機械設計基礎課程設計設計膠帶輸送機的傳動裝置

1、一、設計任務書2二、電動機的選擇計算2三、傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算3四、傳動零件的設計計算7五、軸的設計計算16六、軸的強度校核17七、滾動軸承的選擇及其壽命驗算22八、鍵聯(lián)接的選擇和驗算23九、減速器的潤滑及密封形式選擇23十、參考文獻24一、設計任務書1） 設計題目 ：設計膠帶輸送機的傳動裝置2） 工作條件：工作年限工作班制工作環(huán)境載荷性質生產(chǎn)批量82清潔平穩(wěn)小批3） 技術數(shù)據(jù)題號滾筒圓周力F(N)帶速 v(m/s)滾筒直徑 D(mm)滾筒長度 L(mm)ZL-6140008500900二、電動機的選擇計算1）、選擇電動機系列 根據(jù)工作要求及工作條件應選用三相異步電動機，封閉式結構，電

2、壓380伏，Y系列電動機2）、滾筒轉動所需要的有效功率 根據(jù)表4.2-9確定各部分的效率: 傳動滾筒效率 滾筒6彈性聯(lián)軸器效率 1剛性聯(lián)軸器的效率 2滾動軸承效率 軸承9開式齒輪的傳動效率 開齒輪5俄閉式齒輪的傳動效率 閉齒輪則總的傳動總效率 = 滾筒×1×2×5軸承×開齒輪×2閉齒輪×××5××23).電機的轉速所需的電動機的功率 Pr=4.9kw選電動機Y132M26型kw, 同步轉速1000r/min,滿載轉速960r/min。同時，由表查得電動機中心高 H=132mm，外伸軸段 D

3、15;E=38mm×80mm。三、傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算（一）. 分配傳動比1） 總傳動比 2）各級傳動比的粗略分配 由表4.2-9 取i開6 減速器的傳動比：減速箱內高速級齒輪傳動比 i1=4.493 減速箱內低速級齒輪傳動比 i2=（二） 各軸功率、轉速和轉矩的計算1 0軸：（電動機軸）P0=4.9KW n0=960r/minT0=4Nm2 軸： （減速器高速軸）P1=kw n1=960r/min T1=4N.m 3. 軸： （減速器中間軸） P2=kw n2=r/min T2= 4. 軸：（減速器低速軸） P3=kwn3=r/min T35. 軸： （傳動軸） P4=4.

4、438kw n4=r/min T4=N/m 6. 軸： （滾筒軸） P5=kw n5=r/min T5=各軸運動及動力參數(shù)軸序號功率P(kw)轉速n(r/min)轉矩(N.m)傳動形式傳動比效率0960彈性聯(lián)軸器960閉式齒輪6閉式齒輪聯(lián)軸器開式齒輪6（三） 設計開式齒輪1） 選擇材料小齒輪選用QT600-3，正火處理，齒面硬度190-270HBS，大齒輪選用QT600-3，正火處理，齒面硬度180-230HBS。2). 按齒根彎曲疲勞強度確定模數(shù)初取小齒輪齒數(shù)Z=20,則大齒輪齒數(shù)Z=Zi=22×6=132按強度為230HBS和190HBS查圖5-18知，取查圖5-19知，又，取由

5、則查圖5-14知查圖5-15知則：取取則由于預取m=5mm>4.431mm,所以可以取m=5mm。當m=5mm時，1.0629與1.1相差較大，不需要修正m.所以可以選取m =5 mm.此時，軸和軸的中心距為3）、齒輪5、6的主要參數(shù) Z=22, Z=132, u=6, m=5mm取四、傳動零件的設計計算（一）減速器高速級齒輪的設計計算1） 材料的選擇：高速級小齒輪 45號鋼 調質處理 齒面硬度 217-255HBS大齒輪 45號鋼正火處理齒面硬度162-217HBS 計算應力循環(huán)次數(shù)查圖5-17，ZN1=1.0 ZN2=1.05（允許一定點蝕）由式5-29，ZX1=ZX2=1.0 ，取

6、SHmin=1.0 ZW=1.0 ZLVR（精加工齒輪）由圖5-16b，得,由5-28式計算許用接觸應力因，故取2） 按齒面接觸強度確定中心距 小輪轉矩T1=48260N·mm初定螺旋角,。初取，由表5-5得減速傳動，;取端面壓力角基圓螺旋角b。由式（5-39）計算中心距a由4.2-10,取中心距a=130mm。 a=130mm估算模數(shù)mn=(0.0070.02)a=mm,取標準模數(shù)mn=2mm。 mn=2mm 小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)： z2=uz1=取z1=23，z2=103 z1=23，z2=103 實際傳動比傳動比誤差，在允許范圍內。 修正螺旋角與初選0相近,ZHZ可不修正.

7、齒輪分度圓直徑 圓周速度由表5-6,取齒輪精度為8級.(3) 驗算齒面接觸疲勞強度 按電機驅動,載荷稍有波動,由表5-3,取KA由圖5-4b，按8級精度和， 得Kv=1.04。齒寬。由圖5-7a，按b/d1=1.083,考慮軸的剛度較大和齒輪相對軸承為非對稱布置，得K=1.10。由表5-4，得K載荷系數(shù)計算重合度齒頂圓直徑端面壓力角齒輪基圓直徑端面齒頂壓力角 由式5-39,計算齒面接觸應力故安全。（4） 驗算齒根彎曲疲勞強度按Z1=23，Z2=103,由圖5-18b，得，由圖5-19，得Y=1.0，Y由式5-32，m=2mm<5mm,故Y=Y=1.0。取Y=2.0，S由式5-31計算許用

8、彎曲應力，由圖5-14得Y=2.65，Y由圖5-15得Y=1.57，Y=1.81。由式（5-47）計算Y，因（5） 齒輪主要幾何參數(shù) z1=23,z2=103,u=,mn=2mm,0=, mt=mn/cos0=mm,d1=48.031 mm, d2=211.969 mm,da1=mm,da2=215.969 mmdf1=mm,df2=206.969 mm, a=130mm mm, b1=b2+(510)=60mm（二） 減速器低速級齒輪的設計計算 1). 材料的選擇： 根據(jù)工作條件及其載荷性質，選擇適當?shù)牟牧?。小齒輪40CrNiMo 齒面硬度為283330HBS 大齒輪 40Cr 齒面硬度為1

9、62217HBS由高速齒輪傳動設計可知 。2） 按齒面接觸強度確定中心距 小輪轉矩T=208190N·mm初定螺旋角=13,減速傳動，;取。由式（5-41）計算ZH端面壓力角基圓螺旋角由式（5-39）計算中心距a取中心距a=150 mm。 a=150 mm 估算模數(shù)mn=(0.0070.02)a=1.05-3 mm取標準模數(shù)mn=2.5mm. mn=2.5mm 小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)。取Z=27，Z=90。 Z=27，Z=90 實際傳動比傳動比誤差， 在允許范圍內。修正螺旋角與初選=130相近,Z、Z可不修正. 齒輪分度圓直徑 圓周速度由表5-6,取齒輪精度為8級.(3) 驗算齒面接觸

10、疲勞強度 按電機驅動,載荷稍有波動,由表5-3,取K由圖5-4b，按8級精度和， 得K=1.01。齒寬。由圖5-7a，按b/d1=60/=0.867,考慮軸的剛度較大和齒輪相對軸承為非對稱布置，得K=1.08。由表5-4，得K載荷系數(shù)計算重合度：齒頂圓直徑端面壓力角齒輪基圓直徑端面齒頂壓力角 由式5-39,計算齒面接觸應力故安全。（4） 驗算齒根彎曲疲勞強度按Z1=27，Z2=90,由圖5-14得由圖5-15得由式5-23計算由式5-47得由圖5-18b，得，由圖5-19，得Y=1.0，Y由式5-32，m=mm<5mm,故Y=Y=1.0。取Y=2.0，S由式5-31計算許用彎曲應力，由圖

11、5-14得Y=2.58，Y由圖5-15得Y=1.62，Y由式（5-47）計算Y，因，所以（6）、低速級齒輪主要參數(shù)Z=27,Z=90,u=3.333，,m=2.5mm，md=mm,mm,dmm,dmm d=d-2(h*a+c*)m=mm, d=d-2(h*a+c*)m=mm, a=mm b=b=60mm, 取b=b+(510)=68mm 五、軸的設計計算（一） 高速軸的設計及聯(lián)軸器的選擇1 初步估定減速器高速軸外伸段軸徑 根據(jù)所選電機查表4-12-2選電機軸徑1.0)d38mm 取d=32mm。 d=32mm 2選擇聯(lián)軸器高速軸軸端處選擇TL6型聯(lián)軸器 GB4323-85 名義轉矩T=9550

12、× 計算轉矩為TC×·m250N·m>TCN·m, n=3300r/min>n=960r/min 減速器高速軸外伸段直徑為d=32mm，長度L=82mm。 L=82mm （二） 中間軸的設計軸的材料為選擇45鋼, W，轉速=221m。由表-，查得A0=118,受鍵槽影響加大%5取40mm40mm（三） 低速軸的設計計算,受鍵槽影響加，軸徑加大, , 取45。 d45mm 因為是小批生產(chǎn)，故軸外伸段采用圓柱形。 N·mTc=KT=1250 N·m>TCN·md=84mm滿足要求 取軸伸長d=112六

13、、軸的強度校核1.低速軸校核：作用在齒輪上的圓周力Ft=N 徑向力 Fr=5766.60 N 軸向力 （） 繪軸的受力簡圖，求支座反力.垂直面支反力RAY=1843NRBY=N b. 水平面支反力得，=N， RBX=N (2)作彎矩圖a. 垂直面彎矩MY圖C點，MCY=229500Nmm b. 水平面彎矩MZ圖C點右 M'CX=138000N.mmC點左, MCX=N.mm c. 合成彎矩圖C點右,MC=266000N.mm C點左,MC=230000N.mm （） 作轉矩T圖（） 作計算彎矩Mca圖該軸單向工作，轉矩產(chǎn)生的彎曲應力按脈動循環(huán)應力考慮，取=0.6 C點左邊 McaC=4

14、60500N.mm C點右邊 McaC=266000N.mmD點McaD=399000N.mm （） 校核軸的強度由以上分析可見，C點彎矩值最大，而D點軸徑最小，所以該軸危險斷面是C點和D點所在剖面。查表8-1得查表8-3得。C點軸徑因為有一個鍵槽。該值小于原 dc=4<45mm 設計該點處軸徑75mm，故安全。D點軸徑 dD=4<50mm 因為有一個鍵槽。該值小于原設計該點處軸徑64mm，故安全。（6）精確校核軸的疲勞強度（a） 校核,剖面的疲勞強度剖面因鍵槽引起的應力集中系數(shù)由附表1-1，查得，剖面因配合引起的應力集中系數(shù)由附表1-1，查得，所以，。因1-1、2-2剖面主要受轉

15、矩作用，起主要作用，故校核1-1剖面。1-1剖面產(chǎn)生的=N/mm2 =N/mm245鋼的機械性能查表8-1，得，絕對尺寸影響系數(shù)由附表1-4，得，表面質量系數(shù)由附表1-5，得,查表1-5，得，1-1剖面安全系數(shù)S=>S 取，所以1-1剖面安全。b.校核III,IV剖面的疲勞強度III剖面因配合(H7/k6)引起的應力集中系數(shù)由附表1-1，查得，IV剖面因過渡圓角引起的應力集中系數(shù)由附表1-2：所以，。IV剖面因鍵槽引起的應力集中系數(shù)由附表1-1，查得，。故應按過渡圓角引起的應力集中系數(shù)校核III剖面。III剖面承受III剖面產(chǎn)生正應力及其應力幅、平均應力為=N/mm2 =N/mm2III

16、剖面產(chǎn)生的扭剪應力及其應力幅、平均應力為=N/mm2=N/mm2由附表1-4,查得,表面質量系數(shù)由附表1-5，得,配合引起的應力集中系數(shù)計算，,所以III剖面安全。 S=>S其它剖面與上述剖面相比，危險性小，不予校核。七、滾動軸承的選擇及其壽命驗算1. 低速軸軸承選擇一對6213深溝球軸承，低速軸軸承校核：1）、確定軸承的承載能力查表9-7，軸承6211 的=25000N，c=33500N.2）、計算徑向支反力 R1=1685N R2=3354N 3）、求軸承軸向載荷 A1=0A1=0N A2=A2=1314.23N 4）、計算當量動載荷A2/C0插值定e=0.22+(0.032-0.0

17、28)*（0.26-0.22）/（0.056-0.028）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）查表911，取P1=fdfm1(X1R1+Y1A1×1×1×1685=2022NP2=fdfm2(X2R2+Y2A2)×1.0×(0.56×3354+×1108)= 5) 校核軸承壽命故深溝球軸承6211適用。八、鍵聯(lián)接的選擇和驗算(一) 高速軸上鍵的選擇選擇普通平鍵10×70

18、 GB1096-79 （二）中間軸上鍵的選擇與高速級齒輪聯(lián)接軸段處選擇普通平鍵 14×45 GB1096-79(三).低速軸上鍵的選擇與驗算(1) 齒輪處選擇普通平鍵18×50 GB1096-79型，其參數(shù)為R=b/2=9mm，k=h-t=12-7.5=4.5mm， l=L-2×R=50-2×9=32mm，d=64mm。齒輪材料為45鋼，載荷平穩(wěn)，靜聯(lián)接，由表2-1，查得mm2 因，故安全。(2) 聯(lián)軸器處 選擇鍵14 ×100 GB1096-79,其參數(shù)為R=b/2=7mm，k=h-t=10-6=4mm， l=L-2×R=100-2×7=86mm，d=