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由于由以上内容可知nm=727r/min,nw=
47.77r/min因此:i总二nm/nw=727/47・77=
15.22即传动装置总传动比总为i
15.22分派各级传动比
4.2由式总二取带传动比则齿轮的传动比为:i il•i2,V il=
3.5,i2=i,/i]=
15.22/
3.5=
4.35因此，分派的传动比带为齿轮为V
3.5,
4.35确定运动和动力参数5确定各轴的转速
5.1由可计算得il2=nl/n2,n2=nl/il2轴输入轴:I nl=nm/i1=727/
3.5=
207.71r/min口轴输出轴:n2=nl/i2=
207.71/
4.35=
47.75r/min滚筒轴nw=n2=
47.75r/min确定各轴的功率
5.2由P1/P2=T|6可计算得注式中为电动机额定功率PmI轴Pl/Pm=n带，贝lJPl=Pm・n带=11•
0.96=
10.56kw轴二齿•泵，则齿二带•齿•泵n P2/P1n nP2=P1•n Pm•n nn=11•
0.96•
0.97•
0.99=
10.14kw滚筒轴:Pw/P2=n联•n承，则Pw=P2•n联•n承=
10.14•
0.99•
0.99=
9.94kw确定各轴的转矩
5.3由T=9550・P/n7可计算得电动机轴T0=9550•Pm/nm=9550•11/727=
144.50n/m轴I Tl=9550•Pl/nw=9550•
10.56/
207.71=
485.52n/m轴:IT T2=9550•P2/n2=9550•
10.74/
47.75=2028n/m滚筒轴Yw=9550•Pw/nw=9550•
9.94/
47.75=1988n/m现将以上算得的运动参数和动力参数列表如下:表各轴的动力参数3参数电动机轴轴轴滚筒轴I n转速n/r/min
727207.
7147.
7547.75功率P/kw
1110.
5610.
149.94转矩17n-m
144.
50485.5220281988传动比i
3.
54.351效率）T
0.
960.
960.98传动零部件设计6带传动设计
6.1V该设计是由电动机驱动带式输送机系统中的高速级一般带传动，根据之前的已知条V件及设计出的成果有如下已知条件所需传递的额定功率带欧传动比电机满载转速两I Ped=llkw,I il=
3.5nw=727r/min,班制工作（每班计算），载荷变化不大8h设计如下
（1）确定计算功率PcPc可按公式
（8）求得:（）Pc=KaP8式中P—需要传递的J名义功率（即额定功率）（KW）；一工作状况系数Ka经查《机械零件设计手册》表后取Ka P60314—8Ka=l.1由于P=Ped=llkw因此Pc=l.141=
12.1kw选择带於型号2I由于小带轮转速即为电机满载转速，即小带n=727r/min.又根据计算功率由《机械手册》图选带型Pc=
12.Ikw,P6214—2则所选带型号为型V B确定带轮基准直径3自定小带轮基准直径并符合《机械设计基础》表的基准直径系列规1ddl P22616—4定，取ddl=125mm.验算带速带2v:v=Jiddlnl/60-1000=“ddln/60-1000=
3.14-125-727/60•1000=
4.76m/s由于带速太小阐明所选太小，这将使所需圆周力过大，从而使所需带根数过多,一ddl般不应不不小于若速度过大，则会因离心力过大而减少带和带轮间的正应力，从而5m/s,减少摩擦力和传动的工作能力，同步离心力过大又减少了带的疲劳强度，因此一般5m/sWvW25m/s因此，由于取则故重选经同样措施验算后，取ddl=125nmi,v5m/s,ddl=180mm,v=
6.85m/so计算大带轮基准直径3由公式i=d2/di可得dd2=i带11=
3.5・180=63mm9同上参照表取16—4,dd2=630mmo确定中心距和胶带长度4a Ld1初步确定中心距ao由于中心距小虽能使传动紧凑，但带长太小，单位时间内胶带绕过带轮次数增多,即带的应力循环次数增长，将减少带的寿命中心距又减小包角减少摩擦力和传动能力al,中心距过大除有相反的利弊外，高速时还易引起带的颤动，故一般按式10初步定中心距a0:
0.7ddl+dd2ao2ddl+dd210贝ij
0.7180+630ao2180+630即567mmaol620mm初取ao=8OOmm.初选后，根据式初选带的长度2aO11LdO:Ldo=2aO+兀dd i+dd2/2+dd2-di i2/4ao11则Ldo=2-8OO+
3.14180+630/2+630-1802/4-800=1600+
1271.7+
63.281二
2934.98mm由《简要机械零件设计实用手册》表查得，选用和相近的原则带基准P29411--2LdO长度Ld=2800mmo计算出实际中心距5a=ao+Ld-Ld/212可得a=800+
2934.98-2800/2=
867.49mm由于考虑到安装调整和带松弛后张紧欧需要，应给中心距留出一定的调整余量,I I中心距欧变动范围为I-
0.015Ld—+
0.03Ld则a-
0.015Ldaa+
0.03LdBP
867.49-
0.015-2800a
867.49=
0.03-2800因止匕a=
825.49—
951.49验算小带轮包角6ai可按式计算:13ai=180°-
57.3°dd2-dii/a120°13若不不小于此值，应增大中心距由于a l=180°-
57.3°630-180/
867.49因此:此a1=
150.28°120°因此初选欧中心距是符合规定於I I确定带根数7z带传动设计准则是单根带传递的计算功率不不小于或等于单根带的许可额定功V V率zPc/Po=Pc/Pl+APi KaKL14式中PC—计算功率kw；一当包角等于时、确定带长、工作平稳的单根一般带的额定功率Pl180°V kw,可根据带的型号查表；V I△P1一当包角不等于180°时，单根一般V带额定功率的增量kw,可根据V带的型号查表；一包角系数，可查表；Ka一长度系数，可查表KL由于已知且由查《机械零件设计手册》表并通过“插值法”求得Pc=
12.lkw,Pi=
2.6kw,APi=O.23kw且同样查《机械手册》表和表分别得到；P60414—914—11Ka=
0.92,K=
1.05L因此按公式可得z
12.1/
2.6+
0.23-
0.92-
1.05=
2.73则取即确定带根数为z=33计算预拉力8R预拉力越大，带对轮面的正应力和摩擦力也越大，不易打滑，即传递载荷的能力越大；但太大会增大带的拉应力，从而减少其使用寿命，同步作用在轴上的载荷也大，故单根带的预拉力按式计算:I15Fo=5OO-Pc/vz•
2.5/Ka-l+qv215式中F0—初拉力N；V一带速m/s；Z一带根数；Pc一计算功率kw；Ka一包角系数；q一带每米长日勺质量kg/m由于已知Pc=
12.lkw,V=
6.85m/s,z=3,K a=
0.92经查《机械手册》表得q P60414—10,q=O.17kg/m因此得F0=500•
12.1/
6.85•3•
2.5/
0.92-1+
0.17•
6.852得F0=
514.35N带传动作用在轴上的压力为了设计安装带轮的轴和轴承9FQ可按式计算16Fq-2zFosin ai/216则FQ=2・3・
514.35・sin
150.2872^
3086.1-sin
75.14根据以上设计成果，有关带参数列表如下V表带参数
4.V功率预拉力Pc kw:
12.1F N:
514.35o带型号:轴上压力B FQN:
3086.bsin
75.14°中心距a mm:
867.49小带轮包角ai
150.28°胶带长度大带轮基准直径Ld mm:2800mm:180小带轮基准直径带根数mm:630z:3一级减速器的设计
6.2圆柱齿轮的设计由以上设计成果作为已知条件，则已知传递功率传动比积极轮小P=
10.56kw i=
4.35齿轮转速nl=
207.71r/min本设计中，齿轮传动为闭式传动，且由于传递的功率不大，转速不高，对构造无特殊规定，故采用软齿面的闭式齿轮传动，按齿面接触疲劳强度设计，再校核弯曲疲劳强度按软齿面定义，查《机械零件设计手册》表小齿轮选用钢，调制，P26410—17,45硬度为260HBS；大齿轮选用45钢，正火，硬度为210HBs（为减小胶合的f也许性，并使配对的大小齿轮寿命相称，一般小齿轮齿面硬度比大齿轮的高出）由《机械30—50HBS,设计基础》查得所确定许用应力包括接触疲劳许用应力[和弯曲疲劳许用应力[3H]8F]:〔（）3H[=3Hlim/SH17式中6Hlim一试验齿轮时接触疲劳极限（Mpa）,与材料及硬度有关；（可查图得）齿面接触疲劳安全系数，可查表SH—（）
[8]=SFlim/SF18F式中SFlim一试验齿轮的）弯曲疲劳极限（Mpa）,对于双侧工作的齿轮传动，齿根承受对称循环弯曲应力，应将查得图中数据乘以
0.7；一齿轮弯曲疲劳强度安全因数，可查表SF由《机械设计基础》图查得P17913—35主从8Hlim=595Mpa,8Hlim=550Mpa主从S Flim=200Mpa,8Flim=2185Mpa由《机械设计基础》表查得SH=
1.O,SF=
1.3因此由公式可计算得俗］主=§Hiim/SH=595/l.0=595MpaH从
[3]=3Hiim/SH=550/L0=550MpaH主
[3]=3Fiim/SF=200/
1.3=
153.85MpaF从
[3]=3Fiim/SF=185/
1.3=
142.31MpaF按齿面接触强度设计2按设计公式a i+1[335/
[8]2-KTi/
①ai]l/319H计算中心距式中一齿面最大接触应力齿轮中心距一载荷因数一小齿轮传6H Mpa a—mm kTi递欧转矩一齿宽大轮与小轮的齿数比土”一分别标表内啮合和外I N.mm b mm i-啮合
①a一齿宽系数
①a=b/a由于一对齿轮啮合，两齿轮面接触应力相等，但两轮的许用接触应力不一样，1[5H]故计算时带入两轮中的较小值因此[§H]=550Mpao计算小齿轮转矩2按公式Ti=
9.55-106-Pi/m20计算式中Tl一小齿轮转矩N•mm；Pi—齿轮传递的|功率kw；一小齿轮转速m r/min由于Pl=
10.56kw nl=
207.71r/min因此Tl=
9.55•
10610.56/
207.71N•mm故小齿轮转矩得Tl=
4.86•105N•mm对一般减速器，取齿宽系数
①又由3a=
0.4,i=
4.35由于齿宽选级精度且载荷运动平稳8故由《机械设计基础》表查得选P18313—9K=L1将以上数据代入设计公式19:ao
4.35+1[335/55025/
0.4-
4.35]1/3=
259.17则初得中心距ao=
259.17mm确定基本参数，计算重要尺寸3选择齿数1对闭式软齿面传动，一般故取主zl=40—20,z=20由于Z2=i・zi,i=
4.35因止匕z从=
4.35・20=87确定模数2由计算公式:a=m zi+z2/221可得m=2a0/z主+z从=2・
259.17/20+87=
4.84mm由《机械设计基础》表查得原则模数，P16013-1取m=5mm确定实际中心距3按公式算得21a=m z主+z从/2=5・20+87/2=
267.5mm计算齿宽4由公式:a=b/a22算得从动轮大齿轮的齿宽则从b=1a,a=
04267.5=107mm为保证接触齿宽，圆柱齿轮的小齿轮齿宽比大齿轮齿宽略大,b2bl=b2+3—5mm故取b10mmo校核齿根弯曲疲劳强度4按公式3=2KT Y/bm2z23F IFS来校核式中齿根最大弯曲应力5F—一复合齿形因数，反应轮齿日勺形状对抗能力日勺影响，同步考虑齿根部应力YFS集中的影响I则主二从主，从二从6F2KT1YFS1/b m2z6F2KT1YFS2/bm2z从按主从由《机械设计基础》表查得z=20,Z=87P18513—10Y=
4.38,Y2=
3.
88.FSI FS代入上式得3F主二2•
1.1・
4.86•105-
4.38/107•52-20=
87.53Mpa[5F]±=
153.85Mpa3从二2・Ll・
4.86・105・3・88/107・52・87=
17.83Mpav
[3]从=
142.31MpaF F因此是安全的根据以上数据可得两齿轮时有关基本参数，列表如下表齿轮的基本参数5参数齿轮主齿轮从中心距模数a/m mm
267.5/5传动比i
4.35齿距P mmP=imc
15.7齿厚Smm S=m7t/
27.85槽宽e mme=m/
27.85兀齿顶高h mmha=h-m5a a齿根高hf mmh=h+c=h+cm
6.25a a a全齿高h mmh=h+hf=2ha+cm
11.25aa分度圆直径d mm d=mz100435齿顶圆直径da mm d=d4-2h=m z+2h,110445aaa齿根圆直径df mmdf=d-2hf=m z-2h-2c,
87.
5422.5a齿宽biM mm110107注释齿顶高系数•二顶隙系数•二压力角ha1,c
0.25,=20°Q传动轴的设计.高速轴的设计计算1根据以上设计成果，已知高速轴轴传递功率转速I PI=
10.56kw,n I=
207.71r/mirio由于轴的传递功率不大，对材料无特殊规定，故选用钢并经调制处理145按扭转强度并结合轴的设计计算公式:2dAo P/n1/324估算轴的最小直径据所选材料由《机械设计基础》表查得P26820—3取.又已知A0=126P=
10.56,n=
207.71o代入公式推得24d^l26•
10.56/
207.711/3=
46.42mm.由于最小段轴径可增大因此当增大后，3%—5%,d3%d=
47.81mm经圆整后取d=48mmo轴的构造设计并附构造草图由于设计的是单级减速器，将齿轮布置在箱体3内部，轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端与大带轮相连I草图如图2:图高速轴2〈＞确定轴上零件的位置和固定方式齿轮从轴的右端装入，其左端用轴肩或轴环1定位，右端用套筒定位齿轮的周向固定采用平键连接轴承对称安装于齿轮的两侧，轴向采用轴肩定位，外端盖安装于左轴承上，内端盖于右端轴承，且内含密封圈＜＞确定各轴段日勺直径从右端开始设计2d段与密封圈内径相配合，且为定位轴肩高度，ldl=d+2hl:dl hlhl=
0.07—
0.1d.由于hi=
0.07—
0.1d=
0.07—
0.148=
3.36—
4.8mm则di=48+
23.36—
4.8=
54.72—
57.6mm由于与密封圈配合，经查《机械设计基础课程设计》表后，选择密封圈为毡P9612-1圈，则取dl=55mm2d2=dl+1-3d2段与轴承内孔相配合，无定位、装配规定等则h=55+1-3=56—58mm.由于与轴承内孔相配合，且因构造无特殊规定，同上查《课程设计》表后，P8511-1选择深沟球轴承，则取即选择时轴承代号为d2=60mm,6212段仅为装配以便3d3=d2+1—3:d3贝!一一J d3=60+13=6163mm.取d3=63mm.该段为齿轮定位段，为齿轮定位轴肩高度，4d4=d3+2h2:h2h2=
0.07—
0.1d
3.由于二h
20.07—
0.1d3=
0.07—
0.162=
4.34—
6.2mm.因此d4=62+
24.34—
6.2=
70.68—
74.4mm取d4=72mm.为轴承内圈的安装高度5d5因此同上查《课程设计》表后，轴承的安装高度为P8511—1621269mm.因此d5=69mm.则6d7=d2,d7=60mm.确定各轴段的长度从左端开始设计4I L轴承段由《课程设计》表查取后，轴承的1Ld7=B Ld7P8511—16212B=22mmo则B=22mm.由于轴环宽度为轴肩，一般取2b=1—
1.5h,h
1.4h又由于因此d7=60mm,d5=69mni h57=d5-d7/2=
4.5mmo因此Ld5=
1.4h57=
6.3mm因因此3h43=h2=
2.94—
4.2mm,Ld4=l.4h2=
4.116—
5.85mm因此取Ld4=
5.5mm由于段与传动零件齿轮相配合，为保证其定位可靠，该段应比与之相配合日勺轮毂4Ld3宽度bl小△=1—3mm,即Ld3=bl-1—3mm,bl=110mm.则取Ld3=110-1—3=109—107mm,Ld3=108mni注设计到此先设计低速轴部分再返回来继续，由于如下日勺设计会用到低速轴日勺有关数据经查《课程设计》图减速器装配草图后定5Ld2=A+A+B+2P446—223△2一箱体内壁距小齿轮端面的I距离mm△3—轴承内端面主箱体内壁的|距离，与轴承的J润滑方式有关mmo低速轴上轴承勺宽度B—6220H mm齿轮宽度比段长日勺部分2—Ld3经低速轴设计后已知，△2=9mm,B=34mm,A3=10mm贝1J Ld2=9+10+34+2=55mm.同低速轴，段经查《课程设计》图装配草图后确定6Ldl=e+m+Ll LdlP446-2式中、日勺含义同低速轴的同样，一般取e m L1I L115—20mm高速轴的轴承端盖同样选择凸缘式取为端盖连接螺钉直径e=
1.2d3,d3同低速轴d3=
8.652—
10.815mm又由轴承日勺外径经查《课程设计》表后，取6212P10112—11d3=10mmo则e=
1.2-10=12mm.由于一般取为低速轴轴承座孔直径经查《课程设计》表m=
0.10-
0.15D.D P8511-1后，得D=180mm贝二Um
0.1—
0.15-180=18—27mm.又需要满足则取me,m=15mnio同低速轴，取Ll=15mmo贝ij Ldi=e+m+Li=12+27+15=54mm一7Ld=L-13mm.该式中，为带轮孔长度，即带轮宽L经查《机械零件设计手册》表知P62014—16L=z-1e+2f.式中一轮槽数即带根数；Z一槽间距；e一第一槽对称面至端面的最小距离F已知z=3,经查表14-16%Ie=19mm,f=ll.5,代入上式L=61mm.贝」，取i Ld=3—1-19+2-
11.5-1—3=58—60mm Ld=59mm.低速轴的;设计计算2根据以上设计成果，已知低速轴口轴传递功率转速pn=io.I4kw,nn=
47.75r/mino同高速轴同样，对材料无特殊规定，也选钢并经调质处理145按钮转强度并结合轴的设计计算公式估算轴的最小直径224同前，据所选材料由《机械设计基础》表查得P26820—3取又已知A0=126,P=
10.14kw,n=
47.75r/mino代入公式推得d^l26•
10.14/
47.751/3mm.增大后得:d3%dN
77.38mm.由于该段与联轴器相配，故先确定联轴器的类型及型号根据联轴器日勺工作特点，所选类型为弹性柱销联轴器，其型号的选择需根据轴的直径计算钻具和转速确定计算转矩由下式确定:T=K AT25C式中名义转矩，即稳定状态下联轴器传递转矩T—N•m一工作状况系数，可查表KA又由于为联轴器时许用转矩，且名=轴TcW[T],[T]T T=2028N-m故经查《机械设计基础》表后，得P30422—1KA=
1.5o则Tc=L5・2028=3042N・m,为满足TcW[T]经查《课程设计》表后，P10713—4[T]=TP=6300N•m因此选择的联轴器型号为型轴孔LX6,Y故确定，最小直径d=80mm设计轴日勺构造并附构造草图，低速轴日勺大体构造同高速轴类似，但该轴的外伸3端同联轴器相连草图如图3:图低速轴3确定轴上零件日勺位置和固定方式同高速轴类似1确定各轴段欧直径从右端开始设计2J d:段与密封圈内径相配合，为定位轴肩高度，1dl=d+2hl:dl hlhl=
0.07—
0.1d.由于因此hl=
0.07—
0.1d,hl=
0.07—
0.1•80=
5.6—8mm因此di=80+2-
5.6—8=
91.2—96mm同高速轴，经查《课程设计》表后，选择密封圈为毡圈，P9612—1贝1J取di=95mm段与轴承内孔相配合2d=di+1—3:d22贝ij d2=95+1—3=96—98mm.同前，由于与轴承内孔相配合，且构造无特殊规定，经查《课程设计》表后，P85n—1选择深沟球轴承，其轴承代号为6220,则取d2=100mm段仅为装配以便3d3=d2+1—3:d3,取d3=100+1—3=101—103mmd3=l3mm.段为齿轮定位段，为齿轮定位轴肩高度，4d4;d3+2h2:d4h2h2=
0.07—
0.1d
3.因此h2=
0.07—
0.1102=
7.14—
10.2mm.则d4=102+
2.
7.14—
10.2=
116.28—
122.4mm.取d4=120mm.为轴承内圈安装高度,5d5因此同前查《课程设计》表后，轴承欧安装高度二P8511—16220I daU2nim,则d5=112mm.6d7=d2=100mm.因此段为d7100mm.确定各轴段的长度从左端开始设计4L二轴承，段由《课程设计》查表后，轴承的1Ld7B Ld7P8511—16220J B=34nm则Ld7=34mm由于同高速轴同样，轴环宽度为轴肩，一般取2b=1—
1.5h,h
1.4h又由于因此d7=10mm,d5=112mm,h57=ch-cb/2=112-100/2=6mm.则Ld5=L4h57=146=
8.4mm.由于因止匕3h43=h2=
4.34—
6.2mm,Ld4=L4h2=
6.08—
8.68mm.取Ld4=7mm.〈:同高速轴，由于段与齿轮箱配合，为保证其定位可靠，该段应比4Ld3=b2-l—3d3与之相合的轮毂宽度小△二一又I b213nun,b2=107mm.则.取Ld3=
0.025a+l,68,定已知b=
0.025a+l28,a=
267.5mni因此故取6=
0.025a+l=
7.69,6由于△因此取23,A2=9mmo由于与轴承的润滑方式有关，而润滑方式取决于轴颈圆周速度颈，若颈不A3V V小于则采用油润滑；若不不小于则采用脂润滑，可按下式求颈2m/s,2m/s,V颈二兀V dn/60-1000m/s26式中，一轴承内径；一轴转速d n已知轴承6220d=100mm,n=
47.75r/min.因此丫颈二
3.14-100-
47.75/60-1000=
0.25m/s2m/s.故低速轴采用脂润滑，则八二310—15nini IXA3=10mm且bl-b2=110-107=3mm,B=34mm.将以上成果代回中,Ld2=A2+A3+B+2+b-b2/2贝I Ld2=9+10+34+2+3/2=
56.5mm.段经查《课程设计》图装配草图后确定6Ldke+m+Li,Ldi P446—2式中e一端盖凸缘厚度mm；m一端盖定位止口的宽度mm；一轴上零件与端盖间的|距离，一般取L1Ll=15-20nim.由于所选密封圈为毡圈，因此选择凸缘式轴承端盖一般取为端盖连接螺钉e=
1.2d3,d3直径经查《课程设计》表后，得为地脚螺钉直径P264-1d3=
0.4-
0.5df,df乂且di=
0.036a+12,a=
267.5mm因止匕d尸
0.036・
267.5+12=
21.63mm则d3=
0.4—
0.5-
21.63=
8.652—
10.815mm又由轴承日勺外径经查《课程设计》表后，取6220P10112—11d3=12mm.则e=
1.2d3=
1.2-12=
14.4mm由于一般取为轴承座孔直径经查《课程设计》表后，得
0.10-
0.15D,D P8511—1D=180mmo贝二Um
0.1—
0.15-180=18—27mm又由于则取me,m=23mm又一般为则取Li15—20mm,Li=15mm贝Ldi=e+m+Li=
14.4+23+15=
52.4mm一7Ld=L-13mm.式中，为联轴器轴孔长度，经查《课程设计》表后得L P10713—4L=142mm则Ld=142-1—3=139—141mm,取Ld=140mm根据已设计得到的成果，列出轴的有关参数表如下:表两传动轴的基本参数（）6mm高速轴低速轴直径长度直径长度段d485980140出段
55549552.4段d
2605510056.5段d363108103105山段
725.51207段ds
696.
31128.4段d602210034总长
290.
8398.3经查《机械设计基础》表可知高、低速轴各段的圆角或倒角其大小P26520—2I RC,如附零件图所示滚动轴承的选择高速轴的轴承选择
1.J根据已设计的高速轴，已选择轴承类型为深沟球轴承，代号为采用油润滑,其有关6212,参数如下表表轴承的有关参数（）76212mm轴承基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定动载荷基本额定静载极限转速原轴承代荷r/min代号号油润滑d DB DamaxCr/KN Cor/KNramin damin
621260110221.
56910147.
832.
8700212.低速轴日勺轴承选择:2根据以设计的低速轴，已选择轴承类型为深沟球轴承，代号为采用脂润滑，其6220,有关参数如下表表轴承的有关参数（）86220mm轴承代基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定动基本额定静极限转速原轴承载荷载荷r/min代高/4=Cl=160/4+30=70nini、外箱壁至轴承座端面距离18h:据表，由于取11=C1+C2+5—10=30+26+5—10=61—66mm,ll=65mni、大齿轮齿顶圆与内箱壁距离19Al:据表，由于且因此△〉二ADLZb B=8nini,
11.2•
89.6取Ai=10mmo、齿轮端面与内箱壁距离△202:据表，由于△且因此取255=8,A2=9mmo
21.箱盖、箱座肋厚nil.m:据表，由于,且因此mlg
0.8551,m^O.8565l=8mm,5=8mm,ml^O.85•8=
6.8mm,m-
0.85-8=
6.8mm22轴承端盖外径.D2:据表，为轴承外径D2=D=
2.5—3d3,D对于高速轴:因此,D=nOmm,d3=62mm,D2=110+
2.5—3•62=155—186mm对于低速轴叫因此D=180md3=102mm,D2=180+
2.5—3•102=255—306mm取高=低=D2160nlm,D2300nlm确定传动方案2本设计设计的是“自动送料机”，也称为“自动带式运送机”，其由原动机、传动装置及工作机三部分构成由于运动简图能明确地表达这三部分之间的运动和动力传递关系，且为传动装置、输送装置中各零、部件的设计提供了重要根据，故“自动送料机”的传动方案由运动简图图表达
123.轴承旁连接螺栓距离S:据表，由于一般取S^D2,但根据实际状况，取S=75mm联轴器的设计
6.3根据已设计的轴，已选择弹性柱销联轴器，其型号为型轴孔其有关参数列LX6,Y表如下表联轴器有关参数12LX6型号许用转矩许用转速轴孔直径轴孔长度D/m m质量转动惯量许用相对位移TP/NM np/r/min d2/mm Y型m/kg J/kg-m2轴向径向角向LX
66300272080142280530.
54320.
200.030输送装置的设计7运送带的设计
7.
1.确定带宽、层数1该输送装置输送的物料是成件物品，已知带速滚筒直径输送带V=lm/s,D=500mm,工作拉力F-7kNo根据其工作环境，所选输送带为一般输送带，材料为棉帆布芯的橡胶带由于硫化接头方式能使接头强度到达带体强度日勺寿命长，故本设计中采用硫化接头85%—90%,经查《机械设计手册》表可知，取带宽P31—953-2—8B=D=500mmo查《机械设计手册-》表知，其最小带宽所对应的胶布4P31—9231-2—2500mm层数Z=4又查《机械工程手册》第二版P3-10表3・2—3和表3-2—2可知，该橡胶带上胶厚度为下肢厚度为每米长质量30mm,
1.5mm,qb=
4.01kg/m.确定带长:2由《食品机械》得计算带长公式为:LdLd=2L+jr dl+d2/227式中，Ld一带长，mm；一前后滚筒中心距，即输送机长度，L mm—前后滚筒直径，dl.d2mm0注在确定改向滚筒后确定d2由于62为改向滚筒直径经查《机械设计手册》表得dl=D=500mm,P31—9931-2—14d2=400mm o根据实际状况，输送机长度不适宜过大，故取L=10000mm因止匕Ld=2xl0000+7i500+400/2=21413mm带的驱动圆周力的计算
3.I FV经查《机械工程手册》日勺有关资料，查得计算圆周力的公式如下P3—19FVFv=CflLg[q i+qri+2qb+qcosp]+qHg+F i+F2+F h+RFc i+F28c ee cSC式中C—与机长有关的I系数；经查图3・2—11后，取C=
4.5f—模拟摩擦系数；经查表3・2—13后取f=
0.02输送机承载分支每米机长日勺托辐转动部分质量*i—kg/m输送机空载分支每米机长欧托辑转动部分质量qri—I kg/m一每米长输送带的质量已知qb Ikg/mo qb=
4.01kg/mo一每米长的输送物料质量已知输送时整个输送带上的物料有个，即每米q kg/m2的输送机上有个，且每一种物料重即
0.236450g,
36.45kg输送机的倾角由于水平输送，故6—°o3=0°o输送机的提高高由于水平输送，故H—mo H=0一重力加速度，g g=
9.81m/s
20、一上/下托辐前倾阻力由于是选择平行托辐，故均取F£l F£2N0o一犁式卸料器限力由于本设计中不考虑卸料器，故取Fsc N.Fsc=
0.输送机头、尾滚筒中心距已知L—mL=10m因此，在本设计中，FV=CfLg[qci+qri+2qb+q]已知输送时件货为长日勺铝制棒料，经查资料后，承载托辐间距应不不小于件30mm1c货在输送方向上尺寸之半，故取lc=135mm则在输送方向上，每米即毫米机长就有个托辐110008又由于q=Gi/Cc29ci式中，一承载分支每组托辐重量,G1kg承载分支托推间距，Cc-m.根据以上条件可得Gi=8xl6=128kg0因止匕qci=128/
0.135=948kg/mm经查资料后，空载托辐间距一般取为lr=3m=3000mmo则在输送方向上没米机长就有个托辐，又
11.3qri=G2/lr30式中，空载分支每组托辐部分质量G2—kg,G2=l.3X16=
20.8kgo因止匕qri=
20.8/3=
6.93kg/mo综上:因此FV=4,5X
0.02X10X
9.8X[948+
6.93+2X
4.01+
36.45X
0.2]=
8566.25N输送带传动滚筒轴上所需功率的计算
4.经查资料得:Po=Fv-V/lOOO31已知Fv=
8566.25N,V=lm/s因止匕Po=
8566.25xl/lOOO=
8.57kw由于已知滚筒轴的功率为故满足规定
9.94kw,输送带内的最大张力曰勺计算
5.Fmax查资料知Fmax=Fi+1+Fv因此在本设计中Fmax=Fv=
8566.25N验算驱动电动机功率
6.P经查资料知PPo/mr|32式中，m—整机所有驱动单元数；n—综合效率，当m=l时，n取
0.83；当m=2时，取n
0.78o在本设计中，由于故n=
0.83因此PPo/mr|=
8.57/lxQ.83=l
0.33kw又由于因此符合规定P=llkw,、计算输送带带强73查资料知8=Fmax-n/zB N/mm33式中，一所需每层带强5N/mm织物芯层数z—一带内最大张力Fmax安全系数，可查表n—一带宽B且z=4,因此查《机械工程手册》P3—11后，取n=8因此6=
8566.25X8/4X500=
34.265n/mm滚筒的设计
7.2传动滚筒的选择经查《食品机械与设备》可知，该滚筒的宽度应比带宽敞且带宽100—200mm,因此取滚筒宽度B=500mm,b=600mm经查《机械设计手册》”带宽和滚筒直径之间关系”后，滚筒有关数据列表P31•2—11如下表传动滚筒有关参数13A LL1L2K M N QP H h hld blds滚动许用转矩N.m轴承光面滚胶面型号筒滚筒850600109750611570280340100336055162713121630025—改向滚筒的选择经查《机械设计手册》有关资料可知且本设计中改向滚筒是作为尾部滚筒,故P31•99选择改向滚筒.经查表、表可知改向滚筒与传动滚筒配套关系,即其180°P31—9931-2—4直径d2=400nm由表、表查得改向滚筒性能尺寸如下:P31—9931•2—15表改向滚筒有关参数14b DA LLI PHhMNds滚动轴承重量kgQ型号500400800600902260320903370—221310104托根时设计
7.3,确定托辐构造尺寸1已确定带宽经查《机械设计手册》表”托辐直径与B=500mm,P31—103312—19带宽日勺关系”可知，托辐直径d=89mm.由于送料机输送成件物品，根据实际状况，托辐选用平行托辐经查《机械设计手册》表后，平行上、下托辐有关参数列表如下:P31-10531•2——24表托辑有关参数15b AL HH2D P上/Q上/d滚动轴下下承型号平行上平行下/下托辐质托辐质量量kg kg
50072060076021055.589170/100130/60M
1220416122.确定托辑间距1c及lr经查《机械工程手册》P3-22有关资料可知空载托辐间距lr一般取为lr=3m=3000mmo承载托辐间距1c应不不小于件货在输送方向上尺寸之半，由于物料输送方向上长300mm,经反复验算，取lc=135mmo
7.4机架的设计.材料日勺选用1由于本设计设计的输送机只是单纯地用于输送铝制棒料故选用铸铁架落地式机架构造的设计
2.
（1）头部及尾部机架采用三角形的构造，用于安装传动滚筒和改向滚筒；
（2）中间架采用矩形构造，中间架和中间架支腿所有采用螺栓连接，便于运送和安装，用于安装承载分支和回程分支的托辐机架尺寸大小确实定
3.经查《机械设计手册》有关原则后确定，机架立柱日勺壁厚为与立柱垂直并相连80mm,的横架於厚度为头部机架欧|总长为，总宽为总高为；尾I J70mm920mm700mm,890mm部机架的I总长为870mm，总宽为600mm,总高为890mm；中间架的J总长为9310mm,总宽为550mln,壁厚为5（）mm；支腿的I总长为770mm，总宽及支腿的壁厚为50mm结论8通过对传动及传送部分的设计，对自动送料机的整个工作过程状况有了充足地理解该自动送料机原理与一般带式输送机同样，是一种运用持续而具有挠性的输送带不停地运转来输送物料的输送机其特点是输送能力大、构造简朴、便于维护其设计的重要环节为确定传动方案一选用电机一分派传动比一确定运动和动力参数一带传动设计一减速器的V设计一输送装置的设计通过本次设计，也充足认识到，设计既很严谨，也很灵活，并且是一种法不符修改的过程道谢本设计是在陈洪容老师的耐心指导下完毕的，假如没有导师的协助，我会在设计工作中走许多弯路，在此，向她表达衷心的感谢！还要感谢协助过我欧同学，正是由于你们I的协助，我才能顺利完毕本设计本设计可以完毕，还要感谢自动控制工程系的所有老师，是他们在这两年日勺时间里教会了我许多专业知识在我撰写毕业设计期间，得到了指导老师的大力协助，是她在忙I碌的工作之余给了我许多知识和技术上的指导，并且教给我的措施和思绪使我受益匪浅，让我有不停新的认识和提高因此，我会在此后的工作中不停努力，不停认真学习,以优秀的成绩去回报他们参照文献李海萍主编.机械设计基础课程设计[加.北京机械工业出版社，[L2023:
119.李萍主编.机械零件设计手册国].北京机械工业出版社，[21993:
824.李海萍主编.机械设计基础北京机械工业出版社，[32023:
309.胡家秀主编.简要机械零件设计实用手册北京机械工业出版社，[4[M].
2023395.徐潮主编.机械设计手.第卷北京机械工业出版社，.编辑委员会.机械[54[M].199131-92-31-105[6工程手.第二版北京机械工业出版社，[M].19973-8—3-
301.滚筒轴承
2.圆柱齿轮
3.V带传动电动机带轮一级减速器
4.
5.
6.、联轴器、传动滚筒、运送带789电机的选用3经查阅有关资料，本设计的“自动送料机”所送的物料为长、宽、高30cm15cm10cm的铝制棒料故有关原始数据及工作条件如下:
1.原始数据输送带工作拉力F:7KN；输送带速度V:1M/S；卷筒直径D:500mm；
2.工作条件
（1）工作状况两班制工作（每班按8h计算），持续单向运转，载荷变化不大,空载起动；输送带速度容许误差±5%；滚筒效率n筒=
0.96（）工作环境室内，环境温度左右226°C（）有效期限折旧期年，年一次大修384（）制造条件及批量一般中、小制造厂，小批量
43.根据以上工作条件所选传动零件及其机械传动的I效率值如下8级精度的一般圆柱齿轮（油润滑）n齿=
0.97,V带传动n带=
0.96,滚动轴承（球轴承）n承=
0.99（一对），弹性联轴器n联=
0.99,（以上数据在《机械设计课程设计》的P10表2—3查得）
3.1类型的选择根据已知的工作条件，所选的电机的类型为丫系列
（2923）笼型三相异步电动机
3.2功率确实定电动机功率确实定重要根据工作机的功率来确定Pd=Pw/l|总
（1）（）Pw=FV/1000r|w2则）总Pd=FV/1000r其中n总=n带pm承•n齿.丹联,n筒（m为轴承对数）本设计中,m=3,且Pd—电动机工作功率KW,Pw一工作机的功率KW；F一工作机的J阻力N,V—工作机的线速度m/s；”总一电动机到工作机的传动装置总效率；＞一工作机日勺效率即滚筒的效率；1因此，可以求得1H总=带旺11承•口齿f联f筒=
0.96-
0.993-
0.97-
0.99-
0.96=
0.862P=FV/1000r|w=7000-1/1000-0,96=
7.29KWw总3Pd=Pw/“=
7.29/
0.86=
8.48KW因此，计算得电动机的工作功率Pd为
8.48KW
3.3转速确实定由于电机转速范围确实定可由工作机的转速规定和传动机构的合理传动比范围来确I定，即na=ii-i2-.......-in n3w式中为电机的|可选转速范围；nd为各级传动比的合理范围；ii—in为工作机的转速；nw又由于工作机即卷筒轴的工作转速为且nw=60-lOOOv/JiDv=lm/s,D=500mm因此可求得n=60-1000-1/
3.14-500=
47.77r/minw又根据《机械设计基础课程设计》教材日勺表推荐日勺合理传动比范围，初选P52-1带传动比齿轮传动比V il=2—4,i2=3—5因此总=12=2T3—5=6—20由于总二i nd/nw,因此电动机转速日勺可选范围为nd=i总・nw=6—20・
47.77=
286.62—
955.4m/so由于本设计中，工作机是长期运转、载荷不变的，因此选择电动机功率的原则是其额定功率应稍不小于其工作功率且符合这一范围电动机的同步转速范围为:Ped Pd,750r/mino因此，经查《机械零件设计手册》表选择电动机的型号为因P82419—8,Y180-8o此电机重要性能和外观尺寸见表1和表2表电动机型号的重要性能1Y180M—8额定功率同步转速n/澜载转速n/电动机总量/N启动转矩/额最大转矩/额定转矩mr/min r/min定转矩Ped/kw
1175072721501.
82.0表电动机型号的重要外形尺寸和安装尺寸2Y180M—8中心高H mm外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸出端直径D/mm/轴伸出端度L-AB mmK mmk mmAC/2+AD HD180595-
535445279.2411555/110分派传动比4传动装置的总传动比
4.1由电动机的满载转速和工作机勺转速可计算出传动装置日勺总传动比为nw Hnw,总i=nm/nw4或总二i ii
2...in5。
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