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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 9@IL547V  
] >w@@A  
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。 8D@
Jd  
1.运输带工作拉力F=2.5 KN 0
WKS  
2.运输带工作速度V=1.4 M/S }kItVx  
3.滚筒直径     D=200 mm f
8WI@]1F  
4.滚筒效率n=0.96 SO STtuT  
5.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳； MwQ4&z#wh  
6.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。 5D<ZtsXE  
7.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时 x@/:{B  
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。 y3j"vKG  
部件：1电动机 E y9rH_  
      2V带传动或链传动 ^A=tk!C  
      3减速器 1tI=Dwx  
      4联轴器 @TXLg2  
      5输送带 D:IG;Rsc  
6输送带鼓轮 $%'3w~h`  
传动方案设计如下： KZcmNli&A  
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8 p[n>qV9  
S 593wfc  
二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 v}V[sIs}  
                                      V(DY!f_%  
1.     选择电动机的类型 2xX:Q'\2  
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 kV5)3%?  
2.    确定电动机的容量 "2sk1  
电动机所需功率由公式 $GGaR x  
      Pd=Pw/ηa (KW) v*=P  
      Pw=Fv/1000ηw rZaO^}u]  
    因此   Pd=Fv/1000ηaηw(KW) N1Ag.  
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: bP#!U'b"=  
      ηa=η带η²轴η齿η链 ]- `wXi"  
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 :Ez,GAk  
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 p`c_5!H

 
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW |ll
J%JhF  
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW )rG4Nga5}  
3 确定电动机的转速 C
gh84 2%  
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) 1nskf*Z  
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. xHJkzI  
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m,E$KHt (  
电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 E6A"Xo  
  符合这一范围的电动机同步转速有:750,1000,1500(r/min)三种,选用同步转速1000 (r/min)时,电动机的重量,价格及V带传动和减速器的传动比都比较合适,因此选定电动机型号为Y132M-6满载转速为nm=960(r/min). x.?5-3|d$  
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 pD732L@q  
(1)    求传动比 GrL{q;IO  
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: }p7iv:P=3  
ia=na/nw =960/114.6=8.038 ~hLan&T  
(2)    分配传动装置传动比 GlAI~\A  
ia=i带i减 KeQcL4<  
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 \j>7x  
则i减=ia/i带=3.35 e{P v:jl  
5.传动装置的运动和运动参数的计算 c~Ka) dF|  
(1)    各轴功率 } p'ZMj&  
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) &[.`xZ(|  
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) !.]JiT'o  
(2)    各轴扭矩 *Y m?gCig  
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) 7Gc{&hp*  
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) _8VP'S=  
}~XWtWbd-  
n=1000            
z*eBjHbF  
&N|$G8\CY  
电动机                 型号为Y132M-6 $RaN@& Wm  
@^W`Yg)C  
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i带=2.5 /8cRPB.
 
i减=3.35 &v{Ehkr*  
Wy}I"q[~So  
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TI=85.76N/m du3f'=q6|  
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) *v>ZE6CL  
(3)    各轴转速 2@&r!Q|1vR  
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) '$K E=Jy  
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) `Lf'/q  
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nI=334(r/min) x%P|T3Qy5  
nⅡ=114.6(r/min) <P9fNBGa  
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三．V带传动设计 D+8d^-:  
保证带传动工作时不打滑，同时具有足够的疲劳强度。 4Nm>5*]  
该系统载荷变动小，工作条件不是很恶劣，所以工况系数选用为1.2， fBO/0uW  
设计功率Pd=KAP kW P{L=u74b{x  
由电动机为4KW，得Pd=1.2x4000=4800kW， fV:15!S[  
由转速在满载时为960r/min -luQbGcT3  
查表得 "SF0b jG9C  
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四 .传动零件的计算 ]H`wE_2tu  
  设计一般用途的传动零件 t/i*.>7  
1.    选择材料 St;9&A  
小齿轮选用45号钢调质，大齿轮用45号钢正火，查表得小齿轮齿面硬度HBS=217-255，大齿轮齿面硬度为160-217，计算时取平均值小齿轮为236，大齿轮为188。 /
X8a3Eqp9  
2.    按齿面接触强度确定主要参数 1I;q@g0  
    d1≥[（671/[σH]）²x（KT1/Φd）x(u+1)/u] 1/3 GzEw~JAs  
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) V7$ m.P#uM  
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. Fd8nR9A  
dcKpsX  
  [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) c((
3
B  
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 su0K#*P&I  
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 .)*&NY!nsl  
t=15x300x16=72000h nS#F*)  
N1=60x384x72000=1660000000 CW`^fI9H  
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 `=Mk6$%Cs  
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) #jbC@A9Pe  
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 /{R ^J#  
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² U" @5R[=F-  
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² ~'*23]j  
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[σH1]= 580N/ mm² +VIEDV+   
[σH2]= 557 N/ mm² [3irr0D7l  
Pf8_6z_  
计算时的以小值代入 i Q3wi  
   为齿数比.       9[t-W:3c7  
将各参数代入得 .yzXw8~S  
L9[m/(:y  
`zs@W  
则 ~+
\A4BW  
的标准 5m;pHgkb  
中心距为 X:FyNUa  
h1)+QLI  
由于齿轮传动须装入箱体，现a为小数，结加工和测量带来不便，应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿，调整后位动比误差 只要在3-5%内， 因此Z2=93则a=150mm <-d-. 8  
i实 r
& RJ'z  
合要求。 bq7()ocA  
故分度 圆直径 *~`oA~-Q  
  AED 9vDE  
齿度 w6 Y+Y;,'f  
  )W@  
3、校核齿根弯曲强度 84(jg P  
7Aw <:  
Nf~B 1vkp  
&=8ZGjR< }  
NFU=PS$  
JjAO9j%  
d1=59mm wMH13i3  
k \t6b1.M  
Yv*i69"  
gi A(VUwI>  
Xp^>SSt:4  
Z1=27 +'e3YF+'  
Z2=90 y9:o];/  
=c[mch%
E  
< Lrd(b;  
?!34qh  
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BD ,3JDqT  
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_*(:6,8  
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XVI  
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a=150mm !hPe*pPVV)  
g.EKdvY"%H  
a'@?c_y;$  
7"_gX  
A`1/g{Ha  
d1=67.5759 DB1
Y`l  
d2=232.5 Y0OVzp9 b  
E}w<-]8  
iQaFR@  
r(=3yd/G$  
@}N;C..Y$  
]| =#FFz  
1<9m^9_ro  
fm% Y*<Y"  
(au7wI{  
为齿形系数，查得 785Y*.p  
?9H.JR2s%  
为应力，修正系数，查得 |7T!rnr  
e.g$|C^$m  
为 用弯曲应力，由 o;:a6D`   
查得 Ie;}k;?-  
KK*"s^L  
为弯有疲劳强度的寿命系数 *SZ*S%oS3  
l:kF0tj"  
  查得 {GH 0 J"  
RT2a:3f  
故 {z%%(,I  
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将各参数代入 D9&FCCiUE  
Ih95&HsdC  
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]OsX
 
9}2I'7]  
所以大小齿轮弯曲强度足够 Q9#$4  
4、确定齿轮的主要几何尺寸 ;][1_  
分度圆直径： CWI(Q`((>  
fX} dh9  
齿顶圆直径： '1r:z, o|  
\&AmX8" [  
齿跟圆直径： KY"W
{D9ib  
<h7C_^L10\  
齿宽： /2?GRwU~P  
b1=b2+（5-10）=80-85取80 &g@?{5FP  
中心距 18ci-W#p  
5、确定齿轮制造精度 R^_/iy  
/k}vm3  
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 Z^`>;n2  
0Km{fZYq7;  
1=109.3N/mm t91v%L   
N9:xtrJ]_J  
tq>QZE
g  
}L@!TWR-Qu  
3=5+NJ'8  
qz(0iZ]Y  
2=103.3N/mm r#3_F=xL5  
](-:l6  
PGu6hV{  
&gcKv1a\  
01#a  
d1=67.5mm 1c+[S]7rY  
Cq/*/jBM  
d2=232.5mm !>;p^^e  
A^ t[PKM"  
da1=72.5mm R^fVwDl\  
1|n,s-  
da2=237.5mm WQ=C5^u  
SH5GW3\h  
dF1=61.25mm 6#.z:_  
F ~ /{1Q*  
dF2=226.25mm fkyj&M/  
O^4:4tRpt  
f(7/  
)iluu1,o  
B]InOlc47  
p^7ZFUP  
a=150mm US0)^TKrj  
vXRfsv y  
do7 [Nj  
*#+XfOtF  
Iz!Blk  
qnv9?Xh  
.0cm mpUNq  
"f(iQI  
\qi=Us|=  
>j_,3{eJ  
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。 *ukugg.  
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小轮8-GJGB10098-88 /x"gpKwsB  
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大轮8-HKGBl0095-88 \( LKLlam  
#?k$0|60  
^VR1whCrx  
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五、轴的设计计算 F'lG=c3N  
1、选择轴的材料，确定许用应力，选用45号钢。调质处理，查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 G'q7@d{'  
,miU'<8tQ|  
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 81V,yq]  
t(VG#}  
AGQCk*dm  
因装链轮之外有一键 ，轴加大5% fz31di9$  
9-eYCg7C|  
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。 1 h|cr_  
轴尺寸设计见附录 Y=sRVypJ  
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3、校核轴强度，轴II负荷最大，须校核 E"!9WF(2t5  
（1）轴上受力分析 BnvUPDT&  
轴传递转矩 Jme}{!3m  
+cvz  
齿轮上圆周力
{k1s@KXtd  
->n<9  
径后力 JmrQDO_(  
4U<'3~RN  
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 :>nk63
V (  
运输带工作拉力为2500N B h@R9O<  
压轴力简单计为5000N %=/Y~ml?  
（2）受力图 iN*d84KTP  
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ABNsi$]r0  
[T"oqO4%]  
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Ft=2351 N .2Q`. o)  
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~lCG37  
%E1~I\n:F  
（3）作垂直面受力图b)及弯矩图d) ?U|~h1   
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 VQPq+78  
iA^w2K  
同理 U
T+\IzL  
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) PwF}yxkI  
TQ=\l*R(A  
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) i`2Q;Az_P6  
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 70HEu@-  
?e3q0Lg3|  
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) MuZ\<;W$  
截面c的变矩 *sAoYx  
m|24)%Vj;=  
GgA =EdJn  
CG=#rc]vz  
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MVC=67004N.MM aEZl ICpU7  
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RHB=9381N 4`Fbl]Q   
RHA=3488N j:<E=[Kl  
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.YS[Md{  
yD(/y"P,9  
?:U6MjlQ"{  
_BR>- :Jr  
MHC左=-198816Nmm WqYl=%x"{V  
2a? d:21 B  
MHC右=-280307Nmm "G`)x+<~Z8  
G4g},p!  
6 _73  
E(u[?  
nH[@EL  
c?IIaj!  
截面B的弯矩 L Q;JtLu1  
（5）求后来弯矩并作合成弯矩图f) #lJF$  
[=V

8  
(6)作扭矩aT图g) !_x-aro3<  
考虑启，制动的影响 挤合 a=0.6 ,{E'k
+  
YdeSJ(:  
(7)求出量变矩并作当量变矩图h） DK4V/>@8  

ss,6;wfX  
(8)校核轴危险截面的强度 $]Fe9E?   
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。 >TL0hBaaR  
B'~.>,fg  
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Nb B`6@r  
R \`,Q'3  
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E; RI.6y  
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XqJ@NgsY  
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MHB=-530000Nmm "G4{;!0C  

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MC左=20980Nmm 4;&(  
MC右=28820Nmm bNc=}^  
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MLC左=33159Nmm HYpB]<F  
MLB=554794Nmm Ng;E]2"  
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\.Q"fd?a_D  
六．滚动轴承的选择计算 mqtl0P0  
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。 6)DYQ^4y  
由于此轴承几乎不受轴向力，Pr2 =FR2 yjN|PqtSV  
T
`f9jD  
FR2 =（RVB²+RHB²）½=（1175*1175+9381*9381）½=9454N e9N 1xB  
代入Cr =[（Ff*Pr2）/Ft ]*（nl10h/16670）1/3 %.<w8ag  
查表得fF=1Ft =1（取轴在工作时温度为120度以下） B4&x?-0
ZC  
已知n要求每2年换轴承一次，由题知，时间为300*2*8*2=9600 >dZ x+7  
代入得Cr=38205 hv7!x=?8  
由Cr比6309轴承Cr小，故合适。 3LX<&."z  
七、键的选择和计算 SOeL@!_  
由轴设计知，运用C型键，键长40mm tjO||]I  
工作长度 ，键高8mm f*kT7PJG  
接触高度 ,uuQj]Dac+  
      >#c]rk:  
,?i#NN5p  
查表 ^=Up UB  
知键合适 hC5ivJ  
八. 联轴器选择 8ae]tX5$  
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。 Lsuc*Ps  
            九.润滑与密封方式选择 R-hqaEB  
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。 t</Kel|D  
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选用6308和6309深沟球轴承 0>Ecm#  

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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 z<sf}6q  
   

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