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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 'QT(TF>  
 2WE  
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。 9aZ3W<N`M  
1.运输带工作拉力F=2.5 KN j\dkv_L  
2.运输带工作速度V=1.4 M/S ~JLqx/[|s  
3.滚筒直径     D=200 mm /GM-#q a  
4.滚筒效率n=0.96 /gy;~eB01  
5.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳； c#"\&~. P  
6.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。 r-N2*uYtu  
7.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时 pJa FPO..|  
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。 ZFW}Vnl  
部件：1电动机 #4
na>G|  
      2V带传动或链传动 V]k!]  
      3减速器 tx
5_e[  
      4联轴器 Rdt8jY6F
/  
      5输送带 Q=PaTh   
6输送带鼓轮 Bf'jXM{-  
传动方案设计如下： D4'XBXmb  
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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 nx+& {hn(  
                                      '9[_w$~(  
1.     选择电动机的类型 (\I =v".  
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 &%bX&;ECzf  
2.    确定电动机的容量 e=R} 4`  
电动机所需功率由公式 :Aa^afjJw  
      Pd=Pw/ηa (KW) .iS]aJJ  
      Pw=Fv/1000ηw *&P
gDAQ  
    因此   Pd=Fv/1000ηaηw(KW) ri^yal<'  
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: $-0u`=!  
      ηa=η带η²轴η齿η链 ~k%\ LZ3s  
按表4-1的V带传送速率η带=0.95,滚动轴承η轴=0.98,齿轮传动效率η齿=0.97,联轴器效率η联=0.99.则ηa=0.95 x 0.98 ² x 0.97 x 0.99 = 0.88 ;8v5 qz  
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 V&nN/CF  
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW #Nd+X@j  
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW 3TtW2h
>M  
3 确定电动机的转速 W9D)QIqbvW  
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) onlyvH4  
根据表1-3的V带传动比i1=2-4,而单级圆柱齿轮减速器的传动比i2=4-6,因此总传动比的合理范围为:ia=8—24. 4<Y?#bm'  
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电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 u_BSWhiW  
  符合这一范围的电动机同步转速有:750,1000,1500(r/min)三种,选用同步转速1000 (r/min)时,电动机的重量,价格及V带传动和减速器的传动比都比较合适,因此选定电动机型号为Y132M-6满载转速为nm=960(r/min). Q
 Y'-]  
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 n1Jz49[r  
(1)    求传动比
.IXwa,  
由选定的电动机的满载转速nm和工作机构转速nw,可求得传动装置的总传动比为: d eg>m?Y  
ia=na/nw =960/114.6=8.038 bnGA.b  
(2)    分配传动装置传动比 J%)2,szn0  
ia=i带i减 !UTJ) &  
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 Ie"R,,c   
则i减=ia/i带=3.35 umzYJ>2t  
5.传动装置的运动和运动参数的计算 +$t%L  
(1)    各轴功率 ja/[PHq"  
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) 3p4?-Dd|_$  
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW)  D;]%  
(2)    各轴扭矩 nQ\k{%Q
  
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) }H=OVbQor  
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) ">3@<f>  

l i-YkaP  
n=1000             wY#mL1dF  
AX+d?M  
电动机                 型号为Y132M-6 %S.U`(.  
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i带=2.5 ;L2bC3
  
i减=3.35 rzDJH:W{2  
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TI=85.76N/m zF&UdS3  
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) ^z^e*<{WEl  
(3)    各轴转速 "Q{~Bj~  
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) N?0y<S ?!  
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) Hs=N0Sk]j  
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nⅡ=114.6(r/min) 5%?b5(mnD  
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三．V带传动设计 7Aio`&^  
保证带传动工作时不打滑，同时具有足够的疲劳强度。 G(As%r]  
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， 9p2>`L  
设计功率Pd=KAP kW 22GnbA7O  
由电动机为4KW，得Pd=1.2x4000=4800kW，
df4sOqU  
由转速在满载时为960r/min eu}Fd@GO  
查表得 %6A-O
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四 .传动零件的计算 )u;JwFstX  
  设计一般用途的传动零件 a9=>r  
1.    选择材料 `mzb(bE  
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。 4qt+uNe!  
2.    按齿面接触强度确定主要参数 9RQU?  
    d1≥[（671/[σH]）²x（KT1/Φd）x(u+1)/u] 1/3 QBoFpxh=  
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) JWWYVl VC  
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. FEF"\O|Q  
cGNvEM(4AV  
  [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) ocF>LR%P  
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得
IU|kNBo  
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 
O~27/  
t=15x300x16=72000h G}VDEC  
N1=60x384x72000=1660000000 oV9z(!X/  
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 >SoO4i8  
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) ~^&R#4J  
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 $Jp~\_X  
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² :&qhJtGo  
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² o)&"Rf  
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K为1.4. byG
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[σH1]= 580N/ mm² ''H"^oS  
[σH2]= 557 N/ mm² mchJmZ{A  
g(Yb^'X/  
计算时的以小值代入 i"r!w|j  
   为齿数比.       "m$3)7 $  
将各参数代入得 9Uf j  
uw AwWgl  
=0qpVFvU  
则 >Cr\y  
的标准 0 1V^L}  
中心距为 ["3\eFg  
!H@0MQ7  
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 u92^(|  
i实 5/MKzoB  
合要求。 4x;_AN  
故分度 圆直径 hK|j6xf.o  
  }ns-W3B'  
齿度 ~P.I<  
  BU|#e5  
3、校核齿根弯曲强度 T{+Z(L  
5jB*fIz  
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"IQ/LbOqm_  

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d1=59mm "Gb1K9A im  
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Z1=27 G\de2Q"d:O  
Z2=90 E>|: D
 
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Jg}K.1Hs  
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a=150mm },+wJ1  
="wzq+U  
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d1=67.5759 npJt3 Y_I  
d2=232.5 #P l~R  
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Bp8'pj;~  
QnZcBXI8  
+gtrt^:]l  
0U%f)mG  
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h$4Hw+Yxs]  
为齿形系数，查得 =R*qP;#  
wiz$fj  
为应力，修正系数，查得 X.hm s?]  
UfN&v >8f  
为 用弯曲应力，由 Og,$ sH}`  
查得 BZzrRC  
&boOtl^  
为弯有疲劳强度的寿命系数 N"nd*?  
JSW^dw&  
  查得 u%w`:v7Yo(  
B!vmQR*1  
故 =-IbS}3  
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将各参数代入 s2Mb[#:a"  
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所以大小齿轮弯曲强度足够 l9{hq/V  
4、确定齿轮的主要几何尺寸 CsGx@\jN  
分度圆直径： La`NPY_:>  
ssfr}fzH  
齿顶圆直径： ekWD5,G  
5?{r  
齿跟圆直径： ;U/&I3dzV  
Z^3rLCa  
齿宽： >g1~CEMN#  
b1=b2+（5-10）=80-85取80 :CG`t?N9M  
中心距 d,k!qjf=r  
5、确定齿轮制造精度 (ZUHvvL  
,Vc6Gwm  
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 5_GYrR2  
=^M/{51j  
1=109.3N/mm XP!S$Q]D  
/:m->
T  
, qMzWa  
+}Dw3;W}m  
YvaK0p0Z  
R@1xt@?  
2=103.3N/mm s}vAS~~2L3  
?gA 8x  
8W*%aOi5+  
{'7B6  
kMIcK4.MH  
d1=67.5mm <}C oQz  
WlOmJtt4)  
d2=232.5mm B-*+r`@
Bd  
R`NYEptJ  
da1=72.5mm f z'@_4hg  
ZF!h<h&,  
da2=237.5mm 0"jY.*_EW  
>^u2cAi3[  
dF1=61.25mm y6(Z`lx  
d[iQ`YW5  
dF2=226.25mm h79}qU  
/C
rSu  
qqjwJ!@P  
x[ SDl(<@;  
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p< P+  
R$R*'l  
a=150mm \j$&DCv
 
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`~Ut:fZ  
0{
5w 6  
X]ipI$'+C  
/:cd\A}  
/2&c$9=1  
9SX +  
hZ|z|!g0  
0CHH)Bku  
#]\Uk,mhZB  
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。 )*u8/U  
/p/]t,-j2  
mVj9,q0  
        y'3rNa]G1  
*IB4[6  
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Pd8![Z3  
B`EJb71^Xy  
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-oGdk|Yn  
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YqscZ(L:y  
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H8=N@l  
/l3V3B7  
-abt:or  
小轮8-GJGB10098-88 ,KH#NY]  
[+Iz@0q  
大轮8-HKGBl0095-88 Q3'llOx  
6bg ;q(*7  
hW<%R]^|  
YP oSRA L  
Lj({[H7D!  
    cZ,b?I"Q%  
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ROI7eU  
2Ah#<k-gC;  
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FaAC&F@u  
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#lo6c;*m5  
,<_A2t 2  
五、轴的设计计算 5DU6rks%
 
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 eS^7A}*wd-  
z|J_b"u4  
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 *8A  
yPBZc h%-  
DCO\c9  
因装链轮之外有一键 ，轴加大5% !?jrf] A@  
Dj?> <@  
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。 F{e@W([  
轴尺寸设计见附录 \.{$11P#  
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3、校核轴强度，轴II负荷最大，须校核 drP=A~?&:  
（1）轴上受力分析 KnQ*vM*VM  
轴传递转矩 B$ PP&/  
&< `NT D  
齿轮上圆周力 )gIKH{JYL  
Ad8n<zt|  
径后力 *8Xh(` Mj7  
S>6~lb8G  
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 )JLdO
*H  
运输带工作拉力为2500N Y@vTaE^w3  
压轴力简单计为5000N Y|f[bw  
（2）受力图 SiRaFj4s"  
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（3）作垂直面受力图b)及弯矩图d) &ZlVWK~v  
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 3</_c1~  
-8ywO"6  
同理 u^+7hkk  
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) D09Sg%w  
RNEp4x  
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) ,GbR!j@6  
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 Q0`wt.}V2  
_lJ!R:*  
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) r"
gJX  
截面c的变矩 ~zJbK. _
 
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RHB=9381N I;,77PxD  
RHA=3488N *k7+/bU~~  
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P-9)38`5  
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MHC左=-198816Nmm ;IvY^(YS@;  
/Y:sLGQLD  
MHC右=-280307Nmm 3V+] 9;  
]!W=^!  
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('4_ xOb  
;0]aq0_#(  
T8?Ghbn  
截面B的弯矩 p;`>e>$  
（5）求后来弯矩并作合成弯矩图f) [t m_Mg  
pTth}JM>  
(6)作扭矩aT图g) hIYNhZv  
考虑启，制动的影响 挤合 a=0.6 y;m|  
S1T"Z{$  
(7)求出量变矩并作当量变矩图h） K(e$esLs-  
9d0@wq.  
(8)校核轴危险截面的强度 wyH[x!QX  
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。 IkL#SgY  
*?@?f&E/  
NR$3%0 nC6  
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MHB=-530000Nmm ^`i#$  
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MC左=20980Nmm (' (K9@}  
MC右=28820Nmm P_^ +A  
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MLC左=33159Nmm 5+4IN5o]=  
MLB=554794Nmm EmWn%eMN  
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六．滚动轴承的选择计算 edq4D53  
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。 CT<7mi!  
由于此轴承几乎不受轴向力，Pr2 =FR2 A/$QaB,x  
V*;(kEqj  
FR2 =（RVB²+RHB²）½=（1175*1175+9381*9381）½=9454N ha<[bue  
代入Cr =[（Ff*Pr2）/Ft ]*（nl10h/16670）1/3 MTh<|$   
查表得fF=1Ft =1（取轴在工作时温度为120度以下） .WJYQi  
已知n要求每2年换轴承一次，由题知，时间为300*2*8*2=9600 ,5p(T_V/  
代入得Cr=38205 %g$o/A$  
由Cr比6309轴承Cr小，故合适。 vkV0
On  
七、键的选择和计算 Lnl(2xD  
由轴设计知，运用C型键，键长40mm c9 eM/*:  
工作长度 ，键高8mm .k%72ez  
接触高度 k/_ 59@)  
      :uS\3toj  
oUlY?x1  
查表 @+2=g WH  
知键合适 r.&Vw|*>  
八. 联轴器选择 ?pmHFlx  
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。 <8&au(I,vB  
            九.润滑与密封方式选择 R$<&ie6UQ  
由工作环境及载荷，由于该系统工作环境不是十分恶劣，载荷比较平稳，故选用SY1172—08号润滑油，密封方式见图纸。 9d659iC  
Xza(k  
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选用6308和6309深沟球轴承 - %h.t+=U  
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C型键 f46t9dxp$  
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