環(huán)保制粒機傳動機構設計

環(huán)保制粒機傳動機構設計,環(huán)保制粒機傳動機構設計,環(huán)保,制粒機,傳動,機構,設計 環(huán)保制粒機傳動環(huán)保制粒機傳動機構設計機構設計答辯人：答辯人：XXXXXX專專 業(yè)：業(yè)：XXXXXX遼 東 學學 院院 本本 科科 畢 業(yè) 論 文（文（設 計）目錄 一、緒論1234二、總體參數(shù)的設計三、傳動系統(tǒng)計算 四、液壓缸的設計2 一、緒論制粒機制?？?、效果好，設計特殊孔的濾網(wǎng)，仔細篩濾，其摩擦濾網(wǎng)桿能扎碎篩濾堅固粒子，在制藥、化工、食品工業(yè)廣泛應用。該機能替代搖擺式顆粒機，是新一代的顆粒設備。制粒機的構成制粒機主要由喂料、攪拌、制粒、傳動及潤滑系統(tǒng)等組成。其工作過程是要求含水量不大于15%的配合粉料，從料斗進入喂料絞龍，通過調節(jié)無級調速電機轉速，獲得合適的物料流量，然后進入攪拌器，通過攪拌桿攪動與蒸汽混合進行調質，如果需要添加糖蜜或油脂，也從攪拌筒加入與蒸汽一起調質，油脂添加量一般不超過3%，否則難于成形，經(jīng)調質后配合粉料 溫度可達6485，濕度達14l 6%。然后再通過斜槽經(jīng)過可選擇的吸鐵裝置除去混在粉料中鐵雜質，最后進入壓制室進行制粒。制粒機優(yōu)點1 避免動物挑食。2.飼料報酬率高。3.貯存運輸更為經(jīng)濟。4.流動性好，便于管理。5.避免飼料成分自動分級，減少環(huán)境污染。6.殺滅動物飼料中的沙門氏菌。搖擺制粒機使用范圍制藥化工食品科研實驗室醫(yī)院保健品廠使用范圍二、總體參數(shù)的設計（一）搖擺制粒機的工作原理（一）搖擺制粒機的工作原理圖2.1 原理圖如圖可知，本次設計的制粒機主要由以下這幾個結構組成：1.液壓缸；2.粉碎機；3.篩子；4.傳送帶；5.磅稱；6.料倉；7.出料口；8.液壓缸三、傳動系統(tǒng)計算帶式輸送機裝配圖皮帶輪機座 四、液壓缸的設計1.六角螺母.后端蓋.活塞桿尾部鎖緊螺母 4.活塞用U形封.活塞.緩沖套筒.拉桿.缸筒9.端蓋密封圈 10.前端蓋11.導向套用o形圈 12.導向套13.長方法蘭14.活塞桿密封圈15.防塵圈16.活塞桿17.排氣閥18.調節(jié)閥液壓缸圖制粒機總裝圖匯報完畢，謝謝聆聽！匯報完畢，謝謝聆聽！ 寧XX學院 畢業(yè)設計(論文) 環(huán)保制粒機傳動機構設計 所在學院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指導老師 年 月 日 摘要 本文主要介紹環(huán)保制粒機的發(fā)展狀況，環(huán)保制粒機總體及傳動部分結構設計原理，環(huán)保制粒機總體方案分析及確定，環(huán)保制粒機總體及傳動部分結構設計內容所包含的機械圖紙的繪制，總體及傳動部分的計算，結構設計結論與建議。 整機結構主要由電動機產(chǎn)生動力將需要的動力傳遞到帶輪上，提高勞動生產(chǎn)率和生產(chǎn)自動化水平。工業(yè)生產(chǎn)中經(jīng)常出現(xiàn)的笨重工件的搬運和長期、頻繁、單調的操作，采用總體及傳動部分是有效的；此外，它能在高溫、低溫、深水、宇宙、放射性和其它有毒、污染環(huán)境條件下進行操作，更顯示其優(yōu)越性，有著廣闊的發(fā)展前途。 本論文研究內容： (1) 環(huán)保制粒機總體及傳動部分總體結構設計。 (2) 環(huán)保制粒機總體及傳動部分工作性能分析。 (3)電動機的選擇。 (4) 環(huán)保制粒機總體及傳動部分的傳動系統(tǒng)、執(zhí)行部件。 (5)對設計零件進行設計計算分析和校核。 (6)繪制整機裝配圖及重要部件裝配圖和設計零件的零件圖。? ? 關鍵詞：環(huán)保制粒機，傳動設計，結構設計 V Abstract This paper mainly introduces the development situation of environmental protection granulator, overall and drive environmental granulator part structure design principle, general analysis on project environmental granulator and determine the drawing mechanical drawing, overall and drive environmental granulator part structure design content includes the calculation of the overall, and the transmission part, conclusion and suggestion of structure design. The whole structure was produced mainly by the motor power will need to transfer the power to the belt wheel, improve labor productivity and automation level of production. Industrial production in the often cumbersome workpiece handling and frequent, the long, monotonous operation, the general and the transmission part is effective; in addition, it can operate in high temperature, low temperature, water, the universe, radioactive and other toxic, environmental pollution condition, more show its superiority, has a promising broad. The research of this thesis: (1) part of the overall structure design and drive environmental granulator. (2) performance analysis of overall and drive environmental granulating machine part. (3) the choice of motor. (4) transmission system, executive components and drive overall environmental granulating machine parts. (5) the design of components for the design calculation and check. (6) to draw the assembly drawing and parts assembly diagram and parts diagram design. Keywords: Environmental granulator, transmission design, structure design 目 錄 摘要 II Abstract III 1 緒論 1 1.1 國內研究現(xiàn)狀 1 1.2 國外研究現(xiàn)狀 1 1.3 課題設計目的和意義 2 2 總體參數(shù)的設計 3 2.1 環(huán)保制粒機的工作原理 3 2.2制粒機的主要工作過程 3 2.3 確定電機所需功率 4 3 傳動系統(tǒng)計算 7 3.1 帶傳動設計 7 3.2選擇帶型 8 3.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 8 3.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 9 3.5確定帶的根數(shù)z 10 3.6確定帶輪的結構和尺寸 10 3.7確定帶的張緊裝置 10 3.8 總體部分到輸紙機構之間同步帶傳動計算 13 3.8.1 同步帶計算選型 13 3.8.2 同步帶的主要參數(shù)（結構部分） 16 3.8.3 同步帶的設計 18 3.8.4 同步帶輪的設計 18 3.9 軸的設計 19 3.10 鍵的選擇與校核 39 3.10.1 帶輪1上鍵的選擇與校核 39 3.10.2 帶輪2上鍵的選擇與校核 40 3.10.3 帶輪3上鍵的選擇與校核 41 3.10.4 帶輪4上鍵的選擇與校核 42 4 液壓缸的設計與選型 44 4.1液壓缸推動力計算 44 4.2液壓缸的計算 44 4.3液壓缸的選型 47 5 主要零部件強度校核 48 5.1 液壓缸底架固定橫梁的強度校核 48 5.2 軸的強度校核 50 5.2.1 內剪叉臂固定端銷軸的強度校核 50 5.2.2 液壓缸缸體尾部銷軸的強度校核 51 5.2.3 液壓缸活塞桿頭部支撐軸的強度校核 51 結 論 39 參考文獻 41 致謝 42 1 緒論 1.1 國內研究現(xiàn)狀 我國從20世紀80年代起開始致力于生物質壓縮成型技術的研究。湖南省衡陽市糧食機械廠于1985年研制了第一臺ZT-63型生物質壓縮成型機，江蘇連云港東海糧食機械廠于1986年引進了一臺OBM-88棒狀燃料成型機。1993年前后，我國從國外引進了近20條生物質壓縮成型生產(chǎn)線，基本上都采用螺旋擠壓式，以鋸木屑為原料，生產(chǎn)“碳化”燃料[16]。1994年河南農業(yè)大學、中國農機能源動力所分別研究出PB-I型[17]、CYJ-35型機械活塞沖壓式成型機，1998年河南農業(yè)大學研制出HPB-I型液壓活塞式雙向擠壓生物質成型機，2002年中南林學院也研制了相應設備[13]。2006年河南農業(yè)大學研制的HPB-IV型液壓驅動活塞式成型機和合肥天炎綠色能源開發(fā)有限公司TYK-II秸稈成型機均采用一級螺旋預熱預壓，二級活塞壓縮技術，解決了普通成型機對原料含水率要求較高和模具易磨損的不足。為降低顆粒燃料成型的能耗，河南省科學院能源研究所研制了一種在常溫下生產(chǎn)顆粒燃料的顆粒成型機[18]。2004年，清華大學和北京惠眾實科技有限公司開發(fā)的Highzones生物質固化成型技術，利用壓輥擠壓原理實現(xiàn)了生物質就地及時壓縮，其性能優(yōu)于國際上現(xiàn)有的顆粒成型技術[19-20]。目前，生物質燃料成型技術已日趨成熟[21]，并已部分實現(xiàn)商業(yè)化。 近年來，生物質燃料以其各項優(yōu)點在我國得到了比較廣泛的推廣和應用。但在燃料生產(chǎn)中，顆粒的質量問題依然很大。主要原因在于國內廠家對顆粒燃料的制粒機理缺乏深入的研究。國外針對制粒機理的研究很多，但是大多數(shù)研究肯定是保密的，導致國內對于該方面的研究很少，缺乏對制粒過程全面研究?，F(xiàn)有的技術中，有一種制粒機，包括機架和圓筒形的中空，壁上徑向開設有若干?？?，一端徑向設有進料通道，所述經(jīng)傳動系統(tǒng)與動力輸八機械相連接，內設有至少一個壓棍，壓棍可轉動地安裝在壓輥固定的機構上，工作時，轉動，物料從進料通道進入內，被帶動，不斷從壓輥和之間空過，在壓輥的擠壓之下，物料被從?？字袛D出，被切刀裝置切斷后形成顆料裝的物料；其不足之處在于：這種制料機工作效率低下。然而內外組合雙制粒機使制粒效率大幅提高。 1.2 國外研究現(xiàn)狀 CPM公司生產(chǎn)的制粒機采用斜齒齒輪減速箱傳動結構；Bǖhler公司生產(chǎn)的制粒機采用雙壓輥、式、單電機三角皮傳動結構。單位生產(chǎn)效率高，運行費用低，結構比較簡單，操作維修方便；Mǖnch公司生產(chǎn)的制粒機有、錐形壓輥平模制粒機兩種；三輥式制粒機是以英國UMT公司為代表的一種典型制粒機。美國在1976年前后利用飼料成型技術，開發(fā)了壓輥式顆粒燃料成型機；日本在1983年前后從美國引進了該技術。到1987年，已有十幾張顆粒燃料工廠投入運行。 生物質燃料成型技術受到國外發(fā)達國家的普遍重視，并投入了大量的資金和技術力量研究和開發(fā)生物質燃料成型設備，走在了該領域的前沿。20實際30年代，美國開始研究致密成型燃料技術，并研制了活塞-模具式成型機，利用大壓力擠壓原料通過成型模具而形成致密成型燃料[13-14]。20世紀50年代日本從國外引進技術后進行了改進，研究應用了螺旋式擠壓成型機，并發(fā)展成了日本壓縮型燃料的工業(yè)體系，并逐步推廣到了臺灣、泰國乃至歐洲國家和美國。20世紀70年代初，美國又研制開發(fā)了內壓滾筒式顆粒成型機[15]。生物質壓縮燃料在西歐國家以及日本等國已稱謂一種產(chǎn)業(yè)，印度和東南亞一些國家對這項技術的研究與應用也相當重視。目前，國外生物質燃料成型技術已基本成熟，生物質致密成型燃料已經(jīng)商品化廣泛應用于供熱、取暖和發(fā)電領域，同時各國政府為促進生物質燃料成型技術的發(fā)展提供了政策和資金上的支持，生物質能源近年發(fā)展迅速。 1.3 課題設計目的和意義 大學時光，悄然逝去。在這四年中，我不僅學到了自己需要的知識，同時也提高了自己的能力。但是，學到的很多東西畢竟僅僅都是書本上的理論知識，顯然和實際有很大的差距。通過這次的畢業(yè)設計，我可以將自己所學到的理論知識更好的與實際相結合起來，從中能夠鍛煉我的思維能力，同時也是對這幾年所學知識的一個綜合的運用，同時也為將來要從事的職業(yè)打下良好的基礎。 畢業(yè)設計同樣也是大學最關鍵的一個教育環(huán)節(jié)，在這次畢業(yè)設計中，我要能夠靈活、系統(tǒng)的運用所學知識，提高自己分析問題、解決問題的能力，培養(yǎng)認真、嚴謹?shù)膶W習作風和吃苦耐勞、一絲不茍、嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度。同時，也使自己更加熟練的掌握“如何查閱國內為有關的技術資料和文獻”，從中學會調查、收集、整理比較有價值的資料，在保留同類產(chǎn)品優(yōu)點的同時，運用新技術、新工藝、新資料、新材料、大膽創(chuàng)新，以彌補同類產(chǎn)品的不足之處，使產(chǎn)品趨于更合理、更先進、更優(yōu)化、更具有使用價值和良好的經(jīng)濟效益。 2 總體參數(shù)的設計 2.1 環(huán)保制粒機的工作原理 粉狀物料是一種由具有一定流動性的分散顆粒組成的不連續(xù)松散體,在擠壓力的作用下粉粒相互移近和重新排列,粉粒間所含氣體不斷逸出,從而使得粉粒間的間隙減小,聯(lián)接力增大,最后被壓制成具有一定密度,一定強度的顆粒飼料。在壓粒過程中,飼料的蛋白質和糖分受熱產(chǎn)生可塑性,淀粉部分糊化.“壓?！?簡單地說就是一個擠壓式的熱塑過程。包括機架和，壁上徑向開設有若干?？?，一端設有進料通道，機架上固定有主套，另一端與皮帶輪相固定，皮帶輪經(jīng)軸承安裝在主套外；內設置有圓筒形的內，內壁上也開設有若干徑向的?？?，內的一端連接有轉軸，轉軸安裝在調整套內，調整套穿過主套安裝在機身上；主套上安裝有喂料軸，口下側延伸至和內之間的間隙中。該裝置工作時，和內由動力系統(tǒng)驅動其轉動，喂料軸軸向穿過和內之間的間隙伸入進料通道中，喂料軸上設有螺旋推進葉片，螺旋推進葉片從進料通道的進料喂料軸也可轉動，當喂料軸轉動時，可將進料通道內的物料推進到和內之間的間隙中，當和內轉動時，物料一部分被壓從環(huán)境上的模孔中被擠出，另一部分從內上的?？字斜粩D出到內內腔中；與現(xiàn)有技術相比，該設計?？讛?shù)目多，可同時從和內上進行制粒，其工作效率高。為了方便調節(jié)和內之間的間隙，所述轉軸與調整套之間偏心設置，調整套上固定有周向可轉動的間隙調整臂，所述間隙調整臂與機架之間可拆卸地相連接。間隙調整臂可與機架相對轉動或者固定，其轉動時，可帶動調整套轉動，由于轉軸與調整套之間偏心設置，因此，轉軸的位置的改以即可改變內和之間的間隙，當間隙調整到適合位置時，可將調整臂與機架固定。是顆粒機的主要工作部件,配合飼料從供料機構較均勻地供給攪拌機構,飼料在攪拌機構中與水(或其他添加物)混合后,投入壓粒機構中,飼料在與的擠壓下,從壓模的?？字袛D出來成為顆粒。從工作過程分析,一是主動回轉零件,另一是靠與內表面摩擦而轉動的.從運動構件的角度分析,和壓輥是一對外摩擦機構，通過摩擦力帶動壓輥運動。 2.2制粒機的主要工作過程 當水分含量為12％～14％的配合飼料進入混合喂料器后，飼料經(jīng)加入一定量的水后，被螺旋漿葉混合攪拌均勻后送進調質器內，進行糊化。如果需要，也可以將糖蜜、脂等液體均勻噴灑到物料中去，脂的添加量不得超過3％，以利于成形。調質后的物料水分達到15％～17％，然后經(jīng)分配器分配到轉動的環(huán)式壓模和內壓模的工作面上。內外雙制粒機，包括機架和，壁上徑向開設有若干?？祝欢嗽O有進料通道，機架上固定有主套，另一端與皮帶輪相固定，皮帶輪經(jīng)軸承安裝在主套外；內設置有圓筒形的內，內壁上也開設有若干徑向的模孔，內的一端連接有轉軸，轉軸安裝在調整套內，調整套穿過主套安裝在機身上；主套上安裝有喂料軸，喂料軸軸向穿過和內之間的間隙伸入進料通道中，喂料軸上設有螺旋推進葉片，螺旋推進葉片從進料通道的進料口下側延伸至和內之間的間隙中。和內由動力系統(tǒng)驅動其轉動，喂料軸也可轉動，當喂料軸轉動時，可將進料通道內的物料推進到和內之間的間隙中，當和內轉動時，物料一部分被壓從環(huán)境上的?？字斜粩D出，另一部分從內上的?？字斜粩D出到內內腔中，物料在強烈的擠壓下，克服孔壁的阻力，并不斷從壓?？字谐蓷l的擠出。擠出時被裝置在壓模外的切刀切成長度適宜的顆粒。切刀的位置可以調節(jié)，以控制顆粒的長短。剛壓制出的顆粒溫度一般在75℃～90之間，水分在15％～16％左右，必須在經(jīng)過冷卻降溫，揮發(fā)水分使其溫度接近室溫，以便保管儲藏。與現(xiàn)有技術相比，該設計?？讛?shù)目多，可同時從和上進行制粒，其工作效率高。 2.3 確定電機所需功率 根據(jù)同類型制粒機初選電動機功率為7.5KW 查《機械設計課程設計手冊》得： 選擇，其銘牌如下表1-1： 表2-2 Y系列三相異步電動機 電動機型號 額定功率 KW 滿載轉速 r/min 堵轉轉矩/額定轉矩 最大轉矩/額定轉矩 質量 Kg 　Y132M-4 　 7.5 同步轉速1500 r/min,4級 1440 2.2 2.2 　81 （a） （b） 圖2.1 電動機的安裝及外形尺寸示意圖 表2.2 電動機的安裝技術參數(shù) 中心高/mm 外型尺寸/mm L×（AC/2+AD）×HD 底腳安裝 尺寸A×B 地腳螺栓 孔直徑K 軸伸尺 寸D×E 裝鍵部位 尺寸F×GD 132 515× 345× 315 216 ×178 12 38× 80 10 ×43 42 3 傳動系統(tǒng)計算 3.1 帶傳動設計 輸出功率P=7.5kW,轉速n1=1440r/min,n2=500r/min 表4 工作情況系數(shù) 工作機 原動機 ⅰ類 ⅱ類 一天工作時間/h 10~16 10~16 載荷 平穩(wěn) 液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 載荷 變動小 帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 載荷 變動較大 螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 載荷 變動很大 破碎機（旋轉式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查《機械設計》P296表4， 取KA＝1.1。即 3.2選擇帶型 普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉速n1按《機械設計》P297圖13－11選取。 根據(jù)算出的Pd＝8.25kW及小帶輪轉速n1＝1440r/min ，查圖得：dd=80～100可知應選取A型V帶。 3.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 由《機械設計》P298表13－7查得，小帶輪基準直徑為80～100mm 則取dd1=90mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得） 表3 V帶帶輪最小基準直徑 槽型 Y Z A B C D E 20 50 75 125 200 355 500 由《機械設計》P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=250mm ① 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率） 誤差 符合要求 ② 帶速 滿足5m/s300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。 總之，小帶輪選H型孔板式結構，大帶輪選擇E型輪輻式結構。 帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。 3.7確定帶的張緊裝置 選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。 3.8計算壓軸力 由《機械設計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝133.46N，上面已得到=153.36o，z=8，則 對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側面間的夾角是40°，為了適應V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32°、34°、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。 表 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 項目 符號 槽型 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f ? z —輪槽數(shù) 外徑 d a 輪 槽 角 32° 對應的基準直徑 d d ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式： （1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時)，如圖7 -6a。  （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖7-6b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖7-6d。 （a） （b） （c） （d） 圖7-6 帶輪結構類型 根據(jù)設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b） 3.8 總體部分到輸紙機構之間同步帶傳動計算 3.8.1 同步帶計算選型 設計功率是根據(jù)需要傳遞的名義功率、載荷性質、原動機類型和每天連續(xù)工作的時間長短等因素共同確定的，表達式如下： 式中 ——需要傳遞的名義功率 ——工作情況系數(shù)，按表2工作情況系數(shù)選取=1.7； 表2.工作情況系數(shù) 確定帶的型號和節(jié)距 可根據(jù)同步帶傳動的設計功率Pd'和小帶輪轉速n1，由同步帶選型圖中來確定所需采用的帶的型號和節(jié)距。 查表3-2-2 表3-2-2 選同步帶的型號為H：，節(jié)距為：Pb=8.00mm 3) 選擇小帶輪齒數(shù)z1，z2 可根據(jù)同步帶的最小許用齒數(shù)確定。查表3-3-3得。 查得小帶輪最小齒數(shù)14。 實際齒數(shù)應該大于這個數(shù)據(jù) 初步取值z1=34故大帶輪齒數(shù)為：z2=i×z1=1×z1=34。 故z1=34，z2=34。 4） 確定帶輪的節(jié)圓直徑d1，d2 小帶輪節(jié)圓直徑d1=Pbz1/π=8.00×34/3.14≈86.53mm 大帶輪節(jié)圓直徑d2=Pbz2/π=8.00×34/3.14≈86.53mm 5） 驗證帶速v 由公式v=πd1n1/60000計算得， s﹤vmax=40m/s,其中vmax=40m/s由表3-2-4查得。 10、同步帶帶長及其齒數(shù)確定 =() = =719.7mm 11、帶輪嚙合齒數(shù)計算 有在本次設計中傳動比為1，所以嚙合齒數(shù)為帶輪齒數(shù)的一半，即=17。 12、基本額定功率的計算 查基準同步帶的許用工作壓力和單位長度的質量表4-3可以知道=2100.85N，m=0.448kg/m。 所以同步帶的基準額定功率為 ==0.21KW 表4-3 基準寬度同步帶的許用工作壓力和單位長度的質量 13、計算作用在軸上力 = =71.6N 3.8.2 同步帶的主要參數(shù)（結構部分） 1、同步帶的節(jié)線長度 同步帶工作時，其承載繩中心線長度應保持不變，因此稱此中心線為同步帶的節(jié)線，并以節(jié)線周長作為帶的公稱長皮，稱為節(jié)線長度。在同步帶傳動中，帶節(jié)線長度是一個重要 參數(shù)。當傳動的中心距已定時，帶的節(jié)線長度過大過小，都會影響帶齒與輪齒的正常嚙合，因此在同步帶標準中，對梯形齒同步帶的各種哨線長度已規(guī)定公差值，要求所生產(chǎn)的同步帶節(jié)線長度應在規(guī)定的極限偏差范圍之內（見表4-4）。 表4-4 帶節(jié)線長度表 2、帶的節(jié)距Pb 如圖4-2所示，同步帶相鄰兩齒對應點沿節(jié)線量度所得約長度稱為同步帶的節(jié)距。帶節(jié)距大小決定著同步帶和帶輪齒各部分尺寸的大小，節(jié)距越大，帶的各部分尺寸越大，承載能力也隨之越高。因此帶節(jié)距是同步帶最主要參數(shù)．在節(jié)距制同步帶系列中以不同節(jié)距來區(qū)分同步帶的型號。在制造時，帶節(jié)距通過鑄造模具來加以控制。梯形齒標準同步帶的齒形尺寸見表4-5。 3、帶的齒根寬度 一個帶齒兩側齒廓線與齒根底部廓線交點之間的距離稱為帶的齒根寬度，以s表示。帶的齒根寬度大，則使帶齒抗剪切、抗彎曲能力增強，相應就能傳動較大的裁荷。 圖4-2 帶的標準尺寸 表4-5 梯形齒標準同步帶的齒形尺寸 4、帶的齒根圓角 帶齒齒根回角半徑rr的大小與帶齒工作時齒根應力集中程度有關t齒根圓角半徑大，可減少齒的應力集中，帶的承載能力得到提高。但是齒根回角半徑也不宜過大，過大則使帶 齒與輪齒嚙合時的有效接觸面積城小，所以設計時應選適當?shù)臄?shù)值。 5、帶齒齒頂圓角半徑八 帶齒齒項圓角半徑八的大小將影響到帶齒與輪齒嚙合時會否產(chǎn)生于沙。由于在同步帶傳動中，帶齒與帶輪齒的嚙合是用于非共扼齒廓的一種嵌合。因此在帶齒進入或退出嚙合時， 帶齒齒頂和輪齒的頂部拐角必然會超于重疊，而產(chǎn)生干涉，從而引起帶齒的磨損。因此為使帶齒能順利地進入和退出嚙合，減少帶齒頂部的磨損，宜采用較大的齒頂圓角半徑。但與齒根圓角半徑一樣，齒頂圓角半徑也不宜過大，否則亦會減少帶齒與輪齒問的有效接觸面積。 6、齒形角 梯形帶齒齒形角日的大小對帶齒與輪齒的嚙合也有較大影響。如齒形角霹過小，帶齒縱向截面形狀近似矩形，則在傳動時帶齒將不能順利地嵌入帶輪齒槽內，易產(chǎn)生干涉。但齒形角度過大，又會使帶齒易從輪齒槽中滑出，產(chǎn)生帶齒在輪齒頂部跳躍現(xiàn)象。 3.8.3 同步帶的設計 在這里，我們選用梯形帶。帶的尺寸如表4-6。帶的圖形如圖4-3。 表4-6 同步帶尺寸 型號 節(jié)距 齒形角 齒根厚 齒高 齒根圓角半徑 齒頂圓半徑 H 8 40。 6.12 4.3 1.02 1.02 圖4-3 同步帶 3.8.4 同步帶輪的設計 同步帶輪的設計的基本要求 1、保證帶齒能順利地嚙入與嚙出 由于輪齒與帶齒的嚙合同非共規(guī)齒廓嚙合傳動，因此在少帶齒頂部與輪齒頂部拐角處的干涉，并便于帶齒滑入或滑出輪齒槽。 2、輪齒的齒廊曲線應能減少嚙合變形，能獲得大的接觸面積，提高帶齒的承載能力即在選探輪齒齒廓曲線時，應使帶齒嚙入或嚙出時變形小，磨擦損耗小，并保證與帶齒均勻接觸，有較大的接觸面積，使帶齒能承受更大的載荷。 3、有良好的加了工藝性 加工工藝性好的帶輪齒形可以減少刀具數(shù)量與切齒了作員，從而可提高生產(chǎn)率，降低制造成本。 4、具有合理的齒形角 齒形角是決定帶輪齒形的重要的力學和幾何參數(shù)，大的齒形角有利于帶齒的順利嚙入和嚙出，但易使帶齒產(chǎn)生爬齒和跳齒現(xiàn)象；而齒形角過小，則會造成帶齒與輪齒的嚙合干涉，因此輪齒必須選用合理的齒形角。 3.9 軸的設計 主要進行的是低速級軸的設計與校核 3.9.1求作用在帶輪上的力 因已知低速級帶輪的直徑為 ＝500 而 F＝＝＝8926.93 N F＝F＝＝3356.64 N F＝Ftan＝4348.16×＝2315.31 N 圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖7.1所示。 圖7.1 軸的載荷分布圖 3.9.2 初步確定軸的最小直徑 （1）先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調質處理。根據(jù)課本，取，于是得 ＝112×＝60.36 （2）聯(lián)軸器的選擇。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑（圖7.2）。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適,故需同時選取聯(lián)軸器的型號。 查課本表14-1,考慮到轉矩變化很小，故?。?.3，則： ＝1.3×1495.5×109＝1834.287 按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查《機械設計手冊》表17-4，選用LT10彈性套柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323—2002），其公稱轉矩為2000。半聯(lián)軸器的孔徑d1＝65 mm，故?。?5 mm，半聯(lián)軸器的長度L＝142 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1＝107 mm。 3.9.3 軸的結構設計 （1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ① 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故?、?Ⅲ的直徑＝80 mm；左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D＝85 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1＝107 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長度應比L1略短一些,現(xiàn)?。?05 mm。 ② 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)＝80 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承（GB/T 297—1994）30217型，其尺寸為d×D×T＝85 mm×150 mm×30.5 mm，故＝＝85 mm；右端圓錐滾子軸承采用套筒進行軸向定位，取套筒寬為14 mm，則＝44.5 mm。 ③ 取安裝帶輪處的軸段＝90 mm；帶輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知帶輪的寬度為90 mm，為了使套筒端面可靠地壓緊帶輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故?。?6 mm。帶輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h＞0.07d，故取h＝7 mm，則＝104 mm。軸環(huán)寬度,取b＝12 mm。 ④ 軸承端蓋的總寬度為37.5 mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故?。?7.5 mm。 至此，已初步確定了低速軸的各段直徑和長度。 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ 圖7.2 低速軸的結構設計示意圖 表 7.1 低速軸結構設計參數(shù) 段名 參數(shù) Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ 直徑/mm 65 H7/k6 80 85 m6 90 H7/n6 104 85 m6 長度/mm 105 67.5 46 86 12 44.5 鍵b×h×L/mm 20 ×12 ×90 25×14×70 C或R/mm Ⅰ處 2×45o Ⅱ處 R2 Ⅲ處R2.5 Ⅳ處R2.5 Ⅴ處R2.5 Ⅵ處R2.5 Ⅶ處 2.5×45o （2） 軸上的零件的周向定位 帶輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按＝90 mm由課本表6-1查得平鍵截面b×h＝25 mm×14 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70 mm，同時為了保證帶輪與軸配合有良好的對中性，故選擇帶輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為20 mm×12 mm×90 mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （3） 確定軸上圓周和倒角尺寸 參考課本表15-2，取軸左端倒角為2×，右端倒角為2.5×。各軸肩處的圓角半徑為:Ⅱ處為R2，其余為R2.5。 3.9.4 求軸上的載荷 首先根據(jù)結構圖(圖7.2）作出軸的計算簡圖（圖7.1）。在確定軸承的支點位置時,應從手冊中查得a值。對于30217型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a＝29.9 mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距＝57.1+71.6＝128.7 mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖7.1）。 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面Ｃ是軸的危險截面。計算步驟如下： ＝57.1+71.6＝128.7 mm ＝＝＝4 966.34 N ＝＝＝3 960.59 N ＝＝＝2 676.96 N ＝＝3 356.64-2 676.96＝679.68 N ＝＝4 966.34×57.1＝283 578.014 ＝＝2 676.96×57.1＝152 854.416 ＝＝679.68×71.6＝486 65.09 ＝＝＝322 150.53 ＝＝＝287 723.45 表5.2 低速軸設計受力參數(shù) 載 荷 水平面H 垂直面V 支反力 ＝4 966.34 N，＝3 960.59 N ＝2 676.96 N，＝679.68 N 彎矩M ＝283 578.014 ＝152 854.416 ＝486 65.09 總彎矩 ＝322 150.53 ,＝287 723.45 扭矩T 1 410 990 3.9.5 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)課本式(15-5)及表7.2中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，?。?.6，軸的計算應力 ＝＝ MPa＝12.4 MPa 前已選軸材料為45鋼，調質處理，查課本表15-1得[]＝60MP。因此〈 []，故此軸安全。 3.9.6 精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將消弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅳ和Ⅴ處過盈配合引起的應力集中最嚴重，從受載來看，截面C上的應力最大。截面Ⅴ的應力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但是截面Ⅴ不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上雖然應力最大，但是應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大,故截面C也不必校核，截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必要校核。由課本第3章的附錄可知，鍵槽的應力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而，該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側即可。 （2）截面Ⅳ左側 抗彎截面系數(shù) W＝0.1＝0.1＝61 412.5 抗扭截面系數(shù) ＝0.2＝0.2＝122 825 截面Ⅶ的右側的彎矩M為 ＝90 834.04 截面Ⅳ上的扭矩為 ＝1 410 990 截面上的彎曲應力 ＝1.48 MPa 截面上的扭轉切應力 ＝11.49 MPa 軸的材料為45鋼，調質處理。由課本表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按課本附表3-2查取。因 ， 經(jīng)插值后查得 ＝1.9，＝1.29 又由課本附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 ，＝0.88 故有效應力集中系數(shù)按式(課本附表3-4）為 ＝1.756 由課本附圖3-2的尺寸系數(shù)；由課本附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質量系數(shù)為 軸為經(jīng)表面強化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù) ，取 ，取 于是，計算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得 S＝＝＝65.66 S＝＝＝16.92 ＝＝＝16.38≥S＝1.5 故可知其安全。 （3） 截面Ⅳ右側 抗彎截面系數(shù) W＝0.1＝0.1＝72 900 抗扭截面系數(shù) ＝0.2＝0.2＝145 800 截面Ⅶ的右側的彎矩M為 ＝90 834.04 截面Ⅳ上的扭矩為 ＝1 410 990 截面上的彎曲應力 ＝1.25 MPa 截面上的扭轉切應力 ＝9.68 MPa 過盈配合處的，由課本附表3-8用插值法求出，并取＝0.8，于是得 ＝3.24 ＝0.8×3.24＝2.59 軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質量系數(shù)為 軸為經(jīng)表面強化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 ＝3.33 ＝2.68 又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù) ，取 ，取 于是，計算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得 S＝＝＝66.07 S＝＝＝16.92 ＝＝＝11.73≥S＝1.5 故該軸的截面Ⅳ右側的強度也是足夠的。本軸因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，低速軸的設計計算即告結束。 3.10 鍵的選擇與校核 3.10.1 帶輪1上鍵的選擇與校核 1鍵的選擇 在本設計中，所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，在帶輪1上鍵的尺寸如下表所示： 軸 鍵 鍵 槽 半徑 r 公 稱 直 徑 d 公稱 尺寸 bh 寬度b 深度 公稱 尺寸 b 極限偏差 軸t 轂 一般鍵聯(lián)結 軸N9 轂9 公稱 尺寸 極限 偏差 公稱尺寸 極限偏差 最小 最大 28 87 8 0 -0.036 0.018 4.0 +0.2 0 3.3 +0.2 0 0.25 0.40 表5-1 帶輪1上鍵的尺寸 2 鍵的校核 1.鍵的剪切強度校核 鍵在傳遞動力的過程中，要受到剪切破壞，其受力如下圖所示： 圖5-6 鍵剪切受力圖 鍵的剪切受力圖如圖3-6所示，其中b=8 mm,L=25 mm.鍵的許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉矩T=55 Nm ，由鍵的剪切強度條件： （其中D為帶輪輪轂直徑） （5-1） =10 M30 （結構合理） 2.鍵的擠壓強度校核 鍵在傳遞動力過程中，由于鍵的上下兩部分之間有力偶矩的作用，迫使鍵的上下部分產(chǎn)生滑移，從而使鍵的上下兩面交界處產(chǎn)生破壞，其受力情況如下圖所示：（初取鍵的許用擠壓應力=100 ） 圖5-7 鍵擠壓受力圖 由 （5-2） =2000 N 又有 （5-3） 8 結構合理 3.10.2 帶輪2上鍵的選擇與校核 1 鍵的選擇 同上所述，帶輪2上所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，鍵的尺寸如下表所示： 軸 鍵 鍵 槽 半徑 r 公 稱 直 徑 d 公稱 尺寸 bh 寬度b 深度 公稱 尺寸 b 極限偏差 軸t 轂 一般鍵聯(lián)結 軸N9 轂9 公稱 尺寸 極限 偏差 公稱尺寸 極限偏差 最小 最大 35 108 10 0 -0.036 0.018 4.0 +0.2 0 3.3 +0.2 0 0.25 0.40 表5-2 帶輪2上鍵的尺寸 2 鍵的校核 鍵的剪切受力圖如圖5-6所示，其中b=10 mm,L=50 mm.鍵的許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉矩T=110 Nm ，由鍵的剪切強度條件： （其中D為帶輪輪轂直徑） （5-4） =6.3 M30 （結構合理） 同理校核鍵的擠壓強度，其受力如圖5-7，初取鍵的許用擠壓應力=100 。 由 （5-5） =3150 N 又有 （5-6） 6.3 結構合理 3.10.3 帶輪3上鍵的選擇與校核 1 鍵的選擇 同上所述，帶輪3上所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，鍵的尺寸如下表所示： 軸 鍵 鍵 槽 半徑 r 公 稱 直 徑 d 公稱 尺寸 bh 寬度b 深度 公稱 尺寸 b 極限偏差 軸t 轂 一般鍵聯(lián)結 軸N9 轂9 公稱 尺寸 極限 偏差 公稱尺寸 極限偏差 最小 最大 50 1611 16 0 -0.043 0.025 6.0 +0.2 0 4.3 +0.2 0 0.25 0.40 表5-2 帶輪3上鍵的尺寸 2 鍵的校核 鍵的剪切受力圖如圖5-6所示，其中b=16 mm,L=50 mm.鍵的許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉矩T=110 Nm ，由鍵的剪切強度條件： （其中D為帶輪輪轂直徑） =5.5 M30 （結構合理） 同理校核鍵的擠壓強度，其受力如圖3-7，初取鍵的許用擠壓應力=100 。 由 =4400 N 又有 5.5 結構合理 3.10.4 帶輪4上鍵的選擇與校核 1 鍵的選擇 同上所述，帶輪4上所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，鍵的尺寸如下表所示： 軸 鍵 鍵 槽 半徑 r 公 稱 直 徑 d 公稱 尺寸 bh 寬度b 深度 公稱 尺寸 b 極限偏差 軸t 轂 一般鍵聯(lián)結 軸N9 轂9 公稱 尺寸 極限 偏差 公稱尺寸 極限偏差 最小 最大 60 1811 18 0 -0.043 0.025 7.0 +0.2 0 4.4 +0.2 0 0.25 0.40 表5-2 帶輪4上鍵的尺寸 2 鍵的校核 鍵的剪切受力圖如圖5-6所示，其中b=18 mm,L=70 mm.鍵的許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉矩T=264 Nm ，由鍵的剪切強度條件： （其中D為帶輪輪轂直徑） =3.5 30 （結構合理） 同理校核鍵的擠壓強度，其受力如圖5-7，初取鍵的許用擠壓應力=100 。 由 =4410 N 又有 3.5 結構合理 4 液壓缸的設計與選型 4.1液壓缸推動力計算 根據(jù)壓強公式p = F/S計算 假設水平液壓缸需要推動的力為100N,另外一水平液壓缸需要的推動力為50N 根據(jù)常見可以物質壓強比較，發(fā)現(xiàn)遠小于2500pa，故假設合理。 4.2液壓缸的計算 估算要驅動的負載大小為100N，考慮到液壓缸未加載時實際所能輸出的力，受液壓缸活塞和缸筒之間的摩擦、活塞桿與前液壓缸之間的摩擦力的影響，并考慮到機械爪的質量。在研究液壓缸的性能和確定液壓缸的缸徑時，常用到負載率β： 由《液壓與氣壓傳動技術》表5.1： 表5.1 液壓缸的運動狀態(tài)與負載率 阻性負載（靜負載） 慣性負載的運動速度v 運動的速度v=50mm/s，取β=0.60，所以實際的液壓缸缸負載的大小為：F=F0/β=163N （2） 液壓缸內徑的確定 表5.2 液壓缸內徑確定公式 項目 計算公式 缸 徑 雙作用液壓缸 推力 拉力 計算D=66.26mm F為液壓缸的輸出拉力 N； P 為液壓缸的工作壓力Pa=8Mpa 按照GB/T2348-1993標準進行圓整，取D=80 mm 表5.3液壓缸缸徑尺寸系列 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 （90） 100 （110） 125 （140） 160 （180） 200 （220） 250 320 400 500 630 （4）活塞桿直徑的確定 由d=0.3D 估取活塞桿的直徑 d=25 mm 表5.4 活塞桿直徑系列 （mm） 4 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 400 （5）缸筒長度的確定 缸筒的長度S=L+B+30，L為活塞的行程，B為活塞額厚度： 活塞的厚度B=(0.61.0)D= 0.780=56mm，由于液壓缸的行程L=800mm ,所以S=L+B+30=886 mm 導向套滑動面的長度A: 一般導向套滑動面的長度A，在D<80mm時，可取A=(0.61.0)D；在D>80mm時, 可取A=(0.61.0)d。 所以A=25mm 最小導向的長度H： 根據(jù)經(jīng)驗，當液壓缸最大的行程為L，缸筒的直徑為D，最小導向的長度為：H 代入數(shù)據(jù) 即最小導向長度H + =80 mm 活塞桿的長度l=L+B+A+80=800+56+25+40