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机械产品设计

课程设计说明书

设计题目：

胶带输送式卷筒传动装置

学生姓名：

张亚琳

学生学号：

110202403

专业班级：

11级机制4班

指导教师：

姚贵英

、设计题目：

胶带输送机传动系统设计

1、机器的功能要求

其主要功能是由输送带完成

胶带输送机是机械厂流水作业线上运送物料常用设备之一,

运送机器零、部件的工作。

2、机器工作条件

（1）载荷性质单向运输，载荷较平稳；

（2）工作环境室内工作，有粉尘，环境温度不超过35；

（3）运动要求输送带运动速度误差不超过5%;滚筒传动效率为0.96；

（4）使用寿命8年，每年350天，每天16小时；

（5）动力来源电力拖动，三相交流，电压380/220V；

（6）检修周期半年小修，二年中修，四年大修；

（7）生产条件中型机械厂，小批量生产。

3、工作装置技术数据

（1）输送带工作拉力：

F=

6.8kN；

（2）输送带工作速度：

V=

2m/s；

（3）滚筒直径：

D=

450mm.

、设计任务

1、设计工作内容

（1）胶带输送机传动系统方案设计

（包括方案构思、比选、决策）

（2）选择电动机型号及规格；

（3）传动装置的运动和动力参数计算；

（4）减速器设计（包括传动零件、轴的设计计算，轴承、连接件、润滑和密封方式选择，机体结构及其附件的设计）；

（5）V带传动选型设计；

（6）联轴器选型设计；

（7）绘制减速器装配图和零件工作图；

（8）编写设计说明书；

（9）设计答辩。

2、提交设计成品

需要提交的设计成品：

纸质版、电子版（以班级学号+中文姓名作为文件名）各1份。

内容包括：

（1）减速器装配图一张；

（2）零件图2张（完成的传动零件、轴和箱体的名称）；

（3）设计计算说明书一份。

三、设计中应注意事项

1.计算和绘图应交替进行，并注意随时整理结果，列表保存。

2.设计中要贯彻标准。

（标准件和标准尺寸）

3.全面考虑问题：

强度、结构、加工工艺等。

4.设计应有创造性，多方案比较，择优选用。

5.设计过程中注意培养独立工作能力。

6.提交的设计成品应符合指导教师给出的格式要求。

四、设计阶段

1.计划阶段；2.方案设计；3.技术设计；4.设计文件汇总。

五、完成时间

要求在2013年12月10日之前完成全部设计任务。

指导教师：

姚贵英

2013年9月2日

设计题目8

设计任务8

第1章、设计工作内容8

1.1胶带输送机传动系统方案设计8

第2章选择电动机型号及规格9

2.1卷筒的输出功率Pw9

2.2电机输出功率Fd9

2.3电动机的转速n10

第3章、传动装置的运动和动力参数计算10

3.1传动装置总的传动比10

3.2分配传动比10

3.3运动参数和动力学参数的计算10

3.3.1各轴转速10

3.3.2各轴的输入功率11

3.3.3各轴的输入转矩11

第4章、设计V带和带轮12

4.1设计V带12

4.1.1参数12

4.1.2验算带速12

4.1.3取V带基准长度Ld和中心距a13

4.1.4验证小带轮包角?

13

4.1.5确定V带的根数Z13

4.1.6求作用在带轮上的压力Fq13

4.1.7设计结果13

4.2V带轮的设计14

第5章、齿轮的设计14

5.1高速级大小齿轮设计14

5.1.1材料14

5.1.2各级参数14

5.1.3按齿面接触强度设计16

5.1.4按齿根弯曲强度设计18

5.1.5几何尺寸18

5.1.6主要参数选取，及几何尺寸计算18

5.2低速级大小齿轮的设计19

5.2.1材料19

5.2.2各级参数19

5.2.3按齿面接触强度设计19

5.2.4按齿根弯曲强度设计21

5.2.5几何尺寸22

第6章轴的设计和校核23

6.1输入轴的结构强度计算23

6.1.1.计算作用在齿轮上的力23

6.1.2初步估算轴的直径23

6.1.3高速轴的设计23

6.2中间轴的设计27

6.2.1选择轴的材料，确定许用应力27

6.2.2按扭矩强度确定各轴段直径27

6.2.3中间轴校核27

6.3低速轴的设计30

6.3.1选择轴的材料，确定许用应力30

6.3.2按扭矩强度确定各轴段直径30

6.3.3低速轴校核31

第7章键的设计34

7.1带轮键的选择34

7.2中间轴大齿轮键的选择34

7.3中间轴小齿轮键的选择34

7.4低速轴齿轮键的选择34

7.5联轴器键的选择34

第8章轴承的设计35

8.1高速轴轴承的选择与校核35

8.1.1求当量动载荷P35

8.1.2计算所需的径向额定动载荷值35

8.1.3选择轴承的型号35

8.2中速轴轴承的选择与校核35

8.2.1求当量动载荷P35

8.2.2计算所需的径向额定动载荷值35

8.2.3选择轴承的型号35

8.3低速轴轴承的选择与校核35

8.3.1求当量动载荷P35

8.3.2计算所需的径向额定动载荷值36

8.3.3选择轴承的型号36

第9章联轴器的选择36

9.1工作系数36

9.2确定联轴器的型号：

36

第10章•减速器机体结构尺寸37

第11章减速器的各部位附属零件的设计：

38

11.1窥视孔盖与窥视孔38

11.2放油螺塞38

11.3油标38

11.4通气器38

11.5启盖螺钉38

11.6定位销38

11.7环首螺钉、吊环和吊钩38

11.8调整垫片38

11.9密封装置38

第12章润滑方式的确定38

设计小结39

参考文献39

《机械产品设计》任务书

班级：

机制2011—4班学号：

110202403学生姓名：

张亚琳

设计题目：

胶带输送机传动系统设计

1、机器的功能要求

胶带输送机是机械厂流水作业线上运送物料常用设备之一，其主要功能是由

输送带完成运送机器零、部件的工作。

2、机器工作条件

（1）载荷性质单向运输，载荷较平稳；

（2）工作环境室内工作，有粉尘，环境温度不超过35；

（3）运动要求输送带运动速度误差不超过5%滚筒传动效率为0.96；

（4）使用寿命8年，每年350天，每天16小时；

（5）动力来源电力拖动，三相交流，电压380/220V；

（6）检修周期半年小修，二年中修，四年大修；

（7）生产条件中型机械厂，小批量生产。

3、工作装置技术数据

（1）输送带工作拉力

（2）输送带工作速度

（3）滚筒直径：

:

F=6.8kN；

:

V=

D=450

2m/s；

mm.

设计任务

第1

章、设计工作内容

1.1胶带输送机传动系统方案设计

考虑诸多因素，确定传送装置由电动机，二级减速器，V带，工作机等多部

分组成。

考虑到电机转速高，传动功率大，所以将V带设置在高速级，方案图如下

第2章选择电动机型号及规格

按照工作要求和已知条件，选用一般用途的Y系列的全封闭式鼠笼三相异步电动机。

2.1卷筒的输出功率P

2.2电机输出功率Pd

（2-2）

（2-3）

传动装置的总效率

__3■]2_»

1・2・3・4・5

由相关资料可确定V带传动1=0.96滚动轴承的效率2=0.998级精

卷筒效率5=0.96

度的圆柱齿轮传动3=0.97弹性联轴器4=0.99

解得上式中=0.833则pd=17.04kw

2.3电动机的转速n

卷筒转速为

根据电机转速n卷筒且由表查得常选用同步转速n为1500rmin的Y系列电机为丫180L—4,其满载转速为nm=1470rmin，其额定功率为22kw

由表知机座中心高180mm

堵转转矩/额定转矩为2

最大转矩/额定转矩为2.2

总质量为190Kg

第3章、传动装置的运动和动力参数计算

3.1传动装置总的传动比

第川轴的传动比为i2i1=1.3i2

i总二i带i1132=17.31（3-2）

经计算可得i2=2.58h=3.35

3.3运动参数和动力学参数的计算

将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴

01、12、23、34分别为电动机到1轴、1轴到2轴、2轴到3轴、3轴到4

轴之间的传动效率

3.3.1各轴转速

电动机输出转速nm=1470r「min

I轴的转速

II轴的转速

3.3.2各轴的输入功率

I轴的输入功率

Pi=Pdoi-17.040.96=16.36kw（3-4）

I轴的输入功率

p2=p112=16.360.990.97=15.71kw

川轴的输入功率

P3=P223=15.710.990.97=15.09kw

工作轴的输入功率

P4二P334=15.090.990.99=14.79kw

3.3.3各轴的输入转矩

电动机的输出转矩

（3-5）

T。

=9550旦=95501704=110.7N*mnm1470

I轴的输入转矩

T1-T0I带01=110.720.9^212.55N*m

I轴的输入转矩

T2=T1I112=212.553.350.990.97=683.77N・m

川轴的输入转矩

T3=T2i223=683.772.580.990.97=1694.1N

工作轴的输入转矩T4=T334=1694.10.990.99=1660.39N

表3-1.运动和动力学参数如下表：

轴

功率P/KW

转矩T/N.m

转速r/min

输入

输出

输入

输出

电动机轴

17.04

110.7

1470

1轴

16.36

16.2

212.55

210.42

735

2轴

15.71

15.55

683.77

676.93

219.4

3轴

15.09

14.94

1694.1

1677.16

85.04

4轴

14.79

14.62

1660.39

1593.97

85.04

第4章、设计V带和带轮

4.1设计V带

4.1.1参数

查课本p156表8-7得出KA=1.3

P带总=KAPd=1.317.04=22.152kw（4-1）

取V带数位5，则单根普通V带输入功率

mPm人

（4-2）

C

——

5

转速nm

=1470r/min

查P152表8-4a可选择

B型V带，dd=200mm

根据

dd2

（4-3）

n2

（1一皿

可以取；=0.01，则可求得dd2=396mm

查P157表8-8得dd2=400mm

4.1.2验算带速

—2001470=15.39m/s

601000601000

带速不宜过高或者过低，一般在5~25m/s范围之内所以,

（4-4）

设计值合适

4.1.3取V带基准长度Ld和中心距a

初步选取中心矩a:

0.7（d1d2）_a0_2仏•d2）

初步计算V带的基准长度

（4-5）

L。

=2a°（d1d2）（d2一①）=2753.1mm

24a0

查表8-2得Ld=2800mm，则可得实际中心矩

（4-6）

Ld-L。

“c2800-27531“c”

a二a0--二900923.45mm

2

4.1.4验证小带轮包角：

■

575575

:

=180-（dd-dd）180-（400-200）167.55120（4-6）

22a923.45

4.1.5确定V带的根数Z

将上面参数带入上式Z=4.97取Z=5根

4.1.6求作用在带轮上的压力Fq

q二0.18kg/m

F0=500（2j5K*总qV2=500（2j50.97）22.150.1815.392=269.65N（4-8）K：

ZV0.97515.39

则作用在轴上的压力

«167.55

Fq=2ZF0sin25269.65sin2680.6N（4-9）

22

4.1.7设计结果

选用5根B型V带，中心矩a=923.45mm，带轮直径dd’=200mm,

da?

=400mm，轴上压力Fq=2680.6N

4.2V带轮的设计

查书可知小带轮采用腹板式，大带轮采用轮辐式结构。

带轮的凹槽

表4-1带轮各级参数

槽型

bd

hamin

hfmin

e

fmin

dd

与dd相对应®

9=34*

B

14.0

3.50

10.8

19却4

11.5

<190

>190

第5章、齿轮的设计

5.1高速级大小齿轮设计

5.1.1材料：

根据已知材料，小齿轮材料选用40Cr调制，齿面硬度为280HBS，大齿轮

材料选用45钢调制，齿面硬度与芯部硬度均为240HBS,选择8级精度

（GB10095-88）。

5.1.2各级参数

选择小齿轮齿数乙=25,则大齿轮齿数Z2=253.35=83.75，选取整数值则

Z2=84o

Z2

已知

（5-1）

5.1.3按齿面接触强度设计

由设计计算公式进行试算，即

（5-2）

心.32愕咛（詬2

⑴确定公式中的各计算数值

1试选载荷系数Kt=1.3

2

计算小齿轮传递的转矩

3查表10-7选取尺宽系数d-1

1

4查表10-6得材料的弹性系数ZE=189.8MPa^

5由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

二Him1=560MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限tiim2=585MPa

6计算应力循环次数

N1=60n^Lh=607351（835016）=1.976109（5-3）

N2』=5.88108

U1

7由图10-19选取接触疲劳寿命系数Khn1=0.88；Khn2=0.91

8计算接触疲劳许用应力

取失败概率为100安全系数S,=1

则有!

「h1=KHNT'Hlim1=0.88560=492.8MPa（5-4）

叽厂!

^-“9158^532,35MPa

⑵计算

1试算小齿轮分度圆直径d1，带入^h中较小的值

2

②计算圆周速度Vd

5

=23231.32.13104.36（1898）2

13.36（492.8）

「：

d1t厲3.1487.31735

601000一601000

=3.36m/s

（5-6）

③计算齿宽b|

bi='ddit=87.31mm（5-7）

4计算齿宽与齿高之比乞

hci

模数mt1=也=8731=3.49mm（5-8）

z,25

齿高hc^2.25mt^7.86mm

bi87.31

111.11（5-9）

he,7.86

5计算载荷系数

根据Vc1=3.36m/s,8级精度，由图10-8查得K^1.16

直齿轮心=Kf：

.=1由表10-2查得使用系数kA=1

查表10-4用插值法8级精度，小齿轮相对支撑非对称分布K.=1.465

继而查图10-13得Kf：

=1.33

故载荷系数

心=KaKvKh：

.Kh‘11.161.4651=1.7（5-10）

6按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径

d^i=d1t387.31395.47mm（5-11）

:

Kt1.3

7计算模数

二3.81mm

d195.47

m1:

z125

5.1.4按齿根弯曲强度设计

弯曲强度的设计公式

⑴确定公式内各计算值

1查图10-20C得小齿轮的弯曲疲劳强度极限“El=500MPa,大齿轮的弯曲

强度极限二fe2=380MPa

2查图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfni=0・85,Kfn2=0.88

3计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲安全系数Sti=1.4

4计算载荷系数Kt1

Kt1=KaKvKf：

.Kf1=11.1611.33=1.54

5查取齿形系数

查表10-5可得YFa1=2.62，YFa2=2.214

6查取应力校正系数

查表10-5可得YSa1=1.59，YSa2=1.774

⑦计算大小齿轮的尊片并加以比较

由上可知大齿轮的数值大

⑵设计计算

321.542.16105mi-320.01644=2.6mm

1252

对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳

强度计算的模数，由于齿轮模数的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿

面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，所以取模数m^2.6，

近圆整为标准值=3，按接触强度算得的分度圆直径di=95.47mm，算出小齿轮齿数z^-di：

-32

mi

大齿轮齿数Z2=323.35=1072取Z2=1O8

这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

5.1.5几何尺寸

⑴计算分度圆直径

d^i=z1m^323=96mm

d^z2m|=1083=324mm

⑵计算中心矩

⑶计算齿轮宽度

b二dd^96mm

取B2=96mm，EB1=100mm

5.1.6主要参数选取，及几何尺寸计算

中间轴大齿

齿数z2=108模数m1=3〉=20

分度圆直径

D1=m,z2=1083=324mm

齿顶咼

Ha=m1H；=31二3mm

齿根高

Hf=（H；C*）m^-（10.25）3.75mm

齿全高

H=HaHf=33.75=6.75mm

齿顶圆直径

Da=D2Ha=3242330mm

齿根圆直径

Df=D-2Hf=324-23.75=316.5mm

5.2低速级大小齿轮的设计

5.2.1材料：

根据已知材料，小齿轮材料选用40Cr调制，齿面硬度为280HBS,大齿轮材料选用45钢调制，齿面硬度与芯部硬度均为240HBS,选择8级精度

（GB10095-88）。

5.2.2各级参数

选择小齿轮齿数Z3-25，则大齿轮齿数Z4=252.58=64.5，选取整数值则z4=65o

已知u2二二65=26

Z325

5.2.3按齿面接触强度设计

⑴确定公式中的各计算数值

1试选载荷系数Kt=1.3

2计算小齿轮传递的转矩

95.5105F2'95.510515.555M

T226.7710N*m

n2219.4

③查表10-7选取尺宽系数'd=1

1

4查表10-6得材料的弹性系数Ze=189.8MPa2

5

由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

6计算应力循环次数

N3=60n3jLh=60219.41（835016）=5.9108

N38

N43=2.27108

U2

7由图10-19选取接触疲劳寿命系数KHn3=0.91;Kg"925

8计算接触疲劳许用应力

取失败概率为1oo安全系数S2-1

则有tH3=Khn3「Hlim3=0.91560=509.6MPa

S2

j」1^^0.92558^541-125MPa

⑵计算

①试算小齿轮分度圆直径d1，带入上h中较小的值

4八2.323呼・四（一各）2=2.32严二6.77工105.汽儕（翼）2=125如口

[du打.13.36509.6

3计算圆周速度Vc1

二d2t门2_3.14125.53219.4

601000一601000

4计算齿宽d

b3二dd3t=125.53mm

5计算齿宽与齿高之比直

hc3

模数

d2t125.53lcc

mt25.02mm

Z225

齿高

hc3=2.25mt2=11.3mm

b3125.53一一

11.11

hn.311.3

6计算载荷系数

根据Vc3-1.44m/s，8级精度，由图10-8查得K^1.06

直齿轮Kh-.=Kf-.=1

由表10-2查得使用系数Ka=1

查表10-4用插值法8级精度，小齿轮相对支撑非对称分布=1.477

继而查图10-13得K^-1.6

故载荷系数K2二KaKvKh-Kh，11.061.4771=1.57

7按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径

]K'1.57

d3=d2t3|—=125.53汉3"=133.68mm

VKt\1.3

8

计算模数

5.2.4按齿根弯曲强度设计

弯曲强度的设计公式m2「2KTf（丫：

洱）

2忖；片】丿

⑴确定公式内各计算值

①查图10-20C得小齿轮的弯曲疲劳强度极限二fe3=500MPa，大齿轮的弯曲强度极限匚fe^380MPa

2查图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn3=0.9,Kfn4=0.93

3计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲安全系数St1=1.4

=321.42MPa

贝『厂fKfn^fe3=0.9500

3St21.4

④计算载荷系数Kt1

Kt2=KaKvKf：

Kf，11.0611.6=1.696

5查取齿形系数

查表10-5可得YFa3=2.62,仏=2.26

6查取应力校正系数

查表10-5可得Ysa3=1.59,Ysa4=1.74

7

计算大小齿轮的¥丹并加以比较

由上可知大齿轮的数值大

⑵设计计算

321.576.77105m2_320.01558=3.76mm

.1252

对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，所以取模数m2二3.76，

近圆整为标准值m2=4，按接触强度算得的分度圆直径d^133.68mm，算出小

大齿轮齿数Z4=342.58=87.72取z^88

这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯