哈爾濱工業大學
機械設計作業設計計算說明書
題目：設計帶式運輸機中的v帶傳動
系別班號
姓名日期：2014.10.24
哈爾濱工業大學
機械設計作業任務書
題目：設計帶式運輸機中的v帶傳動
設計原始資料：
電動機工作功率：pd=3kw
電動機滿載轉速：nm=960r/min
工作機的轉速：nw=90r/min
第一級傳動比：i1=1.8
軸承座中心高：h=150mm
最短工作年限：8年1班
工作環境：室外、有塵
運動學計算
.選擇電動機
電動機有直流電動機和交流電動機兩類。由於一般生產單位所用電源是三相交流電源，因此，無特殊要求的情況先選擇三相交流電動機，其中以三相非同步交流電動機使用最廣泛。由於本題目要求的電動機工作環境在室外而且有塵，因此要選擇封閉式的電動機。
y系列三相籠型非同步電動機就是一般用途的全封閉自扇冷式電動機，其結構簡單、工作可靠、**低廉、維護方便。
根據題目要求的引數：電動機工作功率pd=3kw，電動機滿載轉速nm=960r/min，查參考文獻[3]表15.1得，選擇電動機型號為：
y132s-6型三相非同步電動機。查參考文獻[3]表15.2得，電機軸徑d=38mm；與小帶輪配合部分軸長度e=80mm；軸上鍵寬度f=10mm，鍵高度gd=8mm。
.計算總傳動比並分配傳動比
總傳動比
10.67
分配傳動比
各傳動比取值
電機軸和ⅰ軸之間的傳動比=1.8，ⅰ軸和ⅱ軸之間的傳動比==5.9。
計算各軸的轉速、功率及轉矩
帶式運輸機傳動方案如圖1所示。
各軸的轉速
電動機軸： =960r/min；
ⅰ軸： =r/min；
ⅱ軸： r/min；
捲筒軸： r/min。
各軸的輸入功率
設η1、η2、η3、η4、η5分別為v帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯軸器及捲筒的傳動效率。查參考文獻[3]得η1=0.96，η2=0.
99，η3=0.97，η4=0.99，η5=0.
95。電動機軸的輸出功率：pd=3kw；
ⅰ軸的輸入功率：pi=pdη1=kw；
ⅱ軸的輸入功率：pii=piη2η3=kw；
捲筒軸的輸入功率：p卷=piiη4η2=kw。
各軸的輸入轉矩
電動機軸的輸出轉矩：
n·mⅰ軸的出入轉矩：
n·mⅱ軸的輸入轉矩：
n·m捲筒軸的輸入轉矩：
n·m將上述計算結果彙總於表1，以備查用。
帶傳動計算
選擇帶的型號
根據pd和n1，由參考文獻[1]圖7.11選取a型帶。根據gb11544—1989規定，a型普通v帶的截面尺寸為：
頂部寬度b=13mm；節寬bp=11mm；截面高度h=8mm；節面距頂部高度ha=4.12mm；兩側面夾角φ=40°。
確定帶輪的基準直徑dd1和dd2
傳動帶中的彎曲應力變化是最大的，它是引起帶疲勞破壞的主要因素。帶輪直徑越小，彎曲應力越大。但是，帶輪直徑不宜過大，因此，選擇合適的帶輪直徑，不僅能使彎曲應力合適，而且使結構緊湊。
根據參考文獻[1]表7.7所薦v帶帶輪最小直徑，可選小帶輪直徑dd1=100mm，則大帶輪直徑為
dd2=mm
根據參考文獻[1]表7.3注釋可知，dd2=180mm符合設計要求。
驗算帶的速度
m/s<25m/s=
因此，帶的速度符合設計要求。
確定中心距和v帶基準長度
帶輪中心距小，可以使結構緊湊，但是也會因為中心距小，使帶在相同的時間內轉過的圈數多，降低使用壽命。同時，在傳動比和小帶輪直徑一定的情況下，中心距小，會使小帶輪的包角減小，傳動能力降低。而中心距過大，當帶高速轉動時，容易引起帶劇烈抖動，工作不穩定。
因此，要選擇合適的中心距。可初步選擇中心距
即196≤≤
因要求結構緊湊，故初選mm。
根據初選的值，計算帶的基準長度
即 mm
根據上述計算得到的，由參考文獻[1]表7.2選取mm。
計算實際中心距
mm計算小輪包角α1
適當增大α1，可以提高傳動能力。
1=確定v帶根數z
式中：—電機工作功率，kw；
—帶既不打滑又具有一定的疲勞強度時所能傳遞的功率，kw，查參考文獻[1]表7.3可得， kw；
—當傳動比大於1時所能傳遞的功率的增量，kw，計算公式：，式中：—彎曲影響係數，查參考文獻[1]表7.
4得，—小帶輪轉速，r/min，—傳動比係數，查參考文獻[1]表7.5得，代入資料後得
kw；—包角修正係數，考慮到α≠180°對傳動能力的影響，查參考文獻[1]表7.8得；
—帶長修正係數，考慮到帶長不是特定長度時對使用壽命的影響，查參考文獻[1]表7.2得。
代入上述資料後計算帶的根數z得
取。由於帶數越多其受力越不均勻，故應該限制帶的數量，一般。因此，符合設計要求。
確定初拉力f0
f0是保證帶傳動正常工作的重要因素，它影響帶的傳動能力和使用壽命。f0過小容易出現打滑現象，使得傳動能力不能充分發揮。但是，f0過大會使帶的使用壽命降低，而且使軸與軸承的受力增大。
因此，要選擇合適的初拉力。單根普通v帶合適的初拉力按下式計算
式中：—電機工作功率，kw；
—包角修正係數，由前述查得；
—帶的速度，m/s，由前述設計計算得m/s；
—帶的根數，由前述設計計算得；
m—普通v帶每公尺長度的質量，kg/m，查參考文獻[1]得m=0.1kg/m。
代入上述資料計算得
n計算作用在軸上的壓力q
為了求得張緊裝置應加的力，需要計算出傳動帶作用在軸上的壓力。壓力q計算式如下
式中：—帶的根數，由前述設計計算得；
f0—帶的初拉力，n，由前述設計計算得n；
α1—小帶輪的包角，由前述設計計算得α1=161.7°。
代入上述資料計算得
n小帶輪的材料及結構設計
小帶輪材料選擇
選用鑄鐵，材料牌號ht200。
小帶輪的結構設計
輪緣的基本尺寸設計
輪槽數與帶的根數相同，；
輪槽深度mm；
輪槽節面距頂部高度mm，取mm；
輪槽節面寬度mm；
輪緣無槽部分高度mm；
兩輪槽之間距離mm，取mm；
輪緣左端麵距離第乙個輪槽中部距離mm，取mm；
輪槽總寬度mm；
輪槽兩側面夾角。
輪轂及孔徑設計
由前述y型三相非同步電機的基本尺寸以及電機軸與輪轂孔的配合型別得：
小帶輪輪轂孔的直徑d=38mm；
輪轂直徑dk=70mm；
輪轂孔長度mm；
用於固定電機軸和小帶輪的緊定螺釘：m6，緊定螺釘的其它尺寸根據gb/t71—1985確定。
由計算得mm，因此，可選擇實心輪。
3 繪製小v帶輪工作圖
見用cad繪製的a4圖紙。
參考文獻
[1] 王黎欽，陳鐵鳴.機械設計.4版.哈爾濱：哈爾濱工業大學出版
社，2008.
[2] 張鋒，宋寶玉.機械設計大作業指導書.北京：高等教育出版社，
2009.
[3] 王連明，宋寶玉.機械設計課程設計.4版.哈爾濱：哈爾濱工業
大學出版社，2010.
帶式運輸機說明書
目錄設計任務書2 第一部分傳動裝置總體設計4 第二部分 v帶設計6 第三部分各齒輪的設計計算9 第四部分軸的設計13 第五部分校核19 第六部分主要尺寸及資料21 設計任務書 一 課程設計題目 設計帶式運輸機傳動裝置 簡圖如下 原始資料 工作條件 連續單向運轉，工作時有輕微振動，使用期限為10年，小...
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