机械设计基础课程设计设计胶带输送机的传动装置.doc

目录

一、设计任务书 2
二、电动机的选择计算 2
三、传动装置的运动及动力参数计算 3
四、传动零件的设计计算 7
五、轴的设计计算 16
六、轴的强度校核 17
七、滚动轴承的选择及其寿命验算 22
八、键联接的选择和验算 23
九、减速器的润滑及密封形式选择 23
十、参考文献 24

一、设计任务书
1） 设计题目 ：设计胶带输送机的传动装置

2） 工作条件：
工作年限
工作班制
工作环境
载荷性质
生产批量
8
2
清洁
平稳
小批

3） 技术数据
题号
滚筒圆周力F(N)
带速 v(m/s)
滚筒直径 D(mm)
滚筒长度 L(mm)
ZL-6
14000
0.28
500
900
二、电动机的选择计算
1）、选择电动机系列 根据工作要求及工作条件应
选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380伏，Y
系列电动机
2）、滚筒转动所需要的有效功率

根据表4.2-9确定各部分的效率:
传动滚筒效率 η滚筒=0.96
弹性联轴器效率 η1=0.99
刚性联轴器的效率 η2=0.99
滚动轴承效率 η轴承=0.99
开式齿轮的传动效率 η开齿轮=0.95俄
闭式齿轮的传动效率 η闭齿轮=0.97
则总的传动总效率
η = η滚筒×η1 ×η2×η5轴承×η开齿轮×η2闭齿轮
= 0.96×0.99×0.99×0.995×0.95×0.972
= 0.8000
3).电机的转速

所需的电动机的功率
Pr=4.9kw
选电动机Y132M2—6型 ，额定功率5.5kw, 同步转
速1000r/min,满载转速960r/min。
同时，由表4.12-2查得电动机中心高 H=132mm，
外伸轴段 D×E=38mm×80mm。
三、传动装置的运动及动力参数计算
（一）. 分配传动比．
1） 总传动比
2）各级传动比的粗略分配
由表4.2-9 取i开＝6
减速器的传动比：

减速箱内高速级齿轮传动比
i1=4.493
减速箱内低速级齿轮传动比
i2=3.382
（二） 各轴功率、转速和转矩的计算
1． 0轴：（电动机轴）
P0=4.9KW
n0=960r/min
T0=48.74Nm
2． Ⅰ轴： （减速器高速轴）
P1=4.851kw
n1=960r/min
T1=48.26N.m
3. Ⅱ轴： （减速器中间轴）
P2=4.658kw
n2=213.67r/min
T2=208.19N.m
4. Ⅲ轴：（减速器低速轴）
P3=4.473kw
n3=64.20r/min
T3=665.38N.m
5. Ⅳ轴： （传动轴）
P4=4.438kw
n4=64.20r/min
T4=652.14N/m
6. Ⅴ轴： （滚筒轴）
P5=4.125kw
n5=10.7r/min
T5=3681.66N.m

各轴运动及动力参数

轴序号
功率P(kw)
转速n(r/min)
转矩(N.m)
传动形式
传动比
效率η
0
4.9
960
48.74
弹性联轴器
1.0
0.99
Ⅰ
4.851
960
48.26
闭式齿轮
4.493
0.96
Ⅱ
4.658
213.67
208.19
闭式齿轮
3.328
0.96
Ⅲ
4.473
64.20
665.38
联轴器
1.0
0.98
Ⅳ
4.438
64.20
652.14
开式齿轮
6
0.94
Ⅴ
4.125
10.70
3681.66

（三） 设计开式齿轮
1）． 选择材料
小齿轮选用QT600-3，正火处理，齿面硬度190-270HBS，
大齿轮选用QT600-3，正火处理，齿面硬度180-230HBS。

2). 按齿根弯曲疲劳强度确定模数
初取小齿轮齿数Z=20,
则大齿轮齿数Z=Zi=22×6=132
按强度为230HBS和190HBS
查图5-18知，
取
查图5-19知，又，
取
由
则

查图5-14知
查图5-15知
则：

取
取
则

由于预取m=5mm>4.431mm,所以可以取m=5mm。
当m=5mm时，

1.0629与1.1相差较大，不需要修正m.
所以可以选取m =5 mm.
此时，Ⅳ轴和Ⅴ轴的中心距为

3）、齿轮5、6的主要参数
Z=22, Z=132, u=6, m=5mm

取
四、传动零件的设计计算
（一）减速器高速级齿轮的设计计算
1） 材料的选择：
高速级
小齿轮 45号钢 调质处理 齿面硬度 217-255HBS
大齿轮 45号钢 正火处理 齿面硬度 162-217HBS
计算应力循环次数

查图5-17，ZN1=1.0 ZN2=1.05（允许一定点蚀）
由式5-29，ZX1=ZX2=1.0 ，
取SHmin=1.0 ZW=1.0 ZLVR=0.92（精加工齿轮）
由图5-16b，得
,
由5-28式计算许用接触应力

因，故取
2） 按齿面接触强度确定中心距
小轮转矩T1=48260N·mm
初定螺旋角β=13.5о,。
初取，由表5-5得
减速传动，;取
端面压力角

基圆螺旋角
βb=12.2035。

由式（5-39）计算中心距a

由4.2-10,取中心距a=130mm。 a=130mm
估算模数mn=(0.007~0.02)a=0.875—2.5mm,
取标准模数mn=2mm。 mn=2mm
小齿轮齿数：
大齿轮齿数： z2=uz1=
取z1=23，z2=103 z1=23，z2=103
实际传动比
传动比误差
，
在允许范围内。
修正螺旋角

与初选β=13.50相近,ZH`Zβ可不修正.
齿轮分度圆直径

圆周速度
由表5-6,取齿轮精度为8级.
(3) 验算齿面接触疲劳强度
按电机驱动,载荷稍有波动,由表5-3,取KA=1.25
由图5-4b，
按8级精度和，
得Kv=1.04。
齿宽。
由图5-7a，按b/d1=1.083,考虑轴的刚度较大和
齿轮相对轴承为非对称布置，得Kβ=1.10。
由表5-4，得Kα=1.2
载荷系数
计算重合度
齿顶圆直径

端面压力角

齿轮基圆直径

端面齿顶压力角

由式5-39,计算齿面接触应力

故安全。
（4） 验算齿根弯曲疲劳强度
按Z1=23，Z2=103,
由图5-18b，得，
由图5-19，得Y=1.0，Y=1.0
由式5-32，m=2mm<5mm,故Y=Y=1.0。
取Y=2.0，S=1.4
由式5-31计算许用弯曲应力

，
由图5-14得Y=2.65，Y=2.20
由图5-15得Y=1.57，Y=1.81。
由式（5-47）计算Yβ，因

（5） 齿轮主要几何参数
z1=23, z2=103, u=4.478, mn=2 mm, β0=,
mt=mn/cosβ=2/cos13.6290=2.058mm,
d1=48.031 mm, d2=211.969 mm,
da1=52.031mm, da2=215.969 mm
df1=43.031mm, df2=206.969 mm, a=130mm
mm, b1=b2+(5~10)=60mm
（二） 减速器低速级齿轮的设计计算
1). 材料的选择：
根据工作条件及其载荷性质，选择适当的材料。
小齿轮40CrNiMo 齿面硬度为283—330HBS
大齿轮 40Cr 齿面硬度为162—217HBS
由高速齿轮传动设计可知 。
2） 按齿面接触强度确定中心距
小轮转矩T=208190N·mm
初定螺旋角β=13о,
减速传动，;取。
由式（5-41）计算ZH
端面压力角

基圆螺旋角

由式（5-39）计算中心距a

取中心距a=150 mm。 a=150 mm
估算模数mn=(0.007～0.02)a=1.05--3 mm
取标准模数mn=2.5mm. mn=2.5mm
小齿轮齿数
大齿轮齿数。
取Z=27，Z=90。 Z=27，Z=90
实际传动比
传动比误差
，
在允许范围内。
修正螺旋角

与初选β=130相近,Z、Z可不修正.
齿轮分度圆直径

圆周速度
由表5-6,取齿轮精度为8级.
(3) 验算齿面接触疲劳强度
按电机驱动,载荷稍有波动,由表5-3,取K=1.25
由图5-4b，
按8级精度和，
得K=1.01。
齿宽。
由图5-7a，按b/d1=60/69.231=0.867,考虑轴的刚度较大和
齿轮相对轴承为非对称布置，得Kβ=1.08。
由表5-4，得K=1.2
载荷系数
计算重合度：
齿顶圆直径

端面压力角

齿轮基圆直径

端面齿顶压力角

由式5-39,计算齿面接触应力

故安全。
（4） 验算齿根弯曲疲劳强度
按Z1=27，Z2=90,
由图5-14得
由图5-15得
由式5-23计算
由式5-47得

由图5-18b，得，
由图5-19，得Y=1.0，Y=1.0
由式5-32，m=2.5mm<5mm,故Y=Y=1.0。
取Y=2.0，S=1.4
由式5-31计算许用弯曲应力

，
由图5-14得Y=2.58，Y=2.2
由图5-15得Y=1.62，Y=1.79
由式（5-47）计算Yβ，因，所以

（6）、低速级齿轮主要参数
Z=27,Z=90,u=3.333，,m=2.5mm，
m
d=mm,
mm,
dmm,
dmm
d=d-2(h*a+c*)m=62.981mm,
d=d-2(h*a+c*)m=224.519mm,
a=mm
b=b=60mm, 取b=b+(5～10)=68mm
五、轴的设计计算
（一） 高速轴的设计及联轴器的选择
1． 初步估定减速器高速轴外伸段轴径
根据所选电机查表4-12-2选电机轴径

则d=(0.8～1.0)d=(0.8～1.0)38=30.4～38mm
取d=32mm。 d=32mm
2． 选择联轴器
　高速轴轴端处选择TL6型联轴器 GB4323-85
名义转矩T=9550×=48.26mm
　 计算转矩为　　TC=KT=1.5×48.26=72.39N·m
　　Ｔｎ＝250N·m>TC =72.39 N·m,
[n]=3300r/min>n=960r/min

　减速器高速轴外伸段直径为d=32mm，长度L=82mm。 L=82mm
（二） 中间轴的设计
轴的材料为选择45钢, 调质处理，传递功率Ｐ＝4.51W，
转速ｎ=221ｒ／mｉｎ。
由表８-２，查得A0=118
,受键槽影响加
大%5取ｄ＝40mm ｄ＝40mm
（三） 低速轴的设计计算
,受键槽影响加
，轴径加大５％, , 取ｄ＝45ｍｍ。 d＝45mm
因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。
初取联轴器HL4,公称转矩Tn=1.5 665.38 =998.87 N·m
Tc=KT=1250 N·m>TC =998.87 N·m d=84mm
满足要求 取轴伸长d=112
六、轴的强度校核
1.低速轴校核：
作用在齿轮上的圆周力 Ft= N
　　　　　径向力 　 Fr=5766.60 N

轴向力 =1314.23N
（１） 绘轴的受力简图，求支座反力

ａ.　垂直面支反力

　　　　　　　　 RAY=1843N

RBY=3923.18N
b. 水平面支反力
　　得，

=--140.48N
， RBX=2293.2N
(2)作弯矩图
a. 垂直面弯矩MY图

C点 ， MCY=229500Nmm
b. 水平面弯矩MZ图
C点右 M'CX=138000N.mm
C点左, MCX=17489.76N.mm
c. 合成弯矩图
C点右, M’C=266000N.mm
C点左, MC=230000N.mm
（３） 作转矩T图

（４） 作计算弯矩Mca图
该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，
取α=0.6
C点左边
McaC=460500N.mm
C点右边
M’caC=266000N.mm
D点
McaD=399000N.mm

（５） 校核轴的强度

由以上分析可见，C点弯矩值最大，而D点轴径最小，所以该
轴危险断面是C点和D点所在剖面。
查表8-1得查表8-3得。
C点轴径
因为有一个键槽。该值小于原 dc=42.54mm<45mm
设计该点处轴径75mm，故安全。
D点轴径 dD=42.54<50mm
因为有一个键槽。该值小于原
设计该点处轴径64mm，故安全。
（6）精确校核轴的疲劳强度
（a） 校核Ⅰ,Ⅱ,Ⅲ剖面的疲劳强度
Ⅰ剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1，
查得，
Ⅱ剖面因配合引起的应力集中系数由附表1-1，
查得，
所以， 。因1-1、2-2剖面主要受转矩作
用，起主要作用，故校核1-1剖面。
1-1剖面产生的 τ=18.06N/mm2
=9.03N/mm2
45钢的机械性能查表8-1，
得，
绝对尺寸影响系数由附表1-4，得，
表面质量系数由附表1-5，得,
查表1-5，得，
1-1剖面安全系数
S=6.77>[S]
取，，所以1-1剖面安全。
b.校核III,IV剖面的疲劳强度
III剖面因配合(H7/k6)引起的应力集中系数由附表1-1，
查得，
IV剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表1-2：

所以， 。
IV剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1，
查得，。
故应按过渡圆角引起的应力集中系数校核III剖面。
III剖面承受

III剖面产生正应力及其应力幅、平均应力为
=3.89N/mm2
=3.89N/mm2
III剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为
=7.12N/mm2
=3.56N/mm2
由附表1-4,查得,表面质量系数由附表1-5，
得,
,,表面质量系数同上.III剖面的安全系数按
配合引起的应力集中系数计算，

,所以III剖面安全。 S=12.34>[S]
其它剖面与上述剖面相比，危险性小，不予校核。

七、滚动轴承的选择及其寿命验算
1. 低速轴轴承
选择一对6213深沟球轴承，低速轴轴承校核：
1）、确定轴承的承载能力
查表9-7，轴承6211 的=25000N，c=33500N.
2）、计算径向支反力
R1=1685N
R2=3354N
3）、求轴承轴向载荷
A1=0 A1=0N
A2=1314.23N A2=1314.23N
4）、计算当量动载荷
A2/C0=1314.23/25000=0.053
插值定e=0.22+(0.032-0.028)*（0.26-0.22）/（0.056-0.028）
=0.0.256
由A2/R2=1314.23/3923.18 =0.335 〉e
查表9—10 X2=0.56，
Y2=1.99+（0.032-0.028）*（1.71-1.99）/（0.056-0.028）
=1.70
查表9—11，取fd=1.2，fm=1.0,ft=1.0
P1=fdfm1(X1R1+Y1A1)=1.2×1×1×1685=2022N
P2=fdfm2(X2R2+Y2A2)
=1.2×1.0×(0.56×3354+1.95×1108)= 5317.40N
5) 校核轴承寿命

故深沟球轴承6211适用。
八、键联接的选择和验算
(一) 高速轴上键的选择
选择普通平键10×70 GB1096-79
（二）中间轴上键的选择
与高速级齿轮联接轴段处选择普通平键 14×45 GB1096-79
(三).低速轴上键的选择与验算
(1) 齿轮处
选择普通平键18×50 GB1096-79型，其参数为
R=b/2=9mm，k=h-t=12-7.5=4.5mm，
l=L-2×R=50-2×9=32mm，
d=64mm。齿轮材料为45钢，载荷平稳，静联接，
由表2-1，查得
=83.5Nmm2
因，故安全。
(2) 联轴器处
选择键14 ×100 GB1096-79,其参数为
R=b/2=7mm，k=h-t=10-6=4mm， l=L-2×R=100-2×7=86mm，
d=45mm。齿轮材料为45钢，载荷稍有波动，静联接，
由表2-1，查得
=65.1Nmm2
因，故安全

九、减速器的润滑及密封形式选择
1 减速器的润滑采用油润滑，润滑油选用中负荷工业齿
轮油GB5903-86。
2 油标尺M16,材料Q235A。
3 密封圈
低速轴选用 FB 065072 GB13871-92
高速轴选用 FB 050072 GB13871-92

十、参考文献
[1] 孙志礼 何雪宏 何韶君 著 <<机械设计>>
北京 ： 冶金工业出版社 1998
[2] 巩云鹏 孙德志 喻子建 著 <<机械设计课程设计>>
北京 ： 冶金工业出版社 1999