机械零件设计,传送带

机械零件课程设计说明书

设计题目二级减速带式输送机的传动装置

学校眉山职业技术学院 专业数控

班级09级数控班 学号*********

设计人唐波

指导教师杨晓勇

完成日期2010年06月24日

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眉山职业技术学院零件设计 设计者：唐波

目录

第一部分：设计任务书

一、课程设计题目 ……………………………………………………………3

二、课程设计内容……………………………………………………………3 三、学生任务……………………………………………………………4 第二部分：电机的选择及主要性能的计算

一、电机的选择 ………………………………………………………………5

二、传动比的计算及传动比的分配………………………………………………5 三、传动装置的运动和动力参数的计算 ………………………………………5 第三部分：结构设计

一、三角带传动设计…………………………………………………………6 二、齿轮的设计计算 … ……………………………………………………8 三、轴的设计计算 …………………………………………………………11 四、滚动轴的选择及计算 …………………………………………………11 五、键连接的计算及效核计算 ……………………………………………14 六、联轴器的选择……………………………………………………………14 七、润滑与密封………………………………………………………………14 八、箱体尺寸 …………………………………………………………………15 第五部分：结束语

一、设计小结……………………………………………………………·…………15 二、参考文献 ……………………………………………………………………15

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眉山职业技术学院零件设计 设计者：唐波

设计任务书

一、 课程设计题目：

1.设计带式运输机传动装置（简图如下）

图一

机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。

本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为二级直齿圆柱齿轮减速器，第二级传动为链传动。 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之—。本设计采用的是二级直齿轮传动(说明直齿轮传动的优缺点)。

说明减速器的结构特点、材料选择和应用场合。综合运用机械设计基础、机械制造基础的知识和绘图技能，完成传动装置的测绘与分析，通过这一过程全面了解一个机械产品所涉及的结构、强度、制造、装配以及表达等方面的知识，培养综合分析、实际解决工程问题的能力

2.传动方案规划

原始条件：带式运输机由电动机通过V带轮减速后通过直齿轮减速器，连续单向远传输碎粒物体，工作载荷有轻微冲击，设计寿命10年，每年300工作日二班制，运输带速允许误差为4%。

原始数据:

运输机工作拉力 F/(N) 3100 运输带工作转速v/(m/s) 1.7 卷筒直径 D/mm 370

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二、 课程设计内容

电动机的选择及运动参数的计算 V带的长传动设计 齿轮的传动设计 轴（低速轴）的设计 滚动轴承的选择及验算 健的选择及强度校核 联轴器的选择

润滑油及润滑方式的选择 绘制轴系结构图 编写设计说明书

1.传动方案（已给定）

1） 外传动为V带传动。

2） 减速器为一级闭合直齿轮减速器。。

2.该方案的优缺点：

1） 2） 3） 4） 5） 6） 7） 8） 9） 10）

该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动

带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分一级闭合直齿轮减速，这是减速器中应用最广泛的一种。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

三、每个学生任务：

1.一份说明书（A4） 2.一张零件图 3.一张轴系结构图

计算与说明

结果 - 4 -

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一、电机的选择（Y系列三相交流异步电动机） 1 确定皮带输送机所需功率

由P输出FWVW/1000(kw) 得P输出= 1000=2 计算传动装置的效率

3 12345 【由资料5P式（1---2）】

FV3100×1,71000

=5.1KW【由资料5P式（1---1）】

P输出=5.1KW

电机：Y180L型 转速：750r/min 功率：11KW

式中：1---三角带传动效率 2---齿轮传动效率

3---滚动轴在此处键入公式。承的效率 4---联动器的效率 5---运输机平行带传动效率

0.940.960.9830.990.950.799 取Pd5.5Kw

3 电动机的选择

电动机的额定功率P0P输出/=

5.10.84

≥8.5kw 【 由资料6P式（1---3）】

经查《机械设计手册》选定电机Y180L 750r/min 电动机额定功率11KW 电动机伸出端直径42mm 电动机轴伸出端的长度110mm 电动机轴伸出端得安装高度169mm 4 确定电动机的转速：

（1）滚筒轴的工作转速为：n输出=601000Vw/D=（1---4）】

式中：Vw---皮带输送机的带速 D---滚筒的直径

（二）传动比的计算及传动比的分配

1 传动装置总传动比 传动比 i总=

N输出N输入

60×1000×1.73.14×370

n输出88r

=88r/min【由资料6P式

min=

75088

=8.542 【由资料6P式（2---1）】

i总8.542

2分配传动装置各级传动比

i总i1i2 【由资料7P式（2---2）】 查资料附表2选定i1=3，i2=2.85 传动比 i总=

N输出N输入

i13i22.85

=

75088

=8.542 【由资料6P式（2---1）】

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眉山职业技术学院零件设计 i总i1i2 【由资料7P式（2---2）】

查资料附表2选定i1=3，i2=2.85

速度校核:

v2实际=Dn601000=

88×3.13×37060×1000

≈1.0704

｜v实际-v理v｜=丨1.0704−1.7

1.7

丨×100%≈0.05%＜4% 检验合格 实际第二部分 结构设计

一、V带传动设计

外传动带选为 普通V带传动 1.确定计算功率

Pca

（1）、由表5-9查得工作情况系数 KA1.4

（2）、由式5-23（机设）

PcaKAP1.47.710.5kw 2、选择V带型号

查图5-12a(机设)选SPZ型V带。 3.确定带轮直径

da1

da2

（1）、参考图5-12a（机设）及表5-3（机设）选取小带轮直径

da1160mmda12H （电机中心高符合要求）

（2）、验算带速 由式5-7（机设）

Vn1da116016010007506010006.28ms1

（3）、从动带轮直径

da2

da2ida13160480mm

查表5-4（机设） 取da2475mm

（4）、传动比 i ida2d4751602.96875 a1（5）、从动轮转速

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设计者：唐波

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n

2750n1253Ri2.96875min1

合格 P4.确定中心距a和带长Ld

（1）、按式（5-23机设）初选中心距

0.7da1da2a02da1da2

444.5a201270 取

a0850mm

（2）、按式(5-24机设)求带的计算基础准长度L0

2(475160)2 (2850(160475))mm2485012726.13mm01L2a0(dddd2)(dd1d2)d2

查图.5-7(机设)取带的基准长度Ld=2800mm

(3)、按式(5-25机设)计算中心距:a a 10.5ka0Ld2L0(85028002726.13)mm887mm

2(4)、按式（5-26机设）确定中心距调整范围

amaxa0.03Ld(8870.032800)mm971mm a0.015Ld(8870.0152800)mm845mm

d a1160mm amin 5.验算小带轮包角α1 由式(5-11机设)

1180dd2dd1a60158120

6.确定V带根数Z

(1)、由表（5-8a机设）查得dd1=160mm n1=7300r/min及n1=800r/min时，单根V带的额定功率分别为3.42Kw和3.70Kw，用线性插值法求n1=800r/min时的额定功率P0值。

d a2480mm P0(3.423.703.42(750730)Kw3.7Kw

800750 (2)、由表（5-10机设）查得△P0=0.24Kw (3)、由表查得（5-12机设）查得包角系数

k0.93

(4)、由表(5-13机设)查得长度系数KL=1.03 (5)、计算V带根数Z，由式（5-28机设）

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Z P(PP)KKca00L10.5

(3.70.24)0.961.032.8 取Z=3根

7．计算单根V带初拉力F0，由式（5-29）机设。

F0500PcaVZ(2.5K1)qv2475N

a0850mm a q由表5-6机设查得

8．计算对轴的压力FQ，由式（5-30机设）得

FQ2Z1(23475sin158)N2798N sinF022 9．确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图

小带轮基准直径dd1=160mm采用腹板式结构。大带轮基准直径dd2=475mm，采用孔板式结构，基准图见零件工作图。

二、齿轮的设计计算

低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）

a=887mm 1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=20 则Z2=Z1i=20×2.8=60

2.设计计算。

（1）设计准则，齿根弯曲强度设计，按齿面接触强度校核

（2）按齿根弯曲强度设计，由式（7-9）

amax971mm845mmaminm1t32kTYFaYSadZ2F

 1158 a) 试取Kt+1.3 b) 小齿轮传递距

T1=9.55×106

P17.238625=9.55×106×=274373.01 n12226.56p 03.7KwP1P013110.970.9951.061665

c) 更具表7-8齿轮为对称布置，去齿宽系数d0.8 d) 齿轮系数查表7-7，yFa12.81,YFa21.55 e) 许用弯曲应力

由图7-17b弯曲疲劳强度极限

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眉山职业技术学院零件设计 Flim1700MPa,FLim2700MPa

计算应力循环系

N16000n1jlh60252230081072576104

NN1u7257610422.82.592108

由图7-19得YN1YN21

按表7-9，去S11.25

F1F1linYSTSYN1560MPa

Fmin F2linYSTF2SYN2560MPa

Fmin计算大小齿

YFa1YSa12.81.555600.00775

F1YFa2YSa22.281.730.00704

F2560小齿轮数值值大，按小齿轮算 设计计算：

m2kTYFaYSa1t3321.3274373.01dZ20.42022.801.555603.257F 取标准值：m=5

f) 分度圆直径

d1mz1520100mmd

2mz2556280mmg) 圆周速度

vdn3.14100252610006010001.3188

h)计算载荷系数K

又表7-3，KA1.35

根据V1.3188和8级精度，按图7-8，查的KV1.09 按表7-4，由硬度齿面8级精度，对称支承

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设计者：唐波

Z=3 FQ2798N Z120 z260

眉山职业技术学院零件设计 K1.150.18d20.31103b

1.050.180.420.31103401.1912式中齿宽bdd10.410040

根据k1.35548.7402AFt/b4018.5

式中FT1227437.01t2u100548.7402

1KKAKVKK1.351.091.19121022.10342096h) 修正K983t 值，计算模数mnmt31.1.33.752

(3)按齿面接触疲劳强度校核

按式（7-4）校核公式为HZ2KT1u1EZHbd2H

1u许用接触应力

H

由图7-18得ZN1ZN21

安全系数SH1

HlimZN1H1

S1150MPaHH

limZN1H1S1150MPaH又表7-6的：ZE198.8MPa

HZEZ2KT1u1Hbd21u189.82.522.12743732.8414016022.8 模数去标准值m=5mm 586.41150H 计算中心距ad1d247521602317.5mm

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设计者：唐波

按小齿轮算 M=5 d1100mm d2280mm

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(4)结构设计：如图纸：二图

四、轴的设计

高速轴主动轴的设计

1、选取材料和热处理的方法，并确定轴材料的许用应力 根据设计要求，普通用途，单向运转，因而选用45钢，，调质处理。忧郁轴的尺寸较 大，性能数据按毛坯直径≤200mm的选用，由表9-1查的得δB=650 Mpa, δS=360 Mpa, δ-1=300 Mpa,τ−1=155MPa 。 许用应力由表9-5查得[δ+1]0=215Mpa，[δ0]0=100Mpa，[δ-1]0=60Mpa 2、估算轴的最小直径由表9-3查取A=110，根据公式（9-2）得 p110.62 d1≥A3=38mm 1103 n1253 考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大3%，即38×1.03=40mm。最后取轴的最小直径为 d1=45mm。 3、画出轴系结构图。 图二 轴段位置 轴段直径 说明 轴段1 d1=45 根据粗估直径，取标准轴径。 根据轴径计算出V带轮宽度 L1=90 轴段2 d2=55 d2=1.1d1取标准轴径。 L2=60 根据轴伸长度100，L2=（110-L1）×2=60 轴段3 d3=65 d3=1.1d2取标准轴径。 L3=48 轴承宽度23，L3=23×2+2=48 轴段4 d4=75 d4=1.1d3取标准轴径。 L4=68 根据大齿宽70，再减去2mm。L4=70-2=68 轴段5 d5=90 d5=1.1d4取标准轴径。 L5=10 d−d6⁄ l5=52×1.4=10 合格 自由轴段6 d6=75 d6=1.1d5取标准轴径。 根据对称性，L6=L2/2+L2+L4/2-L4/2-L5-L7=45 L6=45 轴段7 d7=65 d7=1.1d6取标准轴径。 轴承宽度23mm L7=23 齿宽bdd10.416064，取b170,b264

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低速轴主动轴的设计

1、选取材料和热处理的方法，并确定轴材料的许用应力 根据设计要求，普通用途，单向运转，因而选用45钢，，调质处理。忧郁轴的尺寸较大，性能数据按毛坯直径≤200mm的选用，由表9-1查的得δB=650 Mpa, δS=360 Mpa, δ-1=300 Mpa,τ−1=155MPa 。

许用应力由表9-5查得[δ+1]0=215Mpa，[δ0]0=100Mpa，[δ-1]0=60Mpa 2、估算轴的最小直径由表9-3查取A=110，根据公式（9-2）得

d1≥A3 p110.4=54mm 1103n188考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大3%，即54×1.03=55,6mm。最后取轴的最小直径

为d1=60mm。

3、画轴的计算简图，计算支反力。

图三 轴段位置 轴段直径 d1=60 L1=70 d2=67 L2=140 d3=75 L3=42 d4=90 L4=62 d5=100 L5=8 说明 根据粗估直径，取标准轴径。 根据轴径计算出V带轮宽度 d2=1.1d1取标准轴径。 根据轴伸长度100，L2=（140-L1）×2=140 d3=1.1d2取标准轴径。 轴承宽度23，L3=20×2+2=42 d4=1.1d3取标准轴径。 根据大齿宽70，再减去2mm。L4=64-2=62 d5=1.1d4取标准轴径。 l5=d5−d6⁄2×1.4=8 轴段1 轴段2 轴段3 轴段4 轴段5 自由轴段6 d6=90 L6=84 d7=75 L7=20 d6=1.1d5取标准轴径。 根据对称性，L6=L2/2+L2+L4/2-L4/2-L5-L7=84 d7=1.1d6取标准轴径。 轴承宽度20mm 轴段7

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眉山职业技术学院零件设计 图四

a． 主动轴的受力计算

转矩 T=9.55×106

×P／n=1128636N·mm 圆周力Ft=2T／d1=10077N

径向力 Fr=Ft×tan20o

=3667N b． 水平面支反力（如图四-c）

FRBH=

FtL3L=

10077×1332+L3

143+133

=4855N

FRDH=Fr−FRBH=10077−5404=5221

c． 垂直面支反力（如图四-e）

FRBV=

FRL3L=

3667×1332+L3

143+133

=1767N

FRDV=Fr−FRBV=3367−1767=1900N

d． 画矩形图，扭矩图。

水平面弯矩图MH（图四-d）

截面C处：

MCH=FRBHL2=4855×143=694265N

垂直面弯矩图MV(图四−f） 截面C左边：

MCV1=FRBVL2=1767×143=252681N

截面C右边：

MCV2=FRDVL3=1900×133=252700N 合成弯矩图（图四-g）

截面C左边：

MCH=√MCH2+MCV12=√6942652+2526822=738817N 截面C右边：

MCH=√MCH2+MCV22=√6942652+2527002=738824N

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设计者：唐波

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扭矩图（图四-h） 扭矩T=1128636N

e． 按扭矩合成应力校核轴的强度

从图四-g 可见截面C处弯矩最大，营销和该截面的强度。 截面C的当量弯矩：

Me=√Mc2+dT2=1002210 式中∂=[σ0]b=100=0.6

0b

[σ]60

由式（9-5）可得 σb=

Me0.1d3

=

110022100.1×903

=13.74MPa

校核结果：σb=[σ−1]b=60MPa,截面C的强度足够。

五：键联接的选择及校核计算

轴承安装齿轮的键，材料为45钢，静载荷时[p]120~150MPa，根据安装齿轮段轴的直径，选择A型普通平键.查表4-1（机械设计基础课程设计） Ι轴与V带轮相配合的键：b =14mm, h = 9 mm, L=L-b=76

校核：σp=

2Tdkl

=

2×38401645×4.5×76

=49<[σp]

Ι轴与小齿轮相配合的键：b =20mm, h = 12mm, L=L-b=48

校核：σp=dkl=

2T

2×38401675×6×48

=35<[σp]

Π轴与大齿轮相配合的键：b =18mm, h = 11mm, L=L-b=52

校核：σp=dkl=

2T

2×112863660×55×52

=131<[σp]

Π轴与联轴器相配合的键：b = 25mm, h = 14mm, L=L-b=37

校核：σp=dkl=

所以满足强度要求。

2T

2×112863690×7×37

=96<[σp]

六、联轴器的选择

根据轴设计中的相关数据，查机械手册，选用联轴器的型号为GB/T 3852-1997 。

七、润滑与密封

1.齿轮的润滑

因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。

高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。 2．滚动轴承的润滑

因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V≥1.5～2m/s所以采用飞溅润滑。 3减速器的润滑

为了降低摩擦，减少磨损和发热，提高机械效率，减速器的传动零件和轴承等必须进行润滑。

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八、箱体尺寸

箱体壁厚10mm 箱盖壁厚

18mm

箱座凸缘厚度b=15mm 箱盖凸缘厚度b1=15mm 箱座底凸缘厚度b2=25mm 地脚螺栓直径df=M16 地脚螺栓数目n=4

轴承旁联接螺栓直径d1=M12 联接螺栓d2的间距l=150mm 轴承端盖螺钉直径d3=M8 定位销直径d=6mm

df 、d1 、d2至外箱壁的距离C1=18mm、18 mm、13 mm df、d2至凸缘边缘的距离C2=16mm、11 mm 轴承旁凸台半径R1=11mm

凸台高度根据低速轴承座外半径确定 外箱壁至轴承座端面距离L1=40mm 大齿轮顶圆与内箱壁距离△1=10mm 齿轮端面与内箱壁距离△2=10mm 箱盖，箱座肋厚m1=m=7mm

轴承端盖外径D2 ：凸缘式端盖：D+（5～5.5）d3 以上尺寸参考机械设计课程设计P17～P21 。参考文献：

《机械设计》徐锦康 主编 机械工业出版社 《机械设计课程设计》陆玉 何在洲 佟延伟 主编 第3版 机械工业出版社 《机械设计手册》

设计心得

机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了3周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。 由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准

在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。

由于本次设计是分组的，自己独立设计的东西不多，但在通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础。

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眉山职业技术学院零件设计 设计者：唐波

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眉山职业技术学院零件设计 设计者：唐波

大带轮：

小带轮：

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d = 45mm , da=475mm d=48mm , da=160mm