 5*u+q2\F  
代入得Cr=38205 @-`*m+$U6  
由Cr比6309轴承Cr小，故合适。 0?|<I{z2  
七、键的选择和计算 `C'H.g\>2Q  
由轴设计知，运用C型键，键长40mm iuul7VR-%  
工作长度 ，键高8mm F#5~M<`.o  
接触高度 &s>Jb?_5Mx  
      nKj7.,>;:<  

2&J)dtqz  
查表 YKK*ER0  
知键合适 -X6PRE5a2  
八. 联轴器选择 ]JQULE)  
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。 /&JT~M  
            九.润滑与密封方式选择 )J(6xy  
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。 4
s9LB  
!ULn7\@  
}4X0epPp;:  
R[+<^s}p/  
w7&A0M  
zX i'kB  
gf\oC> N  
B^}yo65I  
Pr C{'XDlU  
_ jlRlt  
j3ls3H&  
+:/%3}
`  
选用6308和6309深沟球轴承 b" [|:F>P  
HTTC
TR  
pT6$DB#  
_+3::j~;m  
Qn2&nD%zi  
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<9b&<K:  
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n~Lt\K:  
<IW$m!{VG  
[dVL&k<P  
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7_[L o4_  
F_P~x(X  
fI|$K)K  
.x&%HA  
K)iF>y|{*q  
_,*r_D61S  
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G^@5H/)  
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C型键 M'l ;:  
书，有意请进。

啥啊？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？？

想看看，谢

都看不懂

谢拉。。。。

JG, YKK

呵呵.谢谢了..

谢谢谢.呵呵....

好 gSQJJxZ{?  
   

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