带式输送机传动系统设计-机械设计任务书.doc

台 州 学 院
《机械设计课程设计》任务书
班级
14材料成型
学号
1436230010
姓名
陈坚
设计题目：带式输送机传动系统设计
设计任务：设计带式输送机的传动装置。要求传动系统中含有普通V带传动及单级斜齿圆柱齿轮减速器。减速器设计寿命为8年（每年按250个工作日算）。
工作条件：运输机载荷平稳，单向运转，两班工作（每班按8h计算）。
传动方案简图：
D

设计数据：输送带工作拉力F为 2.1 （KN）；
输送带工作速度V为 2.4 （m/s），允许误差为±5%；
卷筒直径D为 320 （mm），效率为0.95；
设计工作量：1.减速器装配图一张（A1）；
2.零件图2张；
3.设计说明书1份。

带式输送机传动系统设计

解：选择电动机。
选择电动机类型。按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。
选择电动机容量。工作机所需的功率

其中，带式传输机的效率
电动机的输出功率。
其中为电动机至滚筒主动轴传动装置的总效率，包括V带传动、一对齿轮传动、两对滚动轴承及联轴器等效率。值计算如下：
由表查得V带传动效率，一对齿轮传动效率，一对滚动球轴承效率，联轴器效率，因此

所以
根据选取电动机的额定功率=（1～1.3）=6～7.8KW
并由表10-78差得电动机的额定功率为。
选择电动机的转速。先计算工作装置主轴的转速，也就是滚筒的转速，即

根据表3-1确定传动比的范围，取V带传动比2～4，单级圆柱齿轮传动比=3～5，则总传动比i的范围为～6～20
电动机的转速范围应为（6～20）143.2=859.2～2864
在这个范围内的电动机的同步转速有1500r/min和1000r/min两种，综合考虑电动机和传动装置的情况再确定最后的转速，为降低电动机的重量和成本，选择同步转速为1500r/min。根据表10-78确定电动机的型号为Y132M-4,其满载转速min。
（2）计算总传动比并分配各级传动比。
计算总传动比：
分配各级传动比。为使带传动的尺寸不至于过大，满足<
，可取，则此轮传动比
（3）计算传动装置的运动和动力参数。
各轴的转速

各轴的功率

各轴的转矩：

计算结果
参数
轴名
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
滚动轴
转速n/(r/min)
1440
480
144.14
144.14
功率P/kW
7.5
7.125
6.84
6.64
转矩T/（NM）
49.7
141.8
453.2
4399
传动比
3
3.33
1
效率
0.95
0.97
0.99

V带设计
1. 确定计算功率
由表8—8查得工作情况系数，故

2. 选择V带的带型
根据 由图8-11选用A型。
3. 确定带轮的基准直径并验算v
1) 初选小带轮的基准直径，由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径。
2) 验算带速v。

因为5m/s22）计算所需的基准长度

由表8-2选带的基准长度
3）由式（8-23）计算实际中心距a

按式（8-24），中心距的变化范围为517～604mm。
5.验算小带轮上的包角

6.计算带的根数z
1）计算单根V带的额定功率
由和查表8-4得
根据，查表8-5得
查表8-6得,表8-2得,于是

3) 计算V带的根数z

取4根。
7.计算单根V带的初拉伸力
由表8-3得A带型的单位长度质量0.105kg/m，所以

8.计算压轴力
1494N
9.带轮结构设计
10.主要设计结论
选用A型普通V带4根，带基准长度1940mm。带轮基准直径a=517～604mm。单根带初拉力
齿轮传动方案
1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。
（1） 选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角取为。
（2） 初选螺旋角为
（3） 带式输送极为一般机器，选用7级精度。
（4） 材料选择，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。
（5） 选用小齿轮齿数,大齿轮齿数,取。
2.按齿面接触疲劳强度设计
（1）试算小齿轮分度圆直径，即：

1） 确定公式中的各参数值。
①　 试选载荷系数
②　 由图10-20查区域系数
③　 计算接触疲劳强度用重合度系数

④　 由式（10-23）可得螺旋角系数Zβ

⑤　 计算接触疲劳许用应力[]。
由图10-15d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为

由式（10-15）计算应力循环次数:

由图10-23查取接触疲劳寿命系数。
去失效概率为1％、安全系数S=1，由式(10-24)得

取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

⑥　 小齿轮传递转矩。

2）试算小齿轮分度圆直径

（2） 调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷系数的数据准备。
①　 圆周速度v。

②　 齿宽b。

2） 计算实际载荷系数KH。
①　 由表10-2查得使用系数KA=1。
②　 根据v=1.05m/s、7级精度，由图10-8查得动载荷系数KV=1.05。
③　 齿轮的圆周力

查表10-3得齿轮间载荷分配系数KHα=1.2。
④　 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， KHβ=1.474。则载荷系数为=KAKVKHαKHβ=
3） 由式10-12),按实际载荷系数算得的分度圆直径

及相应的齿数模数

3.按齿根弯曲疲劳强度设计
（1）试算齿轮模数，

1） 确定公式中的各参数值。
①　 试选载荷系数
②　 由式10-18，可得计算弯曲疲劳的重合度系数

③　 由式10-19，可得计算望去疲劳强度的螺旋角系数

④　 计算
由当量齿数

查图10-17，得齿形系数
由图10-18查的应力修正系数
由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为
由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得：

因为大齿轮的大于小齿轮，所以取

2） 试算齿轮模数

（2） 调整齿轮模数
1）计算实际载荷系数前的数据准备。
①　 圆周速度v

②　 齿宽b

③　 齿高h及宽高比b/h

2) 计算实际载荷系数
①　 根据v=1.087m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数
②　 由
查表10-3得齿间载荷分配系数
③　 由表10-4用插值法查得,结合b/h=10.997,查图10-13，得
则载荷系数为
3） 由式10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数，大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准就近取；为了满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算小齿轮的齿数，即
取，则，取
4. 几何尺寸计算
（1） 计算中心距

考虑模数从1.907增大圆整到2，为此将中心距减小至圆整102
（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角

（3） 计算小、大齿轮的分度圆直径

（4） 计算齿轮宽度

取
5. 圆整中心距后的强度校核
齿轮副的中心距在圆整之后，,和,,等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。
（1） 齿面接触疲劳强度校核
按前述类似做法，先计算式10-22中的各参数。
计算结果：
满足吃满接触疲劳强度条件。
（2） 齿根弯曲疲劳强度校核
计算结果：

6. 主要设计结论
（6） 齿数，模数，压力角，螺旋角，变位系数，中心距a=102mm，齿宽。小齿轮选用40Cr(调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。
7. 结构设计
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构。