胶带输送机的传动装置的设计

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1、胶带输送机的传动装置的设计 机械设计课程设计说 明 书机械工程及自动化专业200X级X班设 计 者：XXX指导教师：XXX20XX年X月XX日目 录一、设计任务书3二、电动机的选择计算3三、传动装置的运动及动力参数计算4四、传动零件的设计计算8五、轴的设计计算17六、轴的强度校核18七、滚动轴承的选择及其寿命验算26八、键联接的选择和验算30九、 联轴器的选择31十、减速器的润滑及密封形式选择32十一、参考文献32一、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

2、滚筒直径 D mm 滚筒长度 L mm ZL-10A160000.24400850二、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 0.992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 0.96闭式齿轮的传动效率 闭齿轮 0.97（8级）则总的传动总效率 滚筒1 25轴承开齿轮2闭齿轮 0.960.9920.990.9950.960.972 0.810 3 .电机的

3、转速 所需的电动机的功率 Pr 4.74kw 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 4.334 减速箱内低速级齿轮传动比 i2 3.210 （二） 各轴功率、转速和转矩的计算0轴：（电动机轴） P0 4.74KW n0 960r/min T0 47.15Nm轴： （减速器高速轴）

4、 P1 4.70kw n1 960r/min T1 46.76N.m 3. 轴： （减速器中间轴） P2 4.51kw n2 221r/min T2 194.9N.m 4. 轴：（减速器低速轴） P3 4.33kw n3 68.8r/min T3 601.04N.m轴： （传动轴） P4 4.24kw n4 68.8r/min T4 588.55N/m 6. 轴： （滚筒轴） P5 4.03kw n5 11.5r/min T5 3346.5N.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04.7496047.15弹性联轴器1.00.994.709

5、6046.76闭式齿轮4.3340.964.51221194.89闭式齿轮3.2100.964.3368.8601.04联轴器1.00.984.2468.8588.55开式齿轮60.954.0311.53346.65（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ZG301-570，正火处理，齿面硬度156217HBS。 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 206 120.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

6、于预取m 5mm当m 5mm时，0.955与1.0相差不大，不需要修正m.所以可以选取m 5mm.此时，轴和轴的中心距为3）、齿轮5、6的主要参数 Z 20, Z 120, 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 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 1.06 （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

7、-8式计算许用接触应力因，故取22） 按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩T1 46760N?mm初定螺旋角 13,。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 125mm。 a 125mm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 99 z1 23，z2 99 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,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

8、. 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 1.0由图5-4b，按8级精度和， 得Kv 1.05。齿宽。由图5-7a，按b/d1 1.061,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 99,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

9、.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 99, u 4.304, mn 2 mm, 0 , mt mn/cos 2/cos12.57810 2.045mm, d1 47.131 mm, d2 202.869 mm, da1 51.131mm, da2 206.869 mm df1 42.131mm, df2 197.869 mm, a 125mm mm, b1 b2+ 510 56mm （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40 Cr

10、 调质处理 齿面硬度为217255HBS 大齿轮45钢 正火处理 齿面硬度为162217HBS查图5-17，ZN3 1.07 ZN4 1.13 （允许一定点蚀）由式5-29，ZX3 ZX4 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22） 按齿面接触强度确定中心距小轮转矩T 194900N?mm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 150mm。 a 150 mm 估算模数mn 0.0070.02 a 1.-3mm取标准模数m

11、n 2mm. mn 2mm 小齿轮齿数 大齿轮齿数。取Z 35，Z 111。 Z 35，Z 111 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 1.0由图5-4b，按8级精度和， 得K 1.02。齿宽。由图5-7a，按b/d1 60/71.92 0.83,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得K 1.07。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

12、力故安全。验算齿根弯曲疲劳强度按Z1 35，Z2 111,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 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 2.40，Y 2.20由图5-15得Y 1.61，Y 1.81。 故安全（6）、低速级齿轮主要参数Z 35,Z 111,u 3.120，,m 2mm，md mm,mm,dmm,dmm d d-2 h*a+c* m 71.92-2 1.0+0.25 2 66.92mm, d d-2 h*a+c* m 2

13、28.08-2 1.0+0.25 2 223.08mm, a mm b b 60mm, 取b b+ 510 66mm 五、轴的设计计算（一） 高速轴的设计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 0.8d 32mm。 d 32mm 2 选择联轴器高速轴轴端处选择TL型联轴器 GB4323-85 名义转矩T 9550 9550 5.5/960 54.7 N?m 计算转矩为TC KT 1.554.7 82.1N?m250N?m TC 82.1 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 62mm。

14、 L 62mm （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 118 ，取50mm 50mm （三） 低速轴的设计计算,因轴端处需开一个键槽，轴径加大,取60。 60 因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。 六、轴的强度校核1.低速轴校核： 作用在齿轮上的圆周力 Ft 5270 N 径向力 Fr 1971 N 轴向力 1241N绘轴的受力简图，求支座反力.垂直面支反力 RAY 1716.5N , RBY 3553.5N b. 水平面支反力得， -166.7N ， RBX 2137.7N 2 作弯矩图垂直面弯矩MY图C点 MCY 2025

15、00Nmm 水平面弯矩MZ图C点右 MCX 121800N.mm C点左 MCX -19670N.mm 合成弯矩图C点右 MC 236300N.mm C点左 MC 203500N.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 414100N.mm C点右边 McaC 236300N.mm D点 McaD 361000N.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 43.07mm 62mm 设计

16、该点处轴径62mm，故安全。D点轴径 dD 41.14 55mm 因为有一个键槽。该值小于原设计该点处轴径55mm，故安全。（6）精确校核轴的疲劳强度校核,剖面的疲劳强度剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1，查得，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 18.06N/mm2 9.03N/ mm245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 6.03 S 取，所以1-1剖面安全。b.校核III,IV

17、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 4.65N/mm2 4.65N/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 10.35 S其它剖面

18、与上述剖面相比，危险性小，不予校核。2.中间轴校核：（1） 绘轴的受力简图 （如图），求支座反力垂直支反力 由得 3357N由得水平面支反力由得由得 R1 3503.3N R2 3734.7N（2）作弯矩图垂直面弯矩My图 B点 C点 水平面弯矩Mz 图 B点左边 B点右边 C点左边 C点右边 ?c. 合成弯矩M图 B点左边 B点右边 C点左边 C点右边 （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B点左边 B点右边 C点左边C点右边 D点 A点 （5）校核轴的强度由图知 C 点弯矩值最大。由45钢调质处理查表8-1得，再由表8-3查得按式（

19、8-7）计算剖面直径C点轴径 该值小于原设计该点处轴径47mm ，安全B点轴径 考虑键槽影响，有一个键槽，轴径加大5%，该值小于原设计该点处轴径 50mm ，安全（6）精确校核轴的疲劳强度I剖分面由附表1-1查得，剖面因过度圆角引起的应力集中系数由附表1-2查得， ，剖面承受的弯矩和转矩分别为剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力为，剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为，45钢机械性能查表8-1得:，绝对尺寸影响系数由附表1-4查得:，表面质量系数由附表1-5查得:，查表1.-5得 ，剖面的安全系数为 ，取S S 1.51.8 所以剖面安全。其它剖面与上述剖面相比，危险性小，无需校核。七、滚

20、动轴承的选择及其寿命验算低速轴轴承选择一对6212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6212 的 27800N，c 36800N.2）、计算径向支反力 R1 1725N R2 4147N 3）、求轴承轴向载荷 A1 0 A1 0N A2 1241N A2 1241N 4）、计算当量动载荷A2/C0 1241/27800 0.044,插值定e 0.22+ 0.044-0.03 *（0.26-0.22）/（0.06-0.03） 0.239由A2/R2 1108/4077 0.27 e查表910 X2 0.56，Y2 1.99+（0.044-0.03）*（1.71-

21、1.99）/（0.06-0.03） 1.85查表911，取fd 1.2，fm 1.0,ft 1.0P1 fdfm1 X1R1+Y1A1 1.2111725 2070NP2 fdfm2 X2R2+Y2A2 1.21.0 0.564147+1.851241 4618.17N5 校核轴承寿命 预计寿命. 取P 4618.17N故深沟球轴承6212适用。高速轴轴承作用在齿轮上的圆周力 Ft 1984.3N 径向力 Fr 741.2N 轴向力 442.7N高速轴轴承选择一对6208型深沟球轴承。高速轴轴承校核条件：b 50mm ,转速n 960r/min，工作平稳，工作温度低于1000。1）、确定轴承的

22、承载能力查表9-7，轴承6208 的 15800N。c 22800N2）、计算径向支反力垂直面支反力 RAY 571.94N RBY 1412.36N b. 水平面支反力 得， R1 590.3N R2 1532.7N 3）、求轴承轴向载荷 A1 0N A2 442.7N 4）、计算当量动载荷A2/C0 442.7/15800 0.028插值定 e 0.22由A2/R2 442.7/1532.7 0.29e查表910 X2 0.56，Y2 1.99 查表911，取fd 1.0,ft 1.0,fm 1.0P1 fdfmR1 1.01.0590.3 590.3NP2 fdfm X2R2+Y2A2

23、1.01.0 0.561532.7+1.99442.7 1739.35 校核轴承寿命 预计寿命.取P 1739.3N故深沟球轴承6208C适用。中间轴轴承选择一对6210深沟球轴承，中间轴轴承校核：1）、确定轴承的承载能力查表9-7，轴承6208的 19800N，c 27000N2）、计算径向支反力 R1 3503.3N R2 3334.7N 3）、求轴承轴向载荷 A1 Fba-Fca 1024-470 554N A1 554N A2 0 A2 0N 4）、计算当量动载荷A1/C0 554/19800 0.028,插值定e 0.19+ 0.028-0.01 *（0.22-0.19）/（0.03

24、-0.01） 0.217由A1/R1 554/3503.3 0.158 e , X 1.0,Y 0.查表911，取fd 1.0，fm 1.0,ft 1.0P1 fdfm1 X1R1+Y1A1 1.01.01.03503.3 3503.3NP2 fdfm2 X2R2+Y2A2 1.01.03334.7 3334.7N5 校核轴承寿命预计寿命.故深沟球轴承6210适用。八、键联接的选择和验算高速轴上键的选择选择普通平键1056 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 1640 GB1096-79 三 .低速轴上键的选择与验算齿轮处 选择普通平键1856 GB1

25、096-79型，其参数为R b/2 9mm，k h-t 11-7 4mm， l L-2R 56-29 38mm，d 62mm。齿轮材料为45钢，载荷平稳，静联接，由表2-1，查得 127.5Nmm2 因，故安全。联轴器处 选择普通平键1480 GB1096-79,其参数为R b/2 7mm，k h-t 9-5.5 3.5mm， l L-2R 80-27 66mm，d 48mm。齿轮材料为45钢，载荷稍有波动，静联接，由表2-1，查得 108.4Nmm2 因，故安全九、联轴器的选择 1 高速轴轴端处选择TL6联轴器 GB4323-85 名义转矩T 9550 9550 5.5/960 54.7 N

26、?m 计算转矩为TC KT 1.554.7 82. 1N?m250N?m TC 82. 1 N?m, n 3300r/min n 960r/min 2 低速轴轴端处选择KL8联轴器JB/ZQ4384-86, 名义转矩T 9550 9550 4.33/68.8 601.04 N?m 计算转矩为TC KT 1.5601.04 901.56N?m1800N?m TC 901.56 N?m, n 2400r/min n 68.8r/min十、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 GB13871-92十一、参考文献 1 孙志礼 何雪宏 何韶君 著 北京 ： 冶金工业出版社 1998 巩云鹏 孙德志 喻子建 著 北京 ： 冶金工业出版社 19992. .