王硕机械设计基础专业课程设计.doc

机械设计基本课程设计
阐明书

学院： 食品工程学院
班级： 能源本1402
姓名： 王硕
学号： 2901242
指引教师：邹欣华

目录
1设计题目 1
1.1工作条件 1
1.2技术数据 1
2、电动机选取计算 1
2.1选取电动机系列 1
2.2滚筒转动所需要有效功率 1
2.3选取电动机 2
3、传动装置运动及动力参数计算 2
3.1传动比分派 2
3.2各轴功率、转速和转矩计算 3
4、传动零件设计计算 3
4.1选取V带型号 3
4.2验算带速 4
4.3拟定大带轮原则直径 4
4.4拟定中心距a 和带长Ld 4
4.5验算小轮包角α1 4
4.6计算带根数 4
4.7计算作用在轴上载荷Fr 和初拉力 F0 4
4.8 V带传动参数 5
5、减速器内传动零件设计计算 5
5.1 选取材料 5
5.2计算应力循环次数 5
5.3计算许用接触应力 5
5.4按齿面接触强度拟定中心距 5
5.5验算齿面接触疲劳强度 6
5.6验算齿根弯曲疲劳强度 7
5.7齿轮重要几何参数 8
6、轴设计计算 8
6.1高速轴设计计算 8
6.2低速轴设计计算及联轴器选取 9

7、低速轴强度校核 10
8、滚动轴承选取及其寿命验算 12
8.1低速轴轴承选取 12
8.2低速轴承寿命计算 12
9、键联接选取和校核 12
9.1低速轴 12
9.2高速轴 13
10、减速器润滑及密封形式选取 13
10.1润滑方式选取 13
10.2油杯选取 13
10.3密封圈选取 13
10.4通气器选取 14
11、参照文献 14

1、设计题目
胶带输送机传动装置设计
1.1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
1.2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)
ZDD-8
1200
2.1
400
600
2、电动机选取计算
2.1选取电动机系列
依照工作规定及工作条件应选用三相异步电动机，
封闭式构造，电压380伏，Y系列电动机
2.2滚筒转动所需要有效功率

依照表2-11-1拟定各某些效率:
V带传动效率 η1 =0.95
一对滚动球轴承效率 η2 =0.99
闭式8级精度齿轮传动效率 η3 =0.97
弹性联轴器效率 η4 =0.99
滑动轴承传动效率 η5 ＝0.97
传动滚筒效率 η6=0.96
则总传动总效率
η = η1*η2*η2 *η3*η4*η5*η6
= 0.95×0.99×0.99×0.97×0.99×0.97×0.96
= 0.8326
滚筒转速

所需电动机功率

2.3选取电动机
查表2-19-1可知可选Y112M-4或Y132M1-6，比较传
动比及电动机其她数据，

电动机数据
方案号
电动机型号
额定功率(kW)
同步转速(r/min)
满载转速(r/min)
总传动比
1
Y112M-4
4.0
1500
1440
14.36
2
Y132M1-6
4.0
1000
960
9.57

比较两种方案，为使传动装置构造紧凑，决定选用方案2
同步，由表2.9-1，2.9-2查得：
电动机性能参数
电动机额定功率/kW
4.0
电动机满载转速/(r/min)
960
堵转转矩/额定转矩
2.0
电动机轴伸直径D/mm
38
电动机轴伸长度E/mm
80
电动机中心高H/mm
132

3、传动装置运动及动力参数计算
3.1传动比分派
总传动比
依照表2-2-1，初定V带传动i12= 2.5，则齿轮传动传动
比为：i23=i/i12=9.57/2.5=3.83
此分派传动比只是初步，实际要在传动零件和尺寸确
定后才干拟定,并且容许有（3-5%）误差。
3.2各轴功率、转速和转矩计算
1轴：（电动机轴）
p1=pr=3.027 kw
n1=960r/min
T1 =9.55*p1/ n1=9.55*3.027*1000/960=30.11Nm
2轴： （减速器高速轴）
P2=p1*η12= p1*η1 =3.027*0.95=2.876kw
n2=n1/i12=960/2.5=384r/min
T2=9.55*p2/n2=9.55*2.876*1000/384=71.52Nm
3轴：（减速器低速轴）
P3=p2*η23=p2*η2 *η3=2.876*0.99*0.97=2.762kw
n3=n2/i23=384/3.83=100r/min
T3=9.55*p3/n3=9.55*2.762*1000/100=263.77Nm
4轴：（即传动滚筒轴）
P4=p3*η34= p3*η2 *η4=2.762*0.99*0.99=2.707kw
n4=n3/i34=100/1=100r/min
T4=9.55*p4/n4=9.55*2.707*1000/100=258.52Nm

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
1
3.027
960
30.11
带传动
2.5
0.95
2
2.876
384
71.52
齿轮传动
3.83
0.97

3
2.762
100
264.33
联轴器
1
0.99
4
2.707
100
258.52

4、传动零件设计计算
4.1选取V带型号
由于小轮转速是960r/min，班制是2年，载荷平稳
取Ka=1.1;
Pc=Ka*P1 =1.1*3.027=3.330kw
查课本图10-8，可得选用A型号带，ddmin=75mm
查课本表10-4取原则直径即dd1=100mm
4.2验算带速
v=* dd1 *n1 /60*1000=5.03m/s；
满足5m/s <= v<=25m/s；
4.3拟定大带轮原则直径
dd2= i12*dd1 =2.5*100=250mm
取dd2=250mm，实际传动比i实=dd2/ dd1=2.5
百分差=0 合格
4.4拟定中心距a 和带长Ld
V带中心距过长会使构造不紧凑，会减低带传动
工作能力；
初定中心距a0,a0=(0.7-2.0)( dd1 +dd2)=245~~700 mm
暂取a0=350mm
相应a0带基准长度Ld0:
Ld0=2*a0 +(/2) *( dd1 +dd2)+(dd2 –dd1)2/（4* a0）
=1265.85 mm;
查课本表10-2可得，取Ld=1250mm;
由 Ld求实际中心距a,
a =a0 +(Ld –Ld0)/2 =342mm
4.5验算小轮包角α1
由式α1 =180°-（dd2-dd1）/a*57.3°=154.87°>120°
符合规定；
4.6计算带根数
Z = Pc /[(P0 +ΔP0)*Kα*Kl]
查图10-7可得，P0=1.0kw，ΔP0 =0.13kw
查表10-6可得，Kα=0.926
查表10-2，KL = 0.93
代入得，z =3.33/[(1.0+0.13)*0.926*0.93]=3.50根;
取z=4；
4.7计算作用在轴上载荷Fr 和初拉力 F0
F0为单根带初拉力，
F0 = 500* Pc/vz *(2.5/Kα -1 ) +qv2
= 500* 3.33/（5.03*4） *(2.5/0.93 -1 )
+0.10*5.032=142.23N
Fr=2*F0*z*sin（α1/2）=2*142.23*4*sin(154.87°/2)
=1111.39N
4.8 V带传动参数
选用A型V带，13.0mm顶宽，节宽11.0mm，
高度8.0mm，共四根长1250mm，Fr=1111N，
带轮中心距为342mm，实际传动比为2.5。
5、减速器内传动零件设计计算
5.1 选取材料
依照表11-1，大小齿轮材料选取如下:
小齿轮 40Cr钢 调质解决 齿面硬度250-280HBS
大齿轮 ZG310-570钢 正火解决 齿面硬度162-185HBS
5.2计算应力循环次数
查图11-14得ZN1=1.0 ，ZN2=1.08（容许有一定点蚀）
查图11-15得ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0
查图11-13（b）,得σHlim1=690Mpa，σHlim2=440 Mpa。
5.3计算许用接触应力

因，故取
5.4按齿面接触强度拟定中心距
小轮转矩 T1=9550×P1/n1=9550×103×2.88/384
=71625N·mm
初取，取
由表11-5得
由图11-7可得，=2.5，减速传动，
由式（11-17），计算中心距a：

取中心距a=140mm；
估算模数mn=(0.007~0.02)a=0.875—2.5mm
取原则模数mn=2mm；
小齿轮齿数：
大齿轮齿数：z2=uz1=
取z1=36，z2=104
实际传动比
传动比误差：

齿轮分度圆直径：

圆周速度
由表11-6,取齿轮精度为8级
5.5验算齿面接触疲劳强度
由电机驱动,载荷平稳和表11-3，取KA=1.0；
由图11-2（a），按8级精度和
查得Kv=1.06；
齿宽；
由图11-3(a)，按b/d1=56/72=0.78,考虑轴刚度较大和齿
轮相对轴承为非对称布置，得Kβ=1.07；
由表11-4，得Kα=1.1，
载荷系数
由图11-4得

查图11-6，得
由式11-16，计算齿面接触应力：

故安全。
5.6验算齿根弯曲疲劳强度
按Z1=36，Z2=104，
由图11-10得 Y=2.48，Y=2.18；
由图11-11得 Y=1.66，Y=1.82；
由图11-12得 Yε=0.68；
由图11-16(b)得 ，
；
由图11-17得 FN1=1.0，FN2=1.0；
由图11-18，得Y=Y=1.0，
取Y=2.0，S=1.4；
由式（11-25）计算许用弯曲应力：

由式（11-21）计算齿根弯曲应力：

故安全；

故安全。

5.7齿轮重要几何参数
z1=36， z2=104， u=2.92，mn=2 mm， β0=00，
，，
，
，
mm，
mm，
ha1 = ha2 =2mm,a=1/2(ds+d2)=1/2(72+208)=140mm ，
mm， b1=b2+(5~10)=64mm 。

6、轴设计计算
6.1高速轴设计计算
（1）拟定减速器高速轴外伸段轴径
,受键槽影响，加大
4%～5%，取ｄ＝25mm 。
（2）拟定减速器高速轴各段轴径
ｄ1＝25mm
d2= d1+(5—8)=（30—33）mm，取d2=30mm
d3=35mm
d4= d3+(1—3)=（36—38）mm，取d4=38mm
d5=d3=35mm
（3）选取高速轴轴承
依照低速轴d3=35mm，查表2.4-1，选取轴承型号为：
（GB/T276-1994）-6207 ，其D=72mm，B=17mm。
（4）选取高速轴轴承盖
轴承外径D=72mm，螺钉直径d3=8mm，d2= d3+1=9mm，
D0=D+2.5 d3=92mm，
D2= D0+2.5 d3=112mm，
e=1.2 d3=9.6mm(取e=10mm)，e1>=e，
D1= D-（3～4）=（68～69）mm，取D1=68mm，
D4= D-（10～15）=（57～62）mm，取D4=60mm，
b=5～10mm，取b=6mm，
h=(0.8～1)b=4.8～6mm，取h=5mm。

6.2低速轴设计计算及联轴器选取
（1）初步选定减速器低速轴外伸段直径
d=(0.8～1.0)d电机=(0.8～1.0) ×38=30.4～38mm
（2）选取联轴器
拟选用弹性联轴器（GB5014-85），
名义转矩T=9550×=9550×2.77/100.26=263.85N•m ，
　 计算转矩为　TC=KAT=1.5×263.85=395.78 N•m，
查表2.5-1，HL3号联轴器满足规定Tn =630N.m，Tn > Tc
其轴孔直径d=30～48mm,能满足减速器轴径规定，[n]=5000r/min>n=131.51r/min，轴孔长度 L=60mm。
（3）最后拟定减速器低速轴外伸段直径
,受键槽影响，
轴径加大4%—5%,，取ｄ1＝38mm；
由于是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。
（4）拟定减速器低速轴各段轴径
ｄ1＝38mm；d2= d1+(5—8)=（43—46）mm，取d2=45mm；
d3=50mm；d4= d3+(1—3)=（51—53）mm，取d4=53mm；
轴环直径d5=60mm； d6=d3=50mm。
（5）选取低速轴轴承
依照低速轴d3=50mm，查表2.4-1，选取轴承型号为：
（GB/T276-1994）-6210
重要参数：D=90mm，B=20mm，da=57mm，Da=83mm
（6）选取低速轴轴承盖
轴承外径D=90mm，螺钉直径d3=8mm，d2= d3+1=9mm，
D0=D+2.5 d3=110mm，
D2= D0+2.5 d3=130mm，
e=1.2 d3=9.6mm(取e=10mm)，e1>=e，
D1= D-（3～4）=（86～87）mm，取D1=86mm，
D4= D-（10～15）=（75～80）mm，取D4=76mm，
b=5～10mm，取b=6mm，
h=(0.8～1)b=4.8～6mm，取h=5mm。
7、低速轴强度校核
（1）求作用于齿轮上作用力，绘出轴空间受力图（图1）
转矩 T=9.55×106×
=9.55×106×2.77/100.26=2.638×105N•mm
圆周力
　　径向力 　
轴向力

（2）求支座反力(图1（b）)
a.垂直面支反力
，

，
b.水平面支反力
，

，
（3）作弯矩图
1．垂直面内弯矩图MY(图1（c）)
C点
2．水平面内弯矩图MZ (图1（d）)
C点左边
C点右边
3．作合成弯矩图(图1（e）)
C点左边
C点右边
（4）作转矩T图(图1（f）)

（5）作当量弯矩图(图1（g）)
该轴单向工作，转矩按脉动循环应力考虑，取α=0.6 。
C点左边
C点右边
D点

图1 轴构造及计算
（6）校核轴强度
按当量转矩计算轴直径：
（轴材料选取45号调质钢，查表13-1可得）
由以上分析可见，C点弯矩值最大，而D点轴径最小，
因此该轴危险断面是C点和D点所在剖面。
查表13-1得
查表13-2得
C点轴径
由于有一种键槽，，该值
不大于原设计该点处轴径53mm，故安全。
D点轴径
由于有一种键槽，该值
不大于原设计该点处轴径38mm，故安全。
8、滚动轴承选取及其寿命验算
选取一对6210深沟球轴承，低速轴轴承校核：
8.1低速轴轴承选取
选取低速轴一对6210深沟球轴承校核。
（1）拟定轴承承载能力
查表2.4-1，轴承6210 =19.8kN，cr=27.0kN。
（2）计算径向支反力

（3）计算当量动载荷
由于轴承承受纯径向载荷，因此
P1 =R1=1328.90N
P2= R2=1370.43N
8.2低速轴承寿命计算
查表14-16,拟定C=27.0kN：

故深沟球轴承6210合用。
9、键联接选取和校核
9.1低速轴
键材料类型
45号钢A型普通平键，联轴器材料为钢.
（1）齿轮处
键和齿轮材料为45钢，载荷平稳，静联接，齿轮处轴径
d4=53,查表9-6，选普通平键16×10，型号 GB1096-79，
其参数为：
b=16mm，h=10mm，R=b/2=8mm，
L=（45～180）mm,依照齿轮处轴长54mm,取L=44mm
由表9-7，查得
，故安全。
（2）外伸处
键和轴材料为45钢，载荷平稳，静联接，外伸处轴径
d=38mm，查表9-6，选取普通平键10×8，型号 GB1096-79，
其参数为：
b=10,h=8,R=b/2=5mm，
L=（22～110）mm，因外伸轴长58mm，取L=50mm；
由表9-7，查得
，故安全。
9.2高速轴
查表9-6，由d1=25,选普通平键8×7，型号GB1096-79，
其参数为：
b=8mm， h=7mm， R=b/2=4mm，
L=（18～90）mm，依照外伸轴长48mm，取 L=40mm.

10、减速器润滑及密封形式选取
10.1润滑方式选取
查表2.6-2，减速器润滑采用脂润滑，选用钠基润滑脂
型号GB/T492-89。
10.2油杯选取
选取型号JB/T 7940.1-1995，d=M10×1,H=18,h=10,h1=7,s=11
10.3密封圈选取
查表2.6-5，密封圈采用毡圈油封，型号JB/ZQ4606-86。
由低速轴d2=30mm知D=45mm，d1=29mm,B=7mm；
由高速轴d2=45mm知D=61mm，d1=44mm,B=8mm。
10.4通气器选取
由于工作环境清洁，选用通气螺塞。
11、参照文献
陈良玉 王玉良 等 著 <<机械设计基本>>
东北大学出版社
孙德志 王春华 等 著 <<机械设计基本课程设计>>
东北大学出版社
孔德志 张伟华 等 著 《机械设计基本课程设计》
科学出版社