胶带运输机的传动装置机械设计说明书

1、 机械设计课程设计说 明 书材料与冶金学院冶金工程053班指导教师: 设计者:韩乐学号：200516512007年7月12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22八联接的选择和验算23九.联轴器的选择24十.减速器的润滑及密封形式选择24十一 .参考文献24一 设计任二 务书一、设计任务书 1） 设计题目 ：设计胶带运输机的传动装置 2） 工作条件：A类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)ZDD-410002.2500600 二、电动机的选择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 滚筒转动所需有相异步电动机，开式结构，电压380伏，Y系列电动机 效功率：2） 滚筒转动所需要的有效功率为 ： 传动总效率为 ： 传动总效率： 以下是根据表4.2-9确定各部分的效率: 弹性联轴器效率 1=0.99 电机转速：一对滚动轴承的效率 2=0.99 供 所需电机功率：闭式齿轮的传动效率 3=0.97（8级） 3).电机的转速为 所需的电动机的功率为 查表4.12-1所选的Y型三相异步电动机的型号为Y132S-4型，或选

3、Y132M2-6型。方案号电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比1Y132S-45.515001440121.182Y132M2-65.5100096080.8现以Y132S-4型（1500r/min） 及Y132M-6型（1000r/min） 电机的选择： 两种方案比较，由表4.12-1查得电动机数据， 型号：Y132M2-6 Y132S4型电动机价格较低，但总传动比大。为使传动 额定功率：5.5kw装置结构紧凑，故选电动机Y132M2-6型 ，额定功率5.5kw, 同步转速1000r/min 同步转速1000r/min,满载转速 960r/min。同时，由表4.12-2 满载转速：96

4、0r/min查得电动机中心高 H=132mm，外伸轴段 DE=38mm80mm。 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： 三、传动装置的运动 各级传动比的粗略分配 根据总传动比，以及各种机械传动推荐的传动比范围，各级传 动比分配如下： 总传动比： 由表4.2-9 设i开5.5 则减速器的传动比： i=80.8 减速器的传动比：减速箱内高速级齿轮传动比为 高速级齿轮传动比：减速箱内低速级齿轮传动比为 （二） 各轴功率、转速和转矩的计算 低速级齿轮传动比：1 0轴：即电动机的主动轴 i2= 3.13 2、各轴

5、功率、转速 和转矩2 轴： 即减速器的高速轴 见表 3. 轴：即减速器的中轴 4. 轴：即减速器的低速轴 5. 轴： 即传动轴 6. 轴： 即滚筒轴 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04.1696041.38联轴器1.00.994.1296040.99闭式齿轮4.690.963.96204.69184.76闭式齿轮3.130.963.865.4554.89联轴器1.00.983.7265.4543.21开式齿轮5.50.953.5411.882845.71设计开式齿轮 1）齿轮材料的选择 小齿轮选45号锻钢，调质处理，齿面硬度217-255HBS， 大齿

6、轮选用45号锻钢，调质处理，齿面硬度217-255HBS。 大齿轮选用2). 按齿根弯曲疲劳强度确定模数 45钢调质处理 初选小轮的齿数为 ，那么， 齿面硬度初选, 217-255HBS 由图5-18b，得 小齿轮选用45由图5-19，得 钢，调质处理由图 5-15，得 齿面硬度由图 5-14，得 初取 217-255HBS由式5-32，得YX=1.0。取YST=2.0，SFmin=1.4由式5-31计算许用弯曲应力显然， ,所以用进行计算。开式齿轮考虑到磨损的影响取取KYE=1.0，由表5-3，按电机驱动载荷平稳 取KA=1.00按8级精度和，得Kv=1.01。由表5-4，K=1.2按机械原

7、理知识计算重合度齿顶圆直径 压力角 齿轮基圆直径 齿顶压力角 开式齿轮主要几何参数： z1=20 z2=110 i=5.5 m=5mm （5）齿轮主要几何参数 d1=100mm z1=20,z2=110,i=5.5,m=5mm, d2=550mmd1=100mm,d2=550mm,da1=110mm,da2=560mm, da1=110mm df1=87.5mm,df2= 537.5mm da2=560mma=325mm,b2=b=97.5mm,b1=b2+(510)=105.5mm a=325mm b2=b=97.5mm b1=105.5mm 四传动零件的设计计算 四传动零件的设 （一）减速

8、器高速级齿轮的设计计算 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。 1、高速级齿轮减速器的高速级的小齿轮选择45号锻钢,齿面硬度为 小齿轮选择45号调质处理, 217-255HBS;大齿轮选择45锻钢,齿面硬度 钢,齿面硬度为217-255HBS，调质处理。 217-255HBS，计算应力循环次数： 调质处理 大齿轮选择45钢 齿面硬度为查图5-17，ZN1=1.0 ZN2=1.12 （允许有一定点蚀） 217-255HBS，由式（5-29），ZX1=ZX2=1.0 ，取SHmin=1.0 ZW=1.0 ZLVR=0.92 调质处理 按齿面硬度250HBS和220HBS，

9、由图5-16b，得, 由式（528）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=40990Nmm 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由式（5-41）计算ZH 由式（5-39）计算中心距a由4.2-10,取中心距a=120mm。估算模数mn=(0.0070.02)a=0.84-2.4mm,取标准模数mn=2mm。小齿轮齿数：大齿轮齿数： z2=uz1=取z1=21，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=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

10、面接触疲劳强度按电机驱动,载荷平稳,由表5-3,取KA=1.0由图5-4b，按8级精度和得Kv=1.04。齿宽由图5-7a，按b/d1=48/42=1.143,得K=1.12。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 重合度：=由式（543）计算， 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 高速级齿轮主要几何参数： 按Z1=21，Z2=99, z1=21 z2=99 由图5-14得YFa1=2.78，YFa2=2.23 u=4.71 131958由图5-15得YSa1=1.53，YSa2=1.78。 mn=2 mm

11、由图5-18b，得， d1=42mm由图-19，得YN1=1.0，YN2=1.0 d2=198mm 由式5-32，mn=2mm5mm,故YX1=YX2=1.0。 a=120 mm取YST=2.0，SFmin=1.4 b2=b=48mm 由式5-31计算许用弯曲应力 b1=56mm da1=46mm, da2=202mm，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=21, z2=99, u=4.71, mn=2 mm, d1=42mm, d2=198mm =131958 da1=46mm, da2=

12、202mm df1=37mm, df2=193 mm a=120 mm, b2=b=48 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。 1、低速级齿轮减速器的高速级的小齿轮选择40CrNiMo,齿面硬度为283-330HBS， 材料的选择：调质处理;大齿轮选择40CrNiMo,齿面硬度283-330HBS，调质处理。 小齿轮选择40CrNiM调质处理齿面硬度为283-330HBS 计算应力循环次数： 大齿轮选择 40CrNiMo钢查图5-17，ZN3=1.06 ZN4=1.11 （允许一定的点蚀） 齿面硬度为

13、， 由式（5-29），ZX3=ZX4=1.0 ，取SHmin=1.0 ZW=1.0 ZLVR=0.92 由齿面硬度320HBS，290HBS，由图5-16b，得, 283-330HBS，调由式（528）计算许用接触应力 质处理 因，故取 2） 按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩T3=184760Nmm 初定螺旋角=13, 初取，由表5-5得减速传动u=I=3.13;取端面压力角 基圆螺旋角 由式（5-39）计算中心距a由4.2-10,取中心距a=140mm。估算模数mn=(0.0070.02)a=0.98-2.8mm,取标准模数mn=2.5mm。 小齿轮齿数：大齿轮齿数： z2=uz1=取z1

14、=27，z2=85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 端面压力角 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=1.0由图5-4b，按8级精度和得Kv=1.01。齿宽由图5-7a，按b/d1=56/67.5=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 齿轮基圆直径 齿顶压力角 重合度：由式5-17,计算齿面接触应力故安全。（4） 验算齿根弯曲疲劳强度按Z3=27，Z4=85，由图5-1

15、4得YFa3=2.63，YFa4=2.26由图5-15得YSa3=1.61，YSa4=1.77。 由图5-18b，得， 由图-19，得YN3=1.0，YN4=1.0 由式5-32，mn=2.5mmTC =62.07 Nm, 许用转速n=9000r/minn=960r/min，轴孔直径若减速器高速轴外伸段直径为d=25mm，可选联轴器轴孔 所以ML3能满足要求,联接电机的轴伸长E=80mm，联接减速器高速轴外伸段的轴伸长L=62mm。因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。二） 中间轴的设计 2）中间轴的设计轴的材料为选择40CrNiMo, 调质处理，传递功率3.96KW，转速=204.69m。

16、=40 由表-，查得A0=110，取=40三）低速轴的设计计算 3）低速轴的设计轴的材料为45钢，传递功率3.8，转速65.4 50。由表-，查得A0=110 因轴端处需开一个键槽，轴径加大，取45。计算转矩Tc=KT=1.5554.89=832.335N.m查ML7型联轴器，公称转矩b1120NmTC =832.335 Nm, 许用转速n=3400r/minn=65.4r/min，轴孔直径若减速器低速轴外伸段直径为d=45mm所以ML7能满足要求,减速器低速轴外伸段的轴伸长L=112mm。因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。六.轴的强度校核 六、轴的强度较核 T1=554890N.m作用在

17、齿轮上的圆周力 圆周力:径向力 轴向力 (1)绘轴的受力简图，求支座反力 （见下页） 径向力:.垂直面支反力 Fr=1900.832N 所以： ,b. 水平面支反力，(2)作弯矩图a. 垂直面弯矩MY图C点左 ， C点右： b. 受力简图见下页图 c. 水平面弯矩MZ图d. C点左边:e. C点右边：f. 合成弯矩图C点左边：C点右边：（） 作转矩T图 T=（） 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=0.6C点左边 C点右边 D点 （） 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 轴的强度校核：该轴危险断面是C点和D点所在剖面。由45

18、钢调质处理，查表8-1得 校核C点和 D点 查表8-3得。 C点：设计轴径58mm dc=42.79mmC点轴径 满足要求。因为有一个键槽。该值小于原C点设计该点处轴径58mm，故安全。 D点轴径因为有一个键槽该值小于原 设计该点处轴径55mm，故安全。 D点：设计轴径55mmdc=40.047mm满足要求。 （6）精确校核轴的疲劳强度图中110均为有应力集中的剖面，均有可能是危险剖面， 精确校核轴的疲劳其中14计算弯矩相同，其中2，3平面只是应力集中影响不同，强度：可取应力集中系数的较大值进行验算即可。同理，6、7、8剖面承载情况也接近，可取应力集中系数较大的进行验算。（a）校核1-1，2-

19、2，3-3剖面的疲劳强度1-1剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1，查得， 1-1剖面的较核：2-2剖面因配合引起的应力集中系数由附表1-1，查得 S=5.66S=1.51.8， 满足强度要求3-3剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表1-2： 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 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剖面安全系数取，所以1-1剖面安全。(b) 校核6-6剖面的疲劳强度 6-6剖面的校核：6-6剖面因配合(H7/k6)引起的应力集中系数

20、由附表1-1， S=3.606S=1.51.8 查得， 满足强度要求。 6-6剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表1-2： 所以， 。6-6剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1，查得，。故应按配合引起的应力集中系数校核6-6剖面。6-6剖面承受 6-6剖面产生正应力及其应力幅、平均应力为 6-6剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为由附表1-4，查得， 其它剖面与上述剖面表面质量系数由附表1-5， 相比，危险性小，不 得, , 予考虑。 表面质量系数同上，8-8剖面的安全系数按配合引起的应力集中系数计算， ,所以6-6剖面安全。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

21、选择及其寿命验算低速轴轴承选择一对深沟球球轴承6211。低速轴轴承校核 七、滚动轴承的选择条件：d=55mm ,转速n=65.4r/min，工作环境清洁，载荷 及寿命验算 平稳，工作温度低于1000C，预计寿命9600h. 选择深沟球球承6211齿轮直径217.5mm，T=554890N.mm, 压力角=20 确定轴承的承载能力查表4.6-1，深沟球轴承的C=36800N，。(1)计算当量动载荷由轴承的类型知，=因A1=A2=0，X1=X2=1.0,Y1=Y2=0由表9-11按传动装置查取，由表9-8 因轴承不承受力矩载荷，故所以：(2)校核轴承寿命 轴承寿命L=253525.25h因为，所以取当量动载荷计算。 9600h故深沟球轴承621适用 故深沟球轴承6211适用八联接的选择和验算 八、联接的选择 (一) 高速轴上键的选择 1、高速轴上键选择 选择键87GB1096-79 键长56 选择键8x7 （二）中间轴上键的选择 GB1096-79与高速级齿轮联接轴段处 选择键128GB1096-79键长36 2、中间轴上选择(三).低速轴上键的选择与验算 选择键（1）联轴器处 选择键149 GB1096-79，其参数为 12