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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 -]c5**O}  
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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。 Vzf{gr?  
1.运输带工作拉力F=2.5 KN CZyOAoc<  
2.运输带工作速度V=1.4 M/S ;V]EF  
3.滚筒直径     D=200 mm &P{  
4.滚筒效率n=0.96 %\#s@8=2u  
5.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳； ;m$F~!Y  
6.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。 ]z`Y'wSxd  
7.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时 Q/r0p>  
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。 ?T-6|vZA  
部件：1电动机 (yQ]n91Q,  
      2V带传动或链传动 ~8~B VwZ_  
      3减速器 $~c?qU  
      4联轴器 :"? boA#L  
      5输送带 K_j$iHqLF  
6输送带鼓轮 3`_jNPV1  
传动方案设计如下： [
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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 65AXUTg  
                                      =N01!?{  
1.     选择电动机的类型 ,R0@`t1 p  
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 W]5kM~Q@  
2.    确定电动机的容量 8 W8ahG}  
电动机所需功率由公式 gVCkj!{  
      Pd=Pw/ηa (KW) _
dppUUm  
      Pw=Fv/1000ηw Pgf$GXE  
    因此   Pd=Fv/1000ηaηw(KW) u,[Yaw"L  
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: M]!\X6<_  
      ηa=η带η²轴η齿η链 ;&e5.K+.Z  
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 w(`X P  
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 Mo &I
a6^  
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW ,HS\(Z  
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW
!.iu_xJ  
3 确定电动机的转速 R6dw#;6{I  
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) 0*VRFd4  
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. Cca( oV  
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 6 )0$UW  
  符合这一范围的电动机同步转速有:750,1000,1500(r/min)三种,选用同步转速1000 (r/min)时,电动机的重量,价格及V带传动和减速器的传动比都比较合适,因此选定电动机型号为Y132M-6满载转速为nm=960(r/min). &k&tkE  
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 ma~WJ0LM\  
(1)    求传动比 QYVT"$=  
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: x_v pds  
ia=na/nw =960/114.6=8.038 "Fc
A:7+  
(2)    分配传动装置传动比 "pdG%$  
ia=i带i减 S#!PDg  
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 {\`#,[  
则i减=ia/i带=3.35 9g"a`a?c  
5.传动装置的运动和运动参数的计算 PQ@(p%
 
(1)    各轴功率 PLg`\|  
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) Hh$D:ZO  
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) $&n!j'C:  
(2)    各轴扭矩 `iv,aQ '  
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) +q) ^pCC  
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) Da_g3z  
M<"&$qZ$R  
n=1000             n1DD+@  
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电动机                 型号为Y132M-6 M,e_=aq  
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i带=2.5 6T"[M  
i减=3.35 AmRppbj/wO  
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TI=85.76N/m |6"zIHvtc  
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) KxGK`'E'r  
(3)    各轴转速 ,;O+2TX  
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) Ts|&_|  
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) r?\hZ*|M  
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三．V带传动设计 bJ4})P&  
保证带传动工作时不打滑，同时具有足够的疲劳强度。 $nUhM|It  
该系统载荷变动小，工作条件不是很恶劣，所以工况系数选用为1.2， p[2`H$A  
设计功率Pd=KAP kW S1p4.qJ  
由电动机为4KW，得Pd=1.2x4000=4800kW， s!:'3[7+  
由转速在满载时为960r/min <wfPbzs-V  
查表得 uZL,+Ce|  
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四 .传动零件的计算 | |"W=E  
  设计一般用途的传动零件  LXoZ.3S  
1.    选择材料 -w"$[XP  
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。 !mZDukfjQ  
2.    按齿面接触强度确定主要参数 +pPfvE`  
    d1≥[（671/[σH]）²x（KT1/Φd）x(u+1)/u] 1/3 po\(O8#5U  
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) 12VIP-ABK  
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. RDfvD|}VN  
D%}rQ,*  
  [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) !He_f-eZ  
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得
iC{(vL0P+  
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  WD55(  
t=15x300x16=72000h $J8g)cS  
N1=60x384x72000=1660000000 =MU(!`  
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 `>0%Ha  
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) &V|kv"Wwj  
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 vBzUuX  
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² dbJ3E)rF  
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² A+|bJ>q  
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[σH1]= 580N/ mm² `
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[σH2]= 557 N/ mm² ;O1jf4y  
Ypl;jkHP  
计算时的以小值代入 8nng^  
   为齿数比.       :2H]DDg(  
将各参数代入得 ~;jgl_5?b  
Auc&dpW  
!KJA)znx;(  
则 TFG? EO  
的标准 :-O$rm  
中心距为 T_!F I29  
L@
z[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 ]?)uYot  
i实 (V&8 WN  
合要求。 H#7=s{u  
故分度 圆直径 q_6lD~~q^  
  { TI,|'>5[  
齿度 9+MW13?  
  _YG@P1  
3、校核齿根弯曲强度 7TEpjSuF  
XlD=<$Nk7  
,}\LC;31,  
_p0gXb1m`  
!?_CIt$p  
?FNgJx*\S  
d1=59mm x]yIe&*('  
h<)ceD<,  
 5k@T{  
T u%XhXl:j  
6\u. [2lE^  
Z1=27 *^Zt)U1$|  
Z2=90 $W=)-X\>  
(&NLLrsio  
Qy"%%keV'T  
:-#7j} R&  
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2q]ZI  
50dN~(;p  
Q|P M6ta  
`q\F C[W  
ob8}v*s  
WY QVe_<z:  
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q+4dHS)x  
a=150mm 7XT(n v  
wl%ysM|x  
% >a /m.$  
5FuV=Yuc  
w)* H&8h@  
d1=67.5759 Du +_dr^4  
d2=232.5
Yr~wsE/  
^V1\boo=  
Dq%}({+  
N%'(8%;  
Tc!n@!RA|  
[qV/&t|O*h  
so1  
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4wzT  
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( +M  
为齿形系数，查得 w8~R=k  
%).I&)i  
为应力，修正系数，查得 6HJsIeQ  
5#x[rr{^*  
为 用弯曲应力，由 [O'aka Q  
查得 y{<js!au  
O"|d~VQ  
为弯有疲劳强度的寿命系数 9015PEO  
R\X;`ptT  
  查得 3?<A]"X.  
p %.Adxx  
故 -K$ugDi  
8dLmsk^  
将各参数代入 2"|7 YI  
G5OGyQp  
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所以大小齿轮弯曲强度足够 Ay^P#\VZ  
4、确定齿轮的主要几何尺寸 /zQx}U)TP  
分度圆直径： cBOK@\x:Wi  

<tsexsw  
齿顶圆直径： yt,Ky8y1  
./.aLTh  
齿跟圆直径： 5{iNR4sq  
eTw9c }[  
齿宽： ]B~(yh  
b1=b2+（5-10）=80-85取80 /CKnXU;  
中心距 y0?HZ Xq  
5、确定齿轮制造精度 Z!fbc#L6  
#cW:04  
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 'L9hM.+  
UH+#Nel+!  
1=109.3N/mm m!^$_d\%~  
(~5]1S}F  
=WZ9|
e  
nUX3a'R  
MF*4E9Ue.  
7h41E#  
2=103.3N/mm "cjD-42  
vd$>nJ"  
tu{paQ  
;.=0""-IF  
c(b`eUOO  
d1=67.5mm 9jx>&MnWs  
7i02M~*uS  
d2=232.5mm L*4=b (3  
y@2"[fo3~  
da1=72.5mm BXxJra/V  
M%Vp_
0  
da2=237.5mm nox-)e  
kVt/Hhd9  
dF1=61.25mm
rf'A+q  
w}(pc}^U  
dF2=226.25mm )$a6l8  
Fe$o*r,  
0(Z:QqpU$  
~q/~ u  
Nr)DU.f  
+u5xK  
a=150mm 0Ny +NE:6M  
8ql<7RTM!  
5 I#-h<SG  
7 TM-uA$  
ZnRj}y  
>){}nlQf  
z-"P raP  
9asA-'fZ  
Al *
yx_j  
g1y@z8Z{  
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。 Yb[)ETf^  
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#W_-S0>&  
小轮8-GJGB10098-88 q"f7$  
*kj+6`:CPs  
大轮8-HKGBl0095-88 ew c:-2Y^  
+I:/8,&-x  
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nH+wU;M  
五、轴的设计计算 I&% Z*H  
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 g-/ }*ml  
_.m|Ml,`{  
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 @)ls+}=Y  
$L'[_J  
2frwU~y  
因装链轮之外有一键 ，轴加大5% !_iv~Q zv  
Jgq#m~M6  
考虑到减速器、轴承、 轴器，外观等因素， 轴II与滚筒连接处直径为35，轴I与电动机连接处为30，由于轴 II负荷大，故设计，检验都以轴II为例，轴I设计如同轴II。 ~svea>Fmr  
轴尺寸设计见附录 )]zsAw`/  
owA.P-4  
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-AB0uMot  
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LyG`q3@  
3、校核轴强度，轴II负荷最大，须校核 & u6ydN1xe  
（1）轴上受力分析 #L&/o9|  
轴传递转矩 {Ia$!q)  
Zu94dF
P  
齿轮上圆周力 $"?$r  
_`,ZI{.J^  
径后力 .eyJ<b9  
[I
7=]X
 
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 . "7-f]!  
运输带工作拉力为2500N tqjjn5!  
压轴力简单计为5000N }]^/`n  
（2）受力图 xE!b)@>S  
-C* 6>$A  
L^K,YlNBR  
DQ c pIV  
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Hoi~(Vc.  
7\gu
; [n  
T# gx2Y  
/)<kG(Z  
q#\B}'I{  
Ft=2351 N i`?yi-R&  
Bm<tCN-4  
r,Msg&rT  
Fr=893N G3h"Eo?>g  
uuL(BUGt-  
({D>(xN  
A=70
UL  
,$RXN8x1  
_rz\[{)  
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^FpNgQ  
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'$5d6?BC`3  
uO1^nK  
Mhc5<~?  
}9FWtXAU^1  
RJ{J~-q{  
Dw y|mxlFn  
KcW 5  
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je;Bf  
6rO^ p  
^s$U n6v[  
*xpPD\{k  
5r dt  
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{wO.nOB  
muKu@nshL  
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QY>O)@  
+U?73cYN  
2#cw_Ua  
`S4G+j>u6  
（3）作垂直面受力图b)及弯矩图d) j)Z0K
$z=  
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 K1-RJj\L  
fgHsg@33N  
同理 "#iO{uMWb  
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) ZVit]3hd  
/nEK|.j  
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) 8cRc5X  
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 ?9?o8!  
Ok}e|b[D  
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) p:ZQ*Ue  
截面c的变矩 X7gB.=\X  
Lmw)Ts>  
G=C2l# Ae!  
G/w@2lYx  
XjYMp3  
`V.tqZF  
B}aW y&D  
YfNN&G4_  
_T=";NSa  
9_Z_5w;h  
C[;7i!Dv  
RVA=1175.5N .'2"83f  
vq@"y%C4  
gLx?0eBBA  
QX_![
|=  
PE[5oH  
1k"i"kRM  
MVC=67004N.MM [~;wCW,1  
,eL&Ner  
'%YTMN@  
&?gcnMg$,J  
#;m^DX QZn  
[G[{?{  
=CL,+  
Oe^9pH,1t  
.RS  
]*0t?'go'  
RHB=9381N +RK/u  
RHA=3488N 9yLPh/!Ob  
]HRHF'4  
m5hu;>gt  
J>nta?/,X  
h}S2b@e|  
Q1H.2JXr  
MHC左=-198816Nmm 5F:\U  
XD[9wd5w8  
MHC右=-280307Nmm dp3TJZ+U  
[ .3Gb}B  
#!rH}A>n+  
cc"<H}g>`  
i_I`  
f_:>36{1^!  
截面B的弯矩 "`w*-O  
（5）求后来弯矩并作合成弯矩图f) A~LTi  
*LvdrPxU=  
(6)作扭矩aT图g) 9,}Z1 f\%  
考虑启，制动的影响 挤合 a=0.6 5+)_d%v=6!  
'qeUI}[  
(7)求出量变矩并作当量变矩图h） S:c lyx  
)EN,Ry  
(8)校核轴危险截面的强度 )P.,h&h/  
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。 uYd_5 nw  
lI5>d(6p  
_G)x\K]N  
Wx8;+!2Q/  
.;D'  
MOIVt) ZY  
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jH_T  
W7IAW7w8U  
@_h=,g#@  
&7c#i  
BkDq9>  
R7x*/?  
D6EqJ,~  
MHB=-530000Nmm ?;go5f+X  
j9=
)^?  
6V1 Z(K  
o6r ^  
A{52T]9X  
MC左=20980Nmm ,9.NMFn  
MC右=28820Nmm PC)V".W1  
Aac7km  
=&vRT;6  
YMn=9EUp  
&)EL%o5  

PO=A^b  
v1E(K09h2  
W1UqvaR  
hQDl&A  
MLC左=33159Nmm W-vEh  
MLB=554794Nmm _[J>GfQd  
<U""CAE  
x]:B3_qR  
97VS xhr  
Za
1VJ5-  
yrR,7vJ  
.A<n2-
  
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E  
>*[Bq;  
-8,lXrH  
2sXX0kq~V  
+J%9%DqF  
六．滚动轴承的选择计算 !4!Y~7sI"\  
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。 [ncOtDE  
由于此轴承几乎不受轴向力，Pr2 =FR2 KdkZ-.  
Ptv=Bwg  
FR2 =（RVB²+RHB²）½=（1175*1175+9381*9381）½=9454N fk:oCPo  
代入Cr =[（Ff*Pr2）/Ft ]*（nl10h/16670）1/3 ]abox%U=%  
查表得fF=1Ft =1（取轴在工作时温度为120度以下） POc-`]6<F  
已知n要求每2年换轴承一次，由题知，时间为300*2*8*2=9600 ?hwT{
h  
代入得Cr=38205 ih/MW_t=m=  
由Cr比6309轴承Cr小，故合适。 JGKiVBN  
七、键的选择和计算 ?W4IAbT\G  
由轴设计知，运用C型键，键长40mm uE{nnNZy  
工作长度 ，键高8mm Z,m;eCLG]  
接触高度 K~Hp%.  
      tV,Y38e  
Q[N6#C:(4  
查表 RzLbPSTQ  
知键合适 }[*BC5{>  
八. 联轴器选择 O(oGRK<xM  
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。 Upkw.`D`  
            九.润滑与密封方式选择 r(QjVLjj`k  
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。 ?
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o {bwWk7v6  
U`fxe`nVa  
4^mpQ.]lO  
?`%)3gx|  
选用6308和6309深沟球轴承 %l7|+%M.{  
C!8XFf8
e  
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C型键 0s"g%gq|  
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 k[3J5 4`g1  
   

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