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82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-6140000.28500900二、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 滚筒=0.96弹性联轴器效率 1=0.99刚性联轴器的效率 2=0.99滚动轴承效率 轴承=0.99开式齿轮的传动效率 开齿轮=0.95俄闭式齿轮的传动效率 闭齿轮=0.97则总的传动总效率 = 滚筒1 25轴承开齿轮2闭齿轮 = 0.960.990.990.9950.950.972 = 0.8000 3).电机的转速 所需的电动机的功率 Pr=4.9kw 选电动机Y132M26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 DE=38mm80mm。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=48.74Nm2 轴： （减速器高速轴） P1=4.851kw n1=960r/min T1=48.26N.m 3. 轴： （减速器中间轴） P2=4.658kw n2=213.67r/min T2=208.19N.m 4. 轴：（减速器低速轴） P3=4.473kw n3=64.20r/min T3=665.38N.m5. 轴： （传动轴） P4=4.438kw n4=64.20r/min T4=652.14N/m 6. 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04.996048.74弹性联轴器1.00.994.85196048.26闭式齿轮4.4930.964.658213.67208.19闭式齿轮3.3280.964.47364.20665.38联轴器1.00.984.43864.20652.14开式齿轮60.944.12510.703681.66（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=226=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=5mm4.431mm,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，轴和轴的中心距为 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=48260Nmm初定螺旋角=13.5,。初取，由表5-5得减速传动，;取端面压力角基圆螺旋角 b=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=(0.0070.02)a=0.8752.5mm,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=13.50相近,ZHZ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K=1.10。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=23，Z2=103,由图5-18b，得，由图5-19，得Y=1.0，Y=1.0由式5-32，m=2mm5mm,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Y，因 （5） 齿轮主要几何参数 z1=23, z2=103, u=4.478, mn=2 mm, 0=, mt=mn/cos=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+(510)=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283330HBS 大齿轮 40Cr 齿面硬度为162217HBS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=208190Nmm初定螺旋角=13,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=(0.0070.02)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=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K=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=2.5mmTC =72.39 Nm, n=3300r/minn=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4.51W，转速=221m。由表-，查得A0=118,受键槽影响加大%5取40mm 40mm （三） 低速轴的设计计算,受键槽影响加，轴径加大, , 取45。 d45mm 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 NmTc=KT=1250 NmTC =998.87 Nmd=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（） 绘轴的受力简图，求支座反力.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 MCX=138000N.mm C点左, MCX=17489.76N.mm c. 合成弯矩图C点右, MC=266000N.mm C点左, MC=230000N.mm （） 作转矩T图 （） 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=0.6 C点左边 McaC=460500N.mm C点右边 McaC=266000N.mm D点 McaD=399000N.mm （） 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=42.54mm45mm 设计该点处轴径75mm，故安全。D点轴径 dD=42.54S 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=12.34S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910 X2=0.56，Y2=1.99+（0.032-0.028）*（1.71-1.99）/（0.056-0.028） =1.70查表911，取fd=1.2，fm=1.0,ft=1.0P1=fdfm1(X1R1+Y1A1)=1.2111685=2022NP2=fdfm2(X2R2+Y2A2)=1.21.0(0.563354+1.951108)= 5317.40N5) 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1070 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 1445 GB1096-79(三).低速轴上键的选择与验算(1) 齿轮处 选择普通平键1850 GB1096-79型，其参数为R=b/2=9mm，k=h-t=12-7.5=4.5mm， l=L-2R=50-29=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-2R=100-27=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 北京 ： 冶金工业出版社 19982 巩云鹏 孙德志 喻子建 著 北京 ： 冶金工业出版社 1999