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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 ;f0+'W  
#N@sJyIN  
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。 EiIbp4*e  
1.运输带工作拉力F=2.5 KN y=5s~7]  
2.运输带工作速度V=1.4 M/S ~i6tcd  
3.滚筒直径     D=200 mm J/R=O>  
4.滚筒效率n=0.96 duT2:~H2  
5.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳； {$O.
@#'  
6.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。 />K$_T/]  
7.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时 q
K
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8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。 q9ic
j  
部件：1电动机 BNuzlR  
      2V带传动或链传动 c?>Q!sC  
      3减速器 sT'wps2  
      4联轴器 C37KvLQ  
      5输送带 \W}?4kz  
6输送带鼓轮 73 D|gF*  
传动方案设计如下： v[35C]gS  
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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 `i,ZwnLh{  
                                      Cdotl$'  
1.     选择电动机的类型 ;)u}`4~L  
按工作要求和条件,选用Y系列一般用途全封闭式鼠笼型三相异步电动机 ]cLpLA"  
2.    确定电动机的容量 1Jd82N\'  
电动机所需功率由公式 TB*g$*  
      Pd=Pw/ηa (KW) KaBze67<|  
      Pw=Fv/1000ηw ubj ~ULA  
    因此   Pd=Fv/1000ηaηw(KW) *{)[:;  
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: _+wv3? c"  
      ηa=η带η²轴η齿η链 WK:~2m&y  
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 f(|qE(  
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 f&7SivS#  
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW L7wl3zG  
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW ipw_AC~  
3 确定电动机的转速 @HMt}zD  
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) 0A9x9l9Wd  
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. rRYP~ $c  
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 q&<#)#+  
  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). Zv7@  
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 /I7sa* i  
(1)    求传动比 d;mQ=k 1  
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: \xDu#/^  
ia=na/nw =960/114.6=8.038 0Y)b319B
 
(2)    分配传动装置传动比 \S=!la_T@m  
ia=i带i减 j /)cdP  
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 yz9`1R2c  
则i减=ia/i带=3.35  ,H1J$=X'  
5.传动装置的运动和运动参数的计算 }E*d)n|  
(1)    各轴功率 !Ya 
+  
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) >:W)9o  
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) x3PeU_9  
(2)    各轴扭矩 DECX18D  
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) vEtogkFA"  
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) 7/PHg)&  
M0=ZAsN  
n=1000             Q,#M 0  
g~FB&U4c  
电动机                 型号为Y132M-6 J:?t.c~$o  
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i带=2.5 @h>#cwhU  
i减=3.35 "*+epC|ks  
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TI=85.76N/m k_P`t[YZV  
R^1= :<)C  
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) )Bb :tz+  
(3)    各轴转速 w2+RX-6Ie  
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) (g7nMrE$j  
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) ;lYO)Z`3\  
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nⅡ=114.6(r/min) \[>Rt  
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三．V带传动设计 ;ga~ae=Fg  
保证带传动工作时不打滑，同时具有足够的疲劳强度。 4)"jg[  
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， e{?~m6  
设计功率Pd=KAP kW ^
c!Hur6)  
由电动机为4KW，得Pd=1.2x4000=4800kW， ey Cg *  
由转速在满载时为960r/min zb9$
 
查表得 "1l d4/  
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四 .传动零件的计算 f9F@G&&Ugg  
  设计一般用途的传动零件 5fA<I _ D  
1.    选择材料 JZ]4?_l  
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。 J9zSBsp_  
2.    按齿面接触强度确定主要参数 O| ) [j@7  
    d1≥[（671/[σH]）²x（KT1/Φd）x(u+1)/u] 1/3 TE3A(N'  
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) >@rsh-Z  
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. j"9bt GX  
#jv~FR`4v^  
  [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) 8dNwi
&4  
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 3g`uLA X>u  
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 1c8J yp  
t=15x300x16=72000h I_oJx  
N1=60x384x72000=1660000000 8lg$]  
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 tQ&.;{5[f  
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) {+F/lN@  
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1
K}L-$B*i  
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² 4%0eX]  
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² u`O
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K为1.4. /'ccFm2  
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SAMP,un7  
[σH1]= 580N/ mm² \x P$m|Y3  
[σH2]= 557 N/ mm² [@fw9@_'  
xOnbYU  
计算时的以小值代入 B8;jRY  
   为齿数比.       +LuGjDn0  
将各参数代入得 1RpTI7  
rH Et]Xa  
:iqFC >D  
则 #RT}-H  
的标准 78zjC6}`  
中心距为 3omFd#EP  
J/X{ Y2f  
由于齿轮传动须装入箱体，现a为小数，结加工和测量带来不便，应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿，调整后位动比误差 只要在3-5%内， 因此Z2=93则a=150mm W/q-^Zkt,9  
i实 qDHiyg^u  
合要求。 +y'V  
故分度 圆直径 Y7
(E<1Yx  
  ilJeI@  
齿度 1henQiIO  
  .@KpN*`KH  
3、校核齿根弯曲强度 G8b/eWtP  
[!1z; /  
5{/CqUIl  
D#Fe\8!l  
db#QA#^S  
=2!AK[KxX  
d1=59mm U ?'$E\  
XN65bq  
65X31vU  
pie<jZt  
f0H 5 )DJf  
Z1=27 pn3f{fQ  
Z2=90 ]AkHNgW  
^T*^L=L_(  
C$Pe<C#  
2c:H0O 0o  
{];4  
.I\)1kjX  
m| 8%%E}d  
4bXAA9"  
b*$/(2"m  
(}E-+:vFU  
\|^fG9M~  
7 +A-S9P)  
Zkl:^!*  
a=150mm R{{d4=:S  
3l5rUjRwj  
KY'"Mg^!  
GBOz,_pw  
HRS|VC$tz  
d1=67.5759 <K4`GT"n  
d2=232.5 St/<\Y,wr  
&X0/7)*"v  
a,X=!oJ  
9`{[J['V  
+<&\*VR  
2y; |6`
  
63:0Vt>hZ^  
`L0aQ$'>z  
/E>z8J$  
为齿形系数，查得 )US|&> o8  
CORX .PQ  
为应力，修正系数，查得 J]uYXsC  
}G n2%  
为 用弯曲应力，由 cG
SoAK  
查得 9HMW!DSK`  
E.W7`zl  
为弯有疲劳强度的寿命系数 R<W#.mpo6  
INwc@XB  
  查得 .&2pZ  
*8k`m)h26  
故 JtYc'%OF  

b:fy  
将各参数代入 p'{ `Uvr  
oH~ZqX.3  
TnET1$@qr*  

y@g{:/cmO  
rXo2MX@u  
X'N4a  
0^44${bA  
AfvTStwr  
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K13Jy+  
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H_;Dq*  
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8s8q`_.)(  
3f's>+,#%  
所以大小齿轮弯曲强度足够 F~a5yW:R=)  
4、确定齿轮的主要几何尺寸 b7v] g]*  
分度圆直径： 0
5*_h0}  
A4';((OXy  
齿顶圆直径： u!g=>zEu  
y=9a2[3Dz  
齿跟圆直径： cv:nlq)  
}3:TPW5S  
齿宽： 2 T{PIJg3  
b1=b2+（5-10）=80-85取80 SfJ/(q  
中心距 <!X'- >i%q  
5、确定齿轮制造精度 #CV(F$\1{  
^1,]?F^  
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 dG7sY O@U  
4)2*|w  
1=109.3N/mm %9mB4Fc6b)  
0x^$q? \A  
Vu`dEvL?  
TOMvJ>bF  
b{sE#m%r  
y#AY+ >  
2=103.3N/mm yF0,}  
Si]Z`_  
 4EB$e?  
w0/W=!_  
]CC~Eo-%-  
d1=67.5mm 6El%T]^  
3=bzIU  
d2=232.5mm od^ha  
=5Q;quKu^5  
da1=72.5mm 'Iyk`=R  
vA`[#(C  
da2=237.5mm NBMY1Xgj  
$<s@S;Ri  
dF1=61.25mm <S$y=>.9  
[9(B;;R@  
dF2=226.25mm #s yP=  
njUM>E,'  
w4L\@y3  
SmR*b2U  
k}T~N.0  
0l 3RwWj  
a=150mm GMNf#;x  
BM&'3K_y  
eHnC^W}|s  
Wnf`Rf)1z  
BMX x(W]  

gu:..'V  
tQ&#FFt,)  
Ci*TX  
sL/Lw WH  
n<hwstk  
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。 nAts.pVy"  
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0]HK(,/h  
        T3?kabbF  
N@d4)  
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.s9Iymz  
gSv<.fD"  
l3MH+o  
i)p__Is  
9"aTF,'F/  
小轮8-GJGB10098-88 WUV Q_<i+  
hg&AQk  
大轮8-HKGBl0095-88 _HL3XT  
c~C W-%wN  
>L(F{c:  
(l^lS=x  
@]7\.>)  
    ejQCMG7  
s1FBz)yCY=  
y7Ub~qU  
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+g[B &A!d+  
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:&%;s*-9  
9|`@czw  
五、轴的设计计算 yM2&cMHH~  
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 E~P0}'  
l1[IXw?  
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 ?X1#b2s  
v\eBL&WK  
SDwSlwf  
因装链轮之外有一键 ，轴加大5% z,)sS<t(  
$yAfs3/%)s  
考虑到减速器、轴承、 轴器，外观等因素， 轴II与滚筒连接处直径为35，轴I与电动机连接处为30，由于轴 II负荷大，故设计，检验都以轴II为例，轴I设计如同轴II。 ihWz/
qx&q  
轴尺寸设计见附录  \_E.%K  
-Tx tX8v  
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* 2%e.d3"M  
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d=35mm PAV2w_X~  
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Ko|xEz=  
P=[x!}.I  
jjT2k  
dG>Wu o  
C$G88hesn  
-!G#")<  
3、校核轴强度，轴II负荷最大，须校核 )^S^s>3  
（1）轴上受力分析 R
K:sQWG  
轴传递转矩 X1[R*a/p  
ioa_AG6B
 
齿轮上圆周力 UN?T}p- oF  
w^E]N  
径后力 PB<S
c>{U  
I+?$4SC  
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 W#7-%oT  
运输带工作拉力为2500N IOZ|85u=  
压轴力简单计为5000N |ezO@  
（2）受力图 Ox*T:5  
bA^:p3  
IA 9v1:>  
k=~pA iRDN  
D3AtYt  
_&Uo|T  
PSqtZN  
5YG@[ic  
2j/1@Z1j=  
'`~(Fkj  
Ft=2351 N OjlB0  
0R5^p  
-5,y 1_M  
Fr=893N >`?+FDOJ,  
b, **$  
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S}p&\w H  
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bR8 HGH28  
Vh.;p.!e  
Rr;LV<q+  
3{I=#>;  
D.&eM4MZ  
（3）作垂直面受力图b)及弯矩图d) 5IE+
M  
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 mLk6!&zN  
z1SMQLk  
同理 )<x;ra^  
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) kSDa\l!W]  
NtA|#"^  
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) eYD9#y  
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 G_,t\  
w{zJE]7  
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) ?Str*XA;  
截面c的变矩 M\?uDC9  
:af;yu  
peTO-x^a-  
gcW{]0%L^  
C>`.J_N  
w1"gl0ga$  
:U-US|)(2  
rm)SfT<  
K7[AiU_I  
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]dGr1ncu  
RVA=1175.5N n2y/zP>TC  
e2-70UvW^  
8F`BJ6='  
T)Zt'M  
p'%: M  
J^g,jBk  
MVC=67004N.MM .^W\OJ`G  
;1R?9JN"  
hk5E=t~&  
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DQ n`@  
rKy-u  
b5n]Gp  
68J 9T^84  
35%[DUkb
 
x#:BE  
RHB=9381N z*dQIC  
RHA=3488N {#w A!>.  
Rekb?|{z  
;Oi[:Ck  
[yYH>~SuwZ  
C`yvBt40r  
_[$T29:8\]  
MHC左=-198816Nmm c9*1$~(v0I  
4[LLnF--  
MHC右=-280307Nmm !
Ig|m+  
fd5ZaE#f  
:~ZqB\>i  
*gM,x4Y  
jIx8k8  
;LQ# *NjL\  
截面B的弯矩 w PG1P'w;  
（5）求后来弯矩并作合成弯矩图f) Ss#@=:"P  
d%#!nq{vd  
(6)作扭矩aT图g) "'z,[v50&  
考虑启，制动的影响 挤合 a=0.6 wDT>">&d  
LC,*H0  
(7)求出量变矩并作当量变矩图h） 4GU/V\e|  
n) _dH/"  
(8)校核轴危险截面的强度 S' (cqO}=F  
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。 0kNe?Xi  
Z>(r9R3{  
"EcX
_>  

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b)o
n A|  
Snc;
p  
GSMk\9SI  
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F`Dg*O  
KP[NuXA`  
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HE#,(;1i  
MHB=-530000Nmm j[J5y#  
prNhn:j  
@4IW=V  
YSR mt/  
sU) TXL'_!  
MC左=20980Nmm YCa@R!M*O  
MC右=28820Nmm ]pW86L%  
H~A"C'P3#  
d]tv'|E13  
nNt*} k  
)E'Fke  
QGs1zfh
*  
D(y+1^>  
[8>z#*B  
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MLC左=33159Nmm /@ y;iJk;  
MLB=554794Nmm aWyUu/g<A`  
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2t+D8 d|c<  
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A
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B[r<m J  
pmD4j8F_  
JPEIT  
六．滚动轴承的选择计算 pet~[e%!  
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。 -<_QF82  
由于此轴承几乎不受轴向力，Pr2 =FR2 bW53" `X  
3y99O $EAc  
FR2 =（RVB²+RHB²）½=（1175*1175+9381*9381）½=9454N \[yr=X  
代入Cr =[（Ff*Pr2）/Ft ]*（nl10h/16670）1/3 |^R*4;Phe  
查表得fF=1Ft =1（取轴在工作时温度为120度以下） \K;op2  
已知n要求每2年换轴承一次，由题知，时间为300*2*8*2=9600 8".2)W4*  
代入得Cr=38205 cJCU*(7&  
由Cr比6309轴承Cr小，故合适。 B`
fH^N  
七、键的选择和计算 $B\ H  
由轴设计知，运用C型键，键长40mm cFK @3a  
工作长度 ，键高8mm GcT;e5D  
接触高度 F/>*Ifs  
      lwc5S`"  
J!{Al  
查表 ow$q7uf  
知键合适 \R(R9cry  
八. 联轴器选择 *m9{V8Yi2  
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。 En(7(qP6}  
            九.润滑与密封方式选择 g+xw$A ou  
由工作环境及载荷，由于该系统工作环境不是十分恶劣，载荷比较平稳，故选用SY1172—08号润滑油，密封方式见图纸。 .wmnnvtl,  
K/txD20 O|  
[$pmPr2  
ciudRK63M  
4:7mK/Z  
gY(1,+0-  
R_^/,^1  
{CtR+4KD  
 4*TmlY  
i
ib  
(luKn&826  
zvY+R\,in  
选用6308和6309深沟球轴承 Ha%F"V*  
.Pe9_ZH$W  
5{K}?*3hJ  
EF#QH _X  
y7:tr  
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?P/AC$:|I  
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O/Rhf[7v*  
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C型键 +|iYg/2  
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!  
   

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