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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 q ^?{6}sy  
s zg1.&  
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。 }PJ:9<G y  
1.运输带工作拉力F=2.5 KN :|g{gi  
2.运输带工作速度V=1.4 M/S $) $sApB  
3.滚筒直径     D=200 mm .O(UK4Mb  
4.滚筒效率n=0.96 ,MJZ*"V/3  
5.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳； 6SwHl_2%  
6.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。 zc"eSy< w$  
7.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时 ;L7<mU  
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。 tg:x}n  
部件：1电动机 WJ@,f%=<~  
      2V带传动或链传动 9}-,dgAB  
      3减速器 <fxYTd<#D[  
      4联轴器 (\T?p9  
      5输送带 xab
[  
6输送带鼓轮 ?@#<>7V  
传动方案设计如下： sXUM,h8$!+  
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二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 }JI5,d  
                                      HGPbx$!  
1.     选择电动机的类型 ,7eN m>$  
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 >~6 ;9{@  
2.    确定电动机的容量 1[!Idl?m  
电动机所需功率由公式 bO-8<IjC_3  
      Pd=Pw/ηa (KW) h.DQ6!?;s  
      Pw=Fv/1000ηw 1aSuRa  
    因此   Pd=Fv/1000ηaηw(KW) &We'omq  
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: \A':}
<Rj  
      ηa=η带η²轴η齿η链 _I2AJn`#  
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 D@mDhhK_  
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 'A4Lr  
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW ak<?Eu9rV  
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW '?#e$<uS-  
3 确定电动机的转速 vq x;FAqZ  
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min)  Q}G  
根据表1-3的V带传动比i1=2-4,而单级圆柱齿轮减速器的传动比i2=4-6,因此总传动比的合理范围为:ia=8—24. ]Qj65]  
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 &U!@l)<  
  符合这一范围的电动机同步转速有:750,1000,1500(r/min)三种,选用同步转速1000 (r/min)时,电动机的重量,价格及V带传动和减速器的传动比都比较合适,因此选定电动机型号为Y132M-6满载转速为nm=960(r/min). |G!-FmIK  
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 mam|aRzd  
(1)    求传动比 Tj@s\@hv  
由选定的电动机的满载转速nm和工作机构转速nw,可求得传动装置的总传动比为: { +MqXeq  
ia=na/nw =960/114.6=8.038 ;}WdxWw4  
(2)    分配传动装置传动比 2Q0fgH2  
ia=i带i减 |-=^5q5  
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 !/sXG\  
则i减=ia/i带=3.35 Q(>89*b&  
5.传动装置的运动和运动参数的计算 gtqgf<mS  
(1)    各轴功率 5o'V}  
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) j8_WEjG  
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) ney6N@  
(2)    各轴扭矩 /5EM;Mx  
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) j)]mN$Sa:  
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m)  UcKpid  
c5nl!0XX  
n=1000             {H=DeQ  
Sc`W'q^X  
电动机                 型号为Y132M-6 +'x|VPY.PG  
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VMe~aUd  
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i带=2.5 [yJcM [p\  
i减=3.35
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TI=85.76N/m TGlIt<&  
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) |kB1>$  
(3)    各轴转速 gf$5pp-  
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) _e E(P1  
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) FFQ=<(Ki  
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三．V带传动设计 ,":l >0P[  
保证带传动工作时不打滑，同时具有足够的疲劳强度。 Ga o(3Y  
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， '&_<!Nv3  
设计功率Pd=KAP kW qSj$0Hq5XI  
由电动机为4KW，得Pd=1.2x4000=4800kW， Q)pm3Wi  
由转速在满载时为960r/min ?FC6NEu}8  
查表得 P8#;a  
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四 .传动零件的计算 o <LA2q`T  
  设计一般用途的传动零件 yoV"?W>!  
1.    选择材料 9!V<=0b/  
小齿轮选用45号钢调质，大齿轮用45号钢正火，查表得小齿轮齿面硬度HBS=217-255，大齿轮齿面硬度为160-217，计算时取平均值小齿轮为236，大齿轮为188。 pCf-W/v  
2.    按齿面接触强度确定主要参数 `A80""y:M  
    d1≥[（671/[σH]）²x（KT1/Φd）x(u+1)/u] 1/3 RCNqHYR  
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) y)U8\  
Φd为齿宽参数;由表知软齿面对称布置时φd=0.8214,由于是单级传动,速度低,轴的刚性较大,因此φd=1.1,K为载荷系数,对带式运输机,载荷平稳,且齿轮相对于轴承为对称布置,取K为1.4. R4}G@&Q  
=}7wpTc,  
  [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) ik~hL/JD\  
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 h bj^!0m  
σHlim1=580N/mm²(碳钢调质)根据HBS２＝188 查得σHlim2=530 N/mm²(碳钢正火).ZN为接触疲劳强度的寿命系数,由N=60ant得:当a=1时,n1=384r/min ?Z!itB~  
t=15x300x16=72000h 9>le-}~  
N1=60x384x72000=1660000000 Fg4eIE-/M  
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 sr#,S(p  
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) A'|W0|R9  
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 F5L/7j<}  
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² D'O[0?N"g  
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² C bG"8F|4  
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K为1.4. D (qT$#  
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,PN>,hFL  
o]Vx6  
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[σH1]= 580N/ mm² mg >oB/,'Z  
[σH2]= 557 N/ mm² s?%1/&.~  

l@#X]3
h!  
计算时的以小值代入 SKRD{MRsux  
   为齿数比.       @Gn9x(?J  
将各参数代入得 I[t)V*L9  
8a?V h^  
H`@x5RjS  
则 (Z`Y   
的标准 $ HUCp9  
中心距为 >!WJ{M
0  
E?08=$^5%  
由于齿轮传动须装入箱体，现a为小数，结加工和测量带来不便，应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿，调整后位动比误差 只要在3-5%内， 因此Z2=93则a=150mm OgfQGGc  
i实 RNvtgZ}k{X  
合要求。 @~gz-l^$  
故分度 圆直径 |Z2_1( ku  
  t]vX9vv+D  
齿度 [BV{=;iD  
  _TX.}167;-  
3、校核齿根弯曲强度 L7Skn-*tnA  
aUA+%  
M>I}^Zp!  
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PVtQ&m$y  
d1=59mm .-Ao%A W  
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_r,#
l5~U  
Z1=27 'Z&A5\~  
Z2=90 )0d3sJ8  
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BwBv'p+n  
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l_}c[bAUu  
TS1k'<c?  
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VhQ  
i,bFe&7J  
Z3#3xG5pl  
%HSoQ?qA  
a=150mm !Sw7!h.ut  
R(q fP  
H3b@;&`&  
8H{@0_M  
LTa9' q0  
d1=67.5759 % mIq,  
d2=232.5 6xj&Qo  
=CqLZ$10  
K, 35*  
dB1bf2'b#  
*?i~AXJm  
S*\`LBl"nX  
i@g6%V=  
cPtP?)38.  
`#l_`j=r$  
为齿形系数，查得 5$O@+W!?@  
Z~P5SEg  
为应力，修正系数，查得 (2a~gQGD  
4lz9z>J.V  
为 用弯曲应力，由 CP={|]>+S  
查得 Li7/pUq>}!  
Q
04N  
为弯有疲劳强度的寿命系数 ;,IGO7R  
`Y'}\>.#  
  查得 O"{NHNG\oT  
7, O_'T &  
故 `[`eg<xj  
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将各参数代入 ~>qcV=F^d,  
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5{L~e>oS9  
u{o3  
Ja"?Pb  
所以大小齿轮弯曲强度足够 +9<"Y6  
4、确定齿轮的主要几何尺寸 GO2mccIB  
分度圆直径： 58V`I5_  
4hz T4!15  
齿顶圆直径： "A6m-xE~  
=+DfIO  
齿跟圆直径： g1Ed:V]_  
lK 5@qG#  
齿宽： i}[cq_wJ  
b1=b2+（5-10）=80-85取80 gNUYHNzDM(  
中心距 _(l?gj  
5、确定齿轮制造精度 qHaH=g%  
nl5A{ s
 
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 c#(Hh{0
 
X6*4IE  
1=109.3N/mm X|y(B%:  
G5vp(%j  
dhv?36uE  
r2yJ{j&s  
n+MWny  
4Oo{\&(  
2=103.3N/mm oq${}n<  
4a}[&zm(5  
$>Qq 7  
|W_;L6)  
2,aH1Xbex  
d1=67.5mm o=J-Ju
 
@GUlw[vi  
d2=232.5mm txE=AOY5  
ckGmwYP9  
da1=72.5mm HxSq&j*F  
O,6Wdw3+-3  
da2=237.5mm @@JyCUd  
1r$*8|p  
dF1=61.25mm )Zf1%h~0r  
ls7eypKR  
dF2=226.25mm @<NuuYQ&  
0FSNIPx  
J0V`sK  
v5>A1\  
<Pzy'9  
HS[($  
a=150mm ]Hp>~Zvbb  
Hz\@#  
?iZ2sRWR6  
e:%|.$4OG  
*Nm$b+  
i.k7qclL`  
b7XB l  
o]EL=j  
F+"_]  
GLgf%A`5/_  
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。 NV7k@7_{B  
6<EGH*GQ$  
q.p.$)  
        NMe{1RM  
_0(%^5
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k,[*h-{8  
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Dn6U8s&  
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]1|P|Jp  
nN\H'{Wzd  
uMJ\  
6RnzT d  
;f=m+QXU  
小轮8-GJGB10098-88 L5-|-PP|;  
aYWWln  
大轮8-HKGBl0095-88 ^U}k   
H"#ITL  
flsejj$  
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    KwuucY  
d9K8[Q5^3  
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K:wI'N"N  
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T@ c~ql  
?=VvFfv%  
五、轴的设计计算 T5S4,.o9W  
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 >STtX6h  
J|`0GDSn  
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 ]&cnc8tC  
fB+L%+mr8  
w;z7vN~/O  
因装链轮之外有一键 ，轴加大5% (|gQ i{8  
D(!^$9e9b  
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。 =Zd(<&B K  
轴尺寸设计见附录 JMb_00r  
yvAO"43  
MdHm%Vx  
SmRlZ!%e  
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(In{GA7;  
d{z[46>  
3、校核轴强度，轴II负荷最大，须校核 j=\h|^gA  
（1）轴上受力分析 mHD_cgKN  
轴传递转矩 tC[ZWL  
$d?+\r:I{,  
齿轮上圆周力 /:dLqyQ_V  
`~1!nfFD  
径后力 k.J%rRneN  
n1[c\1  
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 &kb`)F3nU  
运输带工作拉力为2500N P_bB{~$4  
压轴力简单计为5000N uF ?[H -y  
（2）受力图 JsEJ6!1  
Q|y}mC/  
~.a"jYb7A}  
\Z{tC$|H  
iL/
c^(
1  
1 ZdB6U0  
KE?t?p  
AFLtgoXn:  
r]B8\5|<d  
CH++3i2&  
Ft=2351 N h~dQ5%  
n#_B4UqW%  
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B|`?hw@g+  
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1(' wg!  
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"M%R{pGA7  
#*A'<Zm  
79DNNj~  
VZ]iep  
]3r}>/2(  
（3）作垂直面受力图b)及弯矩图d) 4KPnV+h"b  
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 0aT:Gy
;  
$v>q'8d  
同理 c!w[)>v  
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) rzY)vC+ZT  
R~<N*En~  
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) VH7
t^fb  
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 &YFe"C  
S2X@t>u-  
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) "LlpZtw  
截面c的变矩 fECV\Z  
Qt u;
_  
(l5p_x  
(Jp~=6&lKf  
;<~f-D,  
E}wT5t;u  
wd:Yy  
nDi^s{  
zC50 @S3|  
, ['}9:f9  
hcVu`Bn  
RVA=1175.5N 2V~E <K-  
8W3zrnc  
B*/!s7c.  
:'h$]p%  
.0dGS  
 \? /'
 
MVC=67004N.MM {S0-y  
z ]f(lwo{  
j"Jf|Hq $  
$f@YQN=  
Ry95a%&/s  
wx-\@{E  
}u#3hYa  
f y2vAwl  
)\])?q61  
y&(#
C:N  
RHB=9381N e&sH<hWR  
RHA=3488N c0wLc,)G  
[%k8l~ 6  
*+v*VH  
8#!g;`~ D  
T]wC?gQG  
-!!]1\S*Y  
MHC左=-198816Nmm yPE3Awh5  
~q`f@I  
MHC右=-280307Nmm ^cZ< .d2  
G#[A'tbKk  
,h=a+ja8  
P'wo+Tn*  
20I`F>-*  
zS:2?VXxq  
截面B的弯矩 ?|,:;^2l1  
（5）求后来弯矩并作合成弯矩图f) a&{Y~Og?%  
+-tFgXG  
(6)作扭矩aT图g) J4+WF#xI2  
考虑启，制动的影响 挤合 a=0.6 yeyDB>#Va.  
\W=3P[gb  
(7)求出量变矩并作当量变矩图h） -sJ1q^;f@  
`h'+4  
(8)校核轴危险截面的强度 RB4n>&Y  
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。 ;6@sC[  
brp3xgQ`]  
kqX=3Zo  
+yI$4MY  
9mxg$P4  
'$Z)2fn7  
\k5"&]I3  
+a39 !j 1_  
R'sNMWM  
2|x !~e.  
^g4Gw6q6  
(Y'cxwj%  
z&QfZs  
MHB=-530000Nmm HW]?%9a  
X<5fn+{]S:  
]AQ}_dRi=  
id" `o  
~~Bks{"BS  
MC左=20980Nmm EtzSaB*|  
MC右=28820Nmm }?,YE5~  
=V|jd'iwx  
pC:YT/J  
:se$<d%  
m6[}KkW  
Ic4#Tk20i  
UBuh'?j  
OY}FtGy  
^P@:CBO  
MLC左=33159Nmm mP\V.^  
MLB=554794Nmm O Ol:  
zEU[u7%  
@\w}p E  
tnobqL'  
nfF$h}<o+  
JD#q6&|  
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T7
W  
,:PMS8pS  
|:5O|m '  
TiI/I`A  
<b H*f w  

KbLSK  
六．滚动轴承的选择计算 ?d3K:|g  
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。 QUW`Yc  
由于此轴承几乎不受轴向力，Pr2 =FR2 } doAeTZ  
*|Vf1R]  
FR2 =（RVB²+RHB²）½=（1175*1175+9381*9381）½=9454N Uo >aQk  
代入Cr =[（Ff*Pr2）/Ft ]*（nl10h/16670）1/3 %urvX$r4K  
查表得fF=1Ft =1（取轴在工作时温度为120度以下） }R<t=):  
已知n要求每2年换轴承一次，由题知，时间为300*2*8*2=9600 Q&:)D7m\)S  
代入得Cr=38205 5(ZOm|3ix  
由Cr比6309轴承Cr小，故合适。 qm!cv;}c1  
七、键的选择和计算 w\GJ,e  
由轴设计知，运用C型键，键长40mm Uap0O2n  
工作长度 ，键高8mm ?@4Mt2Z\  
接触高度 :Q DkaA  
      L" ejA  
$B-/>Rz  
查表 zN!W_2W*  
知键合适 Hi={(Z5tC4  
八. 联轴器选择 LHA^uuBN}  
轴外直径为30选用弹性套柱联轴器（GB4323—84）公称扭矩为125N.m，许用转速为3600r/min，而轴I扭矩为85.76，转速为960r/min，知远远合乎要求。 d.+  
            九.润滑与密封方式选择 8c.>6 Hy  
由工作环境及载荷，由于该系统工作环境不是十分恶劣，载荷比较平稳，故选用SY1172—08号润滑油，密封方式见图纸。 x t-s"
A  
`15}jTi  
HNS^:XR  
m8F$h-  
MS;^:t1`  
n{!{,s  
HSNj  
=h4uN,  
;)FvTm'"\.  
^WB[uFt-  
f4 S:L&  
K>+ v" x  
选用6308和6309深沟球轴承 w3,KqF  
P_3IFHe  
$/"Ymm#"\Y  
n~6$CQ5dF(  
DGGySO6=$e  
2x<BU3  
y_Lnk=Q ^  
.5; JnJI  
 Culv/  
Z~Q5<A9Jz  
3iw3:1RZUZ  
NOs00H  
\m|5Aqs  
Vwp>:'Pu  
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c60^t1  
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^E/6vG  
SVVEb6&  
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6P@K]jy& n  
A\S=>[ar-  
VM5'd  
U0-RG  
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D@X"1X!F`G  
T] H'l  
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/kr|}`# Z  
C型键 +(Hp ".gU  
书，有意请进。

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