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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 &<0ZUI |S3  
m&/=&S  
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。 +t"j-}xzE  
1.运输带工作拉力F=2.5 KN 0*yJ %  
2.运输带工作速度V=1.4 M/S 1`l;xw1W  
3.滚筒直径     D=200 mm wW5Yw i  
4.滚筒效率n=0.96 #pA[k-  
5.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳； e=>
%^F  
6.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。 5[R?iSGL1  
7.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时 (0C&z/  
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。 "b%F
mM  
部件：1电动机 Y[G9Vok VX  
      2V带传动或链传动 BY( eV!  
      3减速器 n)RM
+g  
      4联轴器 N!c g
N  
      5输送带 XwPx9+b6j  
6输送带鼓轮 6+PGwCS  
传动方案设计如下： Le@? /  
F,pCR7o>  
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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 z!Hx @){|  
                                      X6kaL3L}  
1.     选择电动机的类型 s<VJ`Ur  
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 8\_*1h40s  
2.    确定电动机的容量 e&Rb  
电动机所需功率由公式 o?\Gm  
      Pd=Pw/ηa (KW) 2sun=3qb  
      Pw=Fv/1000ηw !.eAOuq  
    因此   Pd=Fv/1000ηaηw(KW) o9+Q{|r  
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: v,0<9!'v  
      ηa=η带η²轴η齿η链 ZIW7_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 ?O7iK<5N  
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 VIg\]%qse  
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW {AgBwBCE  
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW 0BDS_Rx  
3 确定电动机的转速 vZk9g
Gjk  
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min)  mn`5pha  
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. fTgbF{?xh  
3+zzi  
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Pe=4.0KW R.O  
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W[fT R?n  
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R)Q/Ff@o0  
电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 ovbEmb  
  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). dB
@F
I  
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 {x9j_/R  
(1)    求传动比 r:73uRk  
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: %6N)G!P  
ia=na/nw =960/114.6=8.038 HmW=t}!  
(2)    分配传动装置传动比 ^glX1 )  
ia=i带i减 m^'~&!ba  
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 }a'cm!"  
则i减=ia/i带=3.35 6-tiRk~  
5.传动装置的运动和运动参数的计算 hcQSB00D^  
(1)    各轴功率 lS#7xh  
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) PP],HB+*[  
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) :Jm!=U%'Z  
(2)    各轴扭矩 x\6];SXX  
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) ~};]k}  
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) +;YE)~R?  
r1+c/;TpZ  
n=1000             ,}u,)7  
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电动机                 型号为Y132M-6 ftxTX3X  
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gU~ L@R_D  
(x}A_i  
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hI*`>9l  
6={IMkmA  
i带=2.5 aXX,Zu^  
i减=3.35 ijE<spG  
pa>p%  
$y8mK|3.3u  
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K4_~ruhr  
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TI=85.76N/m NWw<B3aL  
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TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) K*TnUQ  
(3)    各轴转速 *+NGi(N  
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) keae.6[  
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) 7F"3<U@J  
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三．V带传动设计 N?MJ#lC F  
保证带传动工作时不打滑，同时具有足够的疲劳强度。 OaD Alrm  
该系统载荷变动小，工作条件不是很恶劣，所以工况系数选用为1.2， D8r>a"gx  
设计功率Pd=KAP kW -mev%lV  
由电动机为4KW，得Pd=1.2x4000=4800kW， W0
+gfg  
由转速在满载时为960r/min 5~_eN  
查表得 (lyt"Ty  
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四 .传动零件的计算 T|BY00Sz`  
  设计一般用途的传动零件 8CnvvMf  
1.    选择材料 cOZajC<G  
小齿轮选用45号钢调质，大齿轮用45号钢正火，查表得小齿轮齿面硬度HBS=217-255，大齿轮齿面硬度为160-217，计算时取平均值小齿轮为236，大齿轮为188。 \J3v>&m<7  
2.    按齿面接触强度确定主要参数 ys.!S.k+  
    d1≥[（671/[σH]）²x（KT1/Φd）x(u+1)/u] 1/3 %`s9yRk9>E  
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) dp//p)B>  
Φd为齿宽参数;由表知软齿面对称布置时φd=0.8214,由于是单级传动,速度低,轴的刚性较大,因此φd=1.1,K为载荷系数,对带式运输机,载荷平稳,且齿轮相对于轴承为对称布置,取K为1.4. \fM!^  
V%
{9o  
  [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) fdCxMKlu;  
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 8&2gM  
σHlim1=580N/mm²(碳钢调质)根据HBS２＝188 查得σHlim2=530 N/mm²(碳钢正火).ZN为接触疲劳强度的寿命系数,由N=60ant得:当a=1时,n1=384r/min W(PW9J9  
t=15x300x16=72000h PTI'N%W  
N1=60x384x72000=1660000000 P :7l#/x_  
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 S{"6PXzb  
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) 3$kv%uf{  
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 MeK\eZ\  
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm²
(W}i287  
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² 66"ZH,335  
i/O,`2  
v0jz)z<#  
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K为1.4. gU 2c--`  
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Y"\T*lKa  
6~Oje>w;  
[σH1]= 580N/ mm² kA:;c}p  
[σH2]= 557 N/ mm² zl8\jP  
Y 
X{  
计算时的以小值代入 .LTFa.jxA  
   为齿数比.       ZT-
45_  
将各参数代入得 ;eEtdoy  
bg3jo
1J  
(lck6v?h  
则 #&8pp8wd,}  
的标准 ]A<u eM  
中心距为 _.8]7f`*Gc  
PH4bM  
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 ]3# @t:>  
i实 N*oJ$:#  
合要求。 ,'{B+CHoS  
故分度 圆直径 Eq.zCD8A  
  Pc ?G^ Xol  
齿度 *M!YQ<7G^d  
  vc1GmB  
3、校核齿根弯曲强度 A)a+LW'=u  
S@2Jj>3D?  
cZ2, u,4  
!<^j!'2  
>33b@)  
<EN[s  
d1=59mm (2\ekct ^  
`e;Sjf<  
[ Zqg"`  
cZF;f{t  
]x{H  
Z1=27 &MLhCekY  
Z2=90 lfhKZX
  
-ddatc|  
8ewEdnE   
eOO*gM=  
WjxB
Nk'f  
L#MxB|fcr  
g#nsA(_L  
q$*_C kT  
Kyiez]T6%q  
{YLJKu!M  
SL5DWZ  
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WSccR  
a=150mm X \ZUt >  
nE$ V<Co}  
I{U
B!0H  
I,Y^_(JW  
QN5N hs  
d1=67.5759 RwHXn]
1  
d2=232.5 BrmFwXLP"  
?^GsR[-x  
X
E%6c3s  
*Z(C')7r  
D\~$6#B>>  
MNE)<vw>  
62E(=l  
oQB1fs  
SvrV5X  
为齿形系数，查得 Rzj!~`&N  
v^E2!X  
为应力，修正系数，查得 <xz-7EqbwX  
@D{[Hj`<  
为 用弯曲应力，由 g{{SY5qDj  
查得 ~&|i'f[  
+@v} (  
为弯有疲劳强度的寿命系数 $\H46Ji  
82l";;n4p  
  查得 v)pWx0l=  
EU~'n-  
故 K?eo)|4)DB  
;!Bkk9r"H  
将各参数代入 \wd`6  
OPh@H.)^  
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a1&^P1.  
~Fh(4'  
7tQiKrhp  
所以大小齿轮弯曲强度足够 9:WKG'E8a  
4、确定齿轮的主要几何尺寸 $6[]c)(  
分度圆直径： aY~IS?!;  
r}w 9?s^rB  
齿顶圆直径： SQ[}]Tm;n  
&-9D.'WzP  
齿跟圆直径： t<=L&:<N  

V^D#i(5  
齿宽： 'S\H% -  
b1=b2+（5-10）=80-85取80 '_%Jw:4k  
中心距 TnrMR1Zx  
5、确定齿轮制造精度 }9JPSl28Jr  
lPQH_+)Z"  
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 0 N(2[s_A  
1vr/|RWW  
1=109.3N/mm iJK9-k~  
=G`m7!Q)  

ZL Aq8X  
3ml|`S  
2t'&7>Ys{  
?bEYvHAzg  
2=103.3N/mm 0#ph1a<  
POf \l  
k dqH36&<  
dK-G%5)r  
aVlHY E  
d1=67.5mm >;Bhl|r~z  
Ptg73Gm&R  
d2=232.5mm .T7ciD  
*w;f\zW  
da1=72.5mm K{c^.&6D  
)xeVoAg  
da2=237.5mm LLMkv!%D  
8CL05:&  
dF1=61.25mm <5.{+!BM  
= 2k+/0ZbP  
dF2=226.25mm 0t~--/lA  
(8{Z@  
]loO5  
Kfi A 7W  
W^x[maz  
sTb/l!=o  
a=150mm {"<Q?yA2y  
 _R]1J0  
f,$CiZ"  
nD_
g84us  
[x&&N*>N  
# a3Q<%V  
/swTn1<Y  
#X)s=Y&5!T  
lIf Our  
1>Op)T>{c  
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。 a8N!jQc_m  
3|A"CU/z@  
FvkKM+?F  
       
b`2~  
(GeJBw
,Q  
6Hz=VhQrN  
1F=x~FMvY  
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^rx]Y;  
KQEnC`Nz  
小轮8-GJGB10098-88 <)rol  
N~a?0x  
大轮8-HKGBl0095-88 N[AX29  
8&3G|m1-2  
n\d-^ml  
2cww
7z/B  
TEY%OIzU+  
    \s,ZE6dQ  
GU_R6Wt+  
0{ \AP<  
%POoyH@D}  
Peb;XI
 
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3]V"9+  
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8eQ 4[wJY  
tKu'Q;J  
Y=\;$:L[  
五、轴的设计计算 bfhap(F~(e  
1、选择轴的材料，确定许用应力，选用45号钢。调质处理，查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 h9$Ov`N(%  
Q`'w)aV  
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 i#=s_v8  
p%ek)tT  
7ZqC1  
因装链轮之外有一键 ，轴加大5% CB:G4VqOT  
8 Zhx&  
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。 [ lW~v:W  
轴尺寸设计见附录 gWL'Fl}H  
C/U^8,6\n  
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3、校核轴强度，轴II负荷最大，须校核 V$o]}|  
（1）轴上受力分析 R^*%yjy9  
轴传递转矩 :[
\M|iAo  
C!X"0]@FA  
齿轮上圆周力 .s-V:k5  
r&rip^40  
径后力 Rq@M~;p  
~S\y)l\wZ  
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 ngLpiU0H&  
运输带工作拉力为2500N RwyX,|  
压轴力简单计为5000N -_[ZRf?^  
（2）受力图 KATu7)e&~^  
'LX]/D  
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z ?L]5m`H  
K6Z/  
fug Fk  
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Ft=2351 N Fswr @du  
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Fr=893N Q'~3Ik  
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pxV@fH+`  
（3）作垂直面受力图b)及弯矩图d) =z4kK_?F,  
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 ~]78R!HJ  
9jf2b  
同理 /SKgN{tWe  
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) wS;hC&~2  
><w=  
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) k.6(Q_TS  
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 dkAY%ztwo  
}%Vx2Q  
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) eb=#{  
截面c的变矩 XK,l9 {*  
\9%RY]TK3  
9-hVlQ~|  
}0 b[/ZwQ  
(( {4)5}  
:>o2UH  
Sr4/8BZ  
uTvck6  
|#J!oBS!  
Rd:wMy$  
dU.H9\p  
RVA=1175.5N g1(`a`M  
fl*>m,  
]:n! \G  
Q|Go7MQZ@k  
{Ax{N  
cwBf((~  
MVC=67004N.MM pa2cM%48  
p^X \~Yibs  
P<MNwdf(+  
|n*<H|  
1gh<nn  
-Ou@T#h"  
&!KW[]i%9}  
a[A*9%a  
sHf.xc  
@ZtDjxN &  
RHB=9381N 7!jbID~  
RHA=3488N X.FFBKjf[e  
m8NKuhu  
]x^v;r~  
n81z0lnr  
|iGfWJ^+  
SJsRHQ  
MHC左=-198816Nmm /8"9sf*  
\Ss6F]K]  
MHC右=-280307Nmm rFU|oDF  
vj4n=F,Z  
+lED6]+%  
K-,8~8[  
ylPDM7Ka  
Hl b%/&  
截面B的弯矩 r0fEW9wL  
（5）求后来弯矩并作合成弯矩图f) zqs|~W]c  
> ?<C+ZHh  
(6)作扭矩aT图g) qgk6 \&K[  
考虑启，制动的影响 挤合 a=0.6 &M2SqeR62;  
]}HuK#  
(7)求出量变矩并作当量变矩图h） =x^b  
4.qW ~W{  
(8)校核轴危险截面的强度 5,u'p8}.  
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。 >uVr;,=y  
_NkbB"+L  
XfYhLE  
w//L2.  
#t?tt,nc}  
eZk4$y  
%VmHw~xyF:  
s6.#uT7h  
cr"AK"TQ  
{v~.zRW%]r  
C3z#A3&J  
kSq1Q#Bxq  
7qT>wCVT  
MHB=-530000Nmm e9@7GaL`"S  
i!DO  
c]!Yb-  
jk-e/C  
r'~^BLT`#  
MC左=20980Nmm G~fM!F0   
MC右=28820Nmm 0tyS=X;#e  
\g<=n&S?  
Ed+"F{!eQ  
+*vg)F:  
E[E7GsmqV  
Cp[ NVmN  
lx"#S'^~  
.uwD;j +#  
v cZg3:j  
MLC左=33159Nmm %jnSJjcq  
MLB=554794Nmm ubZcpqm?Q  
"Acc]CqH*  
F|3iKK022  
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DtrR< &m  
六．滚动轴承的选择计算 zIE{U  
由于减速器为直齿圆柱齿轮，载荷平稳，轴向冲击小，故选用深沟球轴承，由轴尺寸，初步选定驱动滚筒的轴Ⅱ上为深沟球轴承6309，带轮轴承选用6308，根据轴设计计算知只需验证驱动滚筒的那个轴承即可。 J jp)%c#_  
由于此轴承几乎不受轴向力，Pr2 =FR2 p,'Z{7HG  
|>U:Pb(  
FR2 =（RVB²+RHB²）½=（1175*1175+9381*9381）½=9454N -4IHs=`;I  
代入Cr =[（Ff*Pr2）/Ft ]*（nl10h/16670）1/3 eKw!%97>  
查表得fF=1Ft =1（取轴在工作时温度为120度以下） wTw)GV4  
已知n要求每2年换轴承一次，由题知，时间为300*2*8*2=9600 *eLKD_D`!C  
代入得Cr=38205 HZDeQx`*s  
由Cr比6309轴承Cr小，故合适。 ]dj W^C]94  
七、键的选择和计算 ?0%3~E`l:  
由轴设计知，运用C型键，键长40mm ! O~:  
工作长度 ，键高8mm ~#^suy?  
接触高度 4,)EG1  
      N">4I)  
m:  
查表 do$+ Eh  
知键合适 _9<nM48+t  
八. 联轴器选择 &uMx*TTY  
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。 "xK#%eJjWd  
            九.润滑与密封方式选择 PDi]zp9>H  
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。 bCbpJZ  
RcG 1J7#i  
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1](PuQm7+  
BD.>aAi!  
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&h<\jqN/  
i] I{7k  
选用6308和6309深沟球轴承 gL(_!mcwu  
:H(wW   
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C型键 )VeeAu)p  
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 (+ibT;!]  
   

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