机械设计基础课程设计--设计胶带输送机的传动装置.doc

目录目录 一、一、设计设计任任务书务书.2 二、二、电动电动机的机的选择计选择计算算.2 三、三、传动传动装置的运装置的运动动及及动动力参数力参数计计算算.3 四、四、传动传动零件的零件的设计计设计计算算.7 五、五、轴轴的的设计计设计计算算.16 六、六、轴轴的的强强度校核度校核.17 七、七、滚动轴滚动轴承的承的选择选择及其寿命及其寿命验验算算.22 八、八、键联键联接的接的选择选择和和验验算算.23 九、减速器的九、减速器的润润滑及密封形式滑及密封形式选择选择.23 十、参考文献十、参考文献.24 2 一、设计任务书一、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 kw FV pw84.3 1000 24.016000 1000 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 min/70.10 50 . 0 28 . 0 6060 r D v nw 所需的电动机的功率 Pr=4.9kwkw p p w r 9 . 4 800 . 0 92 . 3 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， 3 外伸轴段 DE=38mm80mm。 三、传动装置的运动及动力参数计算三、传动装置的运动及动力参数计算 （一）（一）. . 分配传动比分配传动比 1） 总传动比 72.89 70.10 960 0 w n n i 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： 953.14 6 72.89 开 减 i i i 减速箱内高速级齿轮传动比 i1=4.493 493 . 4 953.1435 . 1 35 . 1 1 减 ii 减速箱内低速级齿轮传动比 i2=3.382382 . 3 493. 4 . 4 953.14 1 2 i i i 减 （二）（二） 各轴功率、转速和转矩的计算各轴功率、转速和转矩的计算 10 轴：（电动机轴） P0=4.9KW kwpp r 9.4 0 n0=960r/minmin/960 0 rn T0=48.74Nm mN n p T 74.48 960 109 . 4 55 . 9 55 . 9 3 0 0 0 2轴： （减速器高速轴） P1=4.851kwkwpp851.499.09.4 101 n1=960r/min min/960 01 0 1 r i n n T1=48.26N.m mN n p T 26.48 960 10851 . 4 55 . 9 55 . 9 3 1 1 1 3. 轴： （减速器中间轴） P2=4.658kwkwpp658.4497.099.0851.4 12 齿轮轴承 4 n2=213.67r/minmin/67.213 493. 4 . 4 960 12 1 2 r i n n T2=208.19N.mmN n P T 19.208 67.213 10658 . 4 55 . 9 55 . 9 3 2 2 2 4. 轴：（减速器低速轴） P3=4.473kwkwpp473 . 4 99 . 0 97 . 0 473. 4 23 轴承齿轮 n3=64.20r/minmin/20.64 328 . 3 67.213 23 2 3 r i n n T3=665.38N.mmN n P T 38.665 20.64 10473 . 4 55 . 9 55 . 9 3 3 3 3 5. 轴： （传动轴） P4=4.438kwkwpp384 . 4 99 . 0 473 . 4 34 轴承 n4=64.20r/minmin/20.64 1 2 . 64 34 3 4 r i n n T4=652.14N/mmN n P T 14.652 20.64 10384 . 4 55 . 9 55 . 9 3 4 4 4 6. 轴： （滚筒轴） P5=4.125kwkwpp125 . 4 95 . 0 99 . 0 438 . 4 45 开齿轮轴承 n5=10.7r/minmin/ 7 . 10 6 20.64 4 5 r i n n T5=3681.66N.mmN n P T.66.3681 7 . 10 10125 . 4 55 . 9 55 . 9 3 5 5 5 各各轴轴运运动动及及动动力参数力参数 5 （三）（三） 设计开式齿轮设计开式齿轮 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, 5 则大齿轮齿数 Z =Z i=226=132 65开齿轮 按强度为 230HBS 和 190HBS 查图 5-18 知， 2 5lim /210mmN F 2 6lim /198mmN F 取4 . 1 min F S 轴轴序号序号功率功率 P(kw)P(kw) 转转速速 n(r/min)n(r/min) 转转矩矩 (N.m)(N.m) 传动传动形式形式传动传动比比效率效率 04.996048.74 弹性联轴 器 1.00.99 4.85196048.26 闭式齿轮 4.4930.96 4.658213.67208.19 闭式齿轮 3.3280.96 4.47364.20665.38 联轴器 1.00.98 4.43864.20652.14 4.12510.703681.66 开式齿轮 60.94 6 查图 5-19 知，又，0 . 1 65 NN YY0 . 1 65 XX YY 取0 . 2 ST Y 由 XN F STF F YY S Y min lim 则 2 5 /3000 . 10 . 1 4 . 1 0 . 2210 mmN F 2 6 /86.2820 . 10 . 1 4 . 1 0 . 2 2 . 198 mmN F 查图 5-14 知2 . 2,77 . 2 65 FaFa YY 查图 5-15 知83 . 1 ,57 . 1 65 SaSa YY 则： 02071 . 0 300 57 . 1 77 . 2 5 55 F SaFa YY 02033 . 0 198 83 . 1 2 . 2 6 66 F SaFa YY 取 02071 . 0 F SaFaY Y 取, 2 . 0.,1 attY K 则7 . 0 2 16 2 . 0 2 1 u ad 431 . 4 20 7 . 10 02071 . 0 6521401 . 122 3 2 3 5 3 2 5 5 F SaFa d t YY Z YKT m 由于预取 m=5mm4.431mm,所以可以取 m=5mm。 当 m=5mm 时， 0629 . 1 02071 . 0 6521402 1 227 . 05 2 23 1 12 5 3 SaFa F d YYT ZmKY 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 mmum Z a385) 16(5 2 22 1 2 5 7 3） 、齿轮 5、6 的主要参数 Z =22, Z =132, u=6, m=5mm 56 mmmZd mmmZd 6601325 110225 66 55 mmmhdd aa 1200 . 121102 * 55 mmmhdd aa 6700 . 126602 * 66 mmmchdd af 5 . 97525 . 0 0 . 121102 * 55 mmmchdd af 5 . 647525 . 0 0 . 126602 * 66 mm dd a385 2 660110 2 65 取mmab a 773852 . 0 6 mmbb858778 65 四、传动零件的设计计算四、传动零件的设计计算 （一）减速器高速级齿轮的设计计算（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 9 11 1076 . 2 )2830010(19606060 h jLnN 8 9 1 2 1015 . 6 463 . 4 1076 . 2 i N N 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 , 2 1lim /590mmN H 2 2lim /545 mm H 由 5-28 式计算许用接触应力 2 11 min 1lim 1 / 8 . 54292 . 0 0 . 10 . 1 0 . 1 590 mmNZZZZ S LVRWXN H H H 8 2 22 min 2lim 2 /47.52692 . 0 0 . 105 . 1 0 . 1 545 mmNZZZZ S LVRWXN H H H 因，故取 12HH 2 2 /47.526mmN HH 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,。987 . 0 5 . 13coscos . Z 初取，由表 5-5 得0 . 1 2 ttZ K 2 / 8 . 189mmNZE 减速传动，;取493 . 4 iu4 . 0 a 端面压力角 4829.20)5 .13cos/20()cos/(tgarctgtgarctg nt 基圆螺旋角 b=12.2035。 2035.12)4829.20cos13()cos(tgarctgtgarctg tb 44 . 2 4829.20sin4829.20cos co2 sincos cos2 2035.12s tt b H Z 由式（5-39）计算中心距 a mm ZZZZ u KT ua H EH a t 11.118 1 . 507 987 . 0 9 . 18844 . 2 334 . 4 4 . 02 467600 . 1 ) 1334 . 4 ( 2 ) 1( 3 2 3 2 1 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： 24.23 1493. 4 . 42 5 . 13cos1252 1 cos2 1 um a z n 大齿轮齿数： z2=uz1=339.103493 . 4 24.23x 取 z1=23，z2=103 z1=23，z2=103 实际传动比478 . 4 23 103 1 2 z z i实 传动比误差 9 ，%5%69. 0%100 439. 4 439 . 4 478 . 4 %100 理 实理 i ii i 在允许范围内。 修正螺旋角 “ 12 443713 629.13 1302 )10323(2 arccos 2 )( arccos zzmn 629.13 与初选 =13.50相近,ZHZ可不修正. 齿轮分度圆直径 mmzmd n 031.48629.13cos/232cos/ 11 mmzmd n 969.211629.13cos/1032cos/ 22 圆周速度sm nd v/413 . 2 106 960031.48 1060 43 11 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，smvz/515 . 0 100/23413 . 2 100/ 1 得 Kv=1.04。 齿宽。mmab a 521304 . 0 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716 . 1 2 . 110 . 1 05 . 1 25 . 1 K KKKK vA 计算重合度 齿顶圆直径 mmmhdd naa 031.5220 . 12031.482 * 11 mmmhdd naa 969.21520 . 12969.2112 * 22 端面压力角 5317.20)629.13cos/20()cos/(tgarctgtgarctg nt 齿轮基圆直径 10 mmdd tb 326.445317.20cos031.48cos 11 mmdd tb 504.1985317.20cos969.211cos 22 端面齿顶压力角 288.30 333.51 326.444 arccosarccos 1 1 1 a b at d d 200.23 869.206 082.190 arccosarccos 2 2 2 a b at d d 655 . 1 )5317.20200.23(103)5317.20288.30(23 2 1 )()( 2 1 2211 tgtgtgtg tgtgztgtgz tattat 951 . 1 2 629.13sin52 sin n m b 777 . 0 655 . 1 11 Z 968 . 0 629.13coscos Z 793.12)5317.20cos629.13()cos(tgarctgtgarctg tb 437 . 2 5317.20sin5317.20cos 73.12cos2 sincos cos2 tt b H Z 由式 5-39,计算齿面接触应力 22 2 2 1 1 /47.526/326.467 334 . 4 1334 . 4 131.4750 46760386 . 1 2 987. 0759 . 0 9 . 188450 . 2 12 mmNmmN u u bd KT ZZZZ H EHH 故安全。 （4） 验算齿根弯曲疲劳强度 按 Z1=23，Z2=103, 由图 5-18b，得， 2 1lim /230mmN F 2 2lim /210mmN F 由图 5-19，得 Y=1.0，Y=1.0 1N2N 由式 5-32，m =2mmTC =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mm n P Ad728.30 67.213 658 . 4 110 33 0 大%5 取40mm 40mm （三） 低速轴的设计计算低速轴的设计计算 ,受键槽影响加mm n P Ad0289.44 2 . 64 473 . 4 107 33 0 ，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 Nm Tc=KT=1250 NmTC =998.87 Nmd=84mm 满足要求 取轴伸长 d=112 六、轴的强度校核六、轴的强度校核 1.低速低速轴轴校核：校核： 作用在齿轮上的圆周力 Ft= N N d T Ft60.5766 769.230 2 . 66537622 4 3 60.5766 18 径向力 Fr=5766.60 N NtgtgFF tr 72.2152471.2060.5766 轴向力 =1314.23NNtgtgFF ta 23.13148386.1260.5766 a F （） 绘轴的受力简图，求支座反力 . 垂直面支反力 0 B M 0)( 221 LFLLR tAy RAY=1843N 42.184360.5766 5 . 124 5 . 58 5 . 58 21 2 LL LF R t Ay 0Y RBY=3923.18N NRFR AytBy 18.392342.1843460.5766 b. 水平面支反力 得，0 B M 0 2 )( 221 LF d FLLR raAz 19 =-140.48N N LL d FLF R ar Az 48.140 5 . 12458 2/6423.1314 5 . 5872.2152 2 21 2 Az R ， RBX=2293.2N 0Z 2 . 229348.14072.2152 AzrBz RFR (2)作弯矩图 a. 垂直面弯矩 MY图 C 点 ， MCY=229500Nmm mmNLRM AyCy 5 1 10295 . 2 5 . 12442.1843 b. 水平面弯矩 MZ图 C 点右 MCX=138000N.mm mmNLRM BzCz 5 2 10342 . 1 5 . 58 2 . 2293 C 点左, mmNLRM AzCz 76.17489 5 . 5848.140 1 MCX=17489.76N.mm c. 合成弯矩图 C 点右, MC=266000N.mm mmNMM CZCyC 52 1066 . 2 C 点左, MC=230000N.mm mmNMMM CzCyC 52 1030. 2 （）作转矩 T 图 mmN d FT t 5 1065 . 6 2 （）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 mmN TMM CCcaC 5 252522 10605 . 4 )1065 . 6 6 . 0()103 . 2()( C 点右边 McaC=266000N.mm mmN TMM CCcaC 5 22522 1066 . 2 )06 . 0()1066 . 2 ()( D 点 McaD=399000N.mm mmNTTMM oDcaD 522 1099 . 3 （）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。 20 查表 8-1 得查表 8-3 得。 2 /650mmN B 2 1 /60mmN b C 点轴径 mm M d b caC C 497.42 601 . 0 10605 . 4 1 . 0 3 5 3 1 因为有一个键槽。该值小于原 dc=42.54mmS 77 . 6 03. 921 . 0 03 . 9 76 . 0 92 . 0 625 . 1 155 1 ma k SS 取，所以 1-1 剖面安全。 8 . 15 . 1S SS 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， 97 . 1 k51 . 1 k IV 剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表 1-2： 8 1 6472 r dD 013 . 0 64 1 d r 所以， 。099 . 2 k845 . 1 k IV 剖面因键槽引起的应力集中系数由附表 1-1， 查得，。825 . 1 k625 . 1 k 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 mmN B L L M M c 5 5 1 1 1064 . 1 2/70132 132 1023. 2 2 mmNT 5 1065 . 6 III 剖面产生正应力及其应力幅、平均应力为 =3.89N/mm2 2 3 5 max /89 . 3 751 . 0 1064 . 1 mmN W M max =3.89N/mm2 2 max /89 . 3 mmN a 0 m a III 剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为 0 m =7.12N/mm2 2 3 5 max /12 . 7 752 . 0 1001 . 6 mmN W T T max =3.56N/mm2 2max /56 . 3 2 mmN ma ma 由附表 1-4,查得,表面质量系数由附表 1-5，81 . 0 76 . 0 得,92 . 0 92 . 0 ,表面质量系数同上.III 剖面的安全系数按34 . 0 21 . 0 22 配合引起的应力集中系数计算， 65.22 089. 3 75. 092 . 0 099 . 2 268 1 ma k S 72.14 56 . 3 21 . 0 56 . 3 73 . 0 92 . 0 845 . 1 155 1 ma k S 34.12 72.1465.22 72.1465.22 2222 SS SS S ,所以 III 剖面安全。 S=12.34S 8 . 15 . 1 SS 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七、滚动轴承的选择及其寿命验算 1.1.低速轴轴承低速轴轴承 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. 0 c 2） 、计算径向支反力 R1=1685N NRRR VH 23.1314 2 1 2 11 R2=3354N NRRR VH 3354 2 2 2 22 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