胶带输送机的传动装置课程设计说明书

1、机械设计课程设计说 明 书 目 录1. 设计任务书32. 电动机的选择计算33. 传动装置的运动与动力参数的选择和计算44. 传动零件的设计计算95. 轴的设计计算186. 轴的强度校核197. 滚动轴承的选择和寿命验算258. 键联接的选择和验算269. 联轴器的选择2710. 减速器的润滑及密封形式2711. 参考资料27一设计任务书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102多灰尘稍有波动小批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

2、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380V，Y系列。2） 选择电动机功率滚筒转动所需要的有效功率为 传动ion.3 传动 按表4.2-9取: 弹性联轴器效率 弹联=0.99闭式齿轮啮合效率 齿=0.97 联轴器效率 联=0.99滚动轴承效率 承=0.99开式齿轮啮合效率 开齿=0.94 滚筒效率 筒=0.96 则传动总效率所需的电动机的功率为 3).选择电机的转速滚筒轴转速为 查表4.12-1选Y型三相异步电动机Y132M6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

3、动机中心高 H=132mm，外伸轴段 DE=38mm 80mm。传动总效率=0.791需的电动机功率选Y型三相异步电动机Y132M6型 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根据总传动比（i=89.72），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： 由表4.2-9 取 则减速器的传动比： 取两级齿轮减速器高速级齿轮传动比为： 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1 0轴：即电动机的主动轴 2 轴： 即减速器的高速轴 3.轴：即减速器的中轴 总传动比:i=89.72 4.轴：即减速器的低速轴 5. 轴

4、： 即传动轴 6.轴： 即传动滚筒轴 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04.9696049.342弹性联轴器1.00.994.910496048.85闭式齿轮4.4930.974.72213.67210.96闭式齿轮3.3270.974.53364.233674.06联轴器1.00.994.44364.223660.68开式齿轮60.944.13510.73690.6（三） 设计开式齿轮1） 选择材料大、小齿轮选用QT600-3，进行正火处理，齿面硬度190270HBS，由式（5-33）计算应力循环次数N2). 按齿根弯曲疲劳强度确定模

5、数初选小轮的齿数为 Z1=24，那么，初选,由图5-18b，得 由图5-19，得由图 5-15，得由图 5-14，得 初取由式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=1.1，由表5-3，按电机驱动载荷稍有波动 取KA=1.25按8级精度和得Kv=1.01。 由表5-4，K=1.1按机械原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 因为两者相差较大，摸数按开式齿轮i=6m=5mmz1=24,z2=144仍取m=5mm.（5）齿轮主要几何参数z1=24,z2=144,i

6、=6,m=5mm,d1=120mm,d2=720mm,da1=130mm,da2=730mm,df1=107.5mm,df2= 707.5mma=420mm,b2=b=84mm,b1=b2+(510)=90mm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：高速级的小齿轮选择45钢,调质处理。齿面硬度为217255HBS大齿轮材料选用45钢,正火处理。齿面硬度为162217HBS计算应力循环次数查图5-17，ZN1=1.0 ZN2=1.05 由式5-29，ZX1=ZX2=1.0 ，取SHmin=1.0 ZW=1.0 ZLVR=0.92按齿面硬度240HBS和200HBS由

7、图516得 ,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=48850Nmm初定螺旋角=初取由表5-5得减速传动,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=125mm。估算模数 mn=(0.0070.02)a=0.8752.5 mm取标准模数mn=2mm。小齿轮齿数 大齿轮齿数 。取z1=22，z2=100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 中心距a=125mm模数mn=2mmz1=22，z2=100螺旋角圆周速度 ,由表5-6,取齿轮精度为8级.(3) 验算

8、齿面接触疲劳强度 由表5-3,取KA=1.25。由图5-4b，按8级精度和，得Kv=1.032齿宽。b/d1=50/45.082=1.11由图5-7a，得K=1.167。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 齿轮分度圆直径齿轮精度为8级 则 则齿面接触应力 （4）验算齿根弯曲疲劳强度由图5-18b，得，由图5-19，得YN1=1.0，YN2=1.0由式5-32，mn=2mm5mm,故YX1=YX2=1.0。取YST=2.0SFmin=1.4由式5-31计算许用弯曲应力 由图5-14得YFa1=2.74，YFa2=2.21由图5-15得YS

9、a1=1.564，YSa2=1.807因1.0， （5）齿轮主要几何参数z1=22,z2=100,u=4.493mn=2mm,=12.45150,mt=mn/cos=2/cos12.45150=2.0492mm,d1=45.082mm,d2=204.918mm,da1=49.082mm,da2=208.918mm,df1=40.082mm, df2=199.918mma=125mm,b2=b=50mm,b1=b2+(510)=58mm（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。减速器的低速级的小齿轮选择40CrNiMo调制处理。齿面硬度2833

10、30HBS。大齿轮选取45钢，调质处理。齿面硬度217255HBS。计算应力循环次数 查图5-17，ZN3=1.05 ZN4=1.115 ，由式5-29，ZX3=ZX4=1.0 ，取SHmin=1.0 ZW=1.0 ZLVR=0.92按齿面硬度290HBS，240HBS，由图5-16b，得，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=Nmm初定螺旋角=，初取， 由表5-5得减速传动，;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=160mm。估算模数mn=(0.0070.02)a=1.123.2mm取标准模数mn=3mm。中

11、心距a=160mm模数mn=3mm小齿轮齿数 大齿轮齿数取z3=24，z4=80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.(3) 验算齿面接触疲劳强度由表5-3,取KA=1.25。由图5-4b，按8级精度和，得Kv=1.03。齿宽b/d3=64/73.85=0.867由图5-7a，得K=1.067。由表5-4，得K=1.2。载荷系数 计算重合度齿顶圆直径z3=24，z4=80齿轮精度为8级端面压力角 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（4）验算齿根弯曲疲劳强度由图5-18b，

12、得，由图5-19，得YN3=1.0，YN4=1.0由式5-32，mn=3mmTC =82.071 Nm, n=9000r/minn=960r/min取减速器高速轴外伸轴段轴径d=22mm,可选联轴器轴孔直径d1= d电机=38mm,d2=d=22mm因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。（二） 中间轴的设计轴的材料为45钢, 调质处理，传递功率4.72W，转速=213.67min。由表-，取A0=110 ，取45（三）低速轴的设计计算轴的材料为45钢，传递功率4.533，转速64.233in。由表-，取A0=110,因轴端处需开一个键槽，轴径加大，取55。因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。

13、 六. 输出轴的强度校核低速轴的材料取45钢，调质处理查表81 得查表83 得（1） 绘轴的受力简图，求斜齿轮上作用分力及支反力。 Fa4 RAy Ft4 RByT1 RAz Fr4 R By r RAx 124.5 61 L1=124.5mm L2=61mm.垂直面支反力由 得 由得b. 水平面支反力由得，由得，（2)作弯矩图a. 垂直面弯矩Mz图 C点 b. 水平面弯矩My图 82N.m C点左边 合成弯矩图 235N.m C点左边（） 作转矩T图 660.68N.m （） 作计算弯矩Mca图 461 235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 C点右边

14、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 考虑到键槽的影响轴径加大5%。该值小于原设计该点处轴径61mm，故安全。D点轴径 考虑到键槽的影响轴径加大5%。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，剖面的疲劳强度均为有应力集中的剖面，均有可能是危险剖面。其中剖面计算弯矩相同。剖面与剖面相比，只是应力集中影响不同，可取应力集中系数较大者进行验算。同理，剖面承载情况相同，可取应力集中系数较大者进行演算。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

15、力集中系数由附表1-1，查得， 剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表1-2： 按插值法查得 ， 因、剖面主要受转矩作用，起主要作用，故校核剖面。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，剖面安全系数取，所以剖面安全。b.校核剖面的疲劳强度 剖面因配合(H7/r6)引起的应力集中系数由附表1-1，查得， 因过渡圆角引起的应力集中系数由附表1-2： 所以， 。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剖面。剖面承受的弯矩和转矩分别为 剖面产生正应力及其应力幅、平均应力为

16、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,，表面质量系数由附表1-5，得,表面质量系数同上，剖面的安全系数按配合引起的应力集中系数计算，,所以剖面安全。其它剖面与上述剖面相比，危险性小，不予校核。七 滚动轴承的选择及其寿命验算低速轴轴承选择一对30211圆锥滚子轴承。低速轴轴承校核工作条件：轴的转速n=64.223r/min，工作中稍有波动，工作温度低于，预计寿命（） 计算径向支反力 由轴的强度校核得轴承支反力 则 （） 计算派生轴向力 查表9-12，S=R/2Y,查表9-7,30214轴承Y=1.5,e=0.4 ,(3)求轴承的轴向载荷A 由图可知，轴系有向左移动趋势，轴1

17、被压紧且 所以 (4)计算当量动载荷P由e=0.4，查表9-10得 X1=0.40，Y2=1.5由 e=0.4, 查表9-10得 XB=1，YB=0由表9-11，查取，轴承受力矩载荷，所以 (5)校核轴承寿命因P1P2，故按P1计算故圆锥滚子轴承30211适用八 键联接的选择和验算低速轴上键的选择与验算(1) 齿轮处由轴的结构设计知，该轴段直径d=61mm长度L=62mm,所以选择键 1856GB1095-79，其结构参数为b=18mm h=11mm l=56mm齿轮材料为45钢，载荷稍有波动，联接方式为静联接。由表2-1，查得所受转矩T=T3=Nmm 所以 因，故安全。(2)联轴器处由轴的结

18、构设计及联轴器的选择可知，该轴段直径d=48mm，长度L=82mm所以选择键1470 GB1095-79，其结构参数为b=14mm h=9mm l=70mm联轴器材料为40Cr钢，载荷稍有波动，联接方式为静联接。由表2-1，查得所受转矩T=T3=Nmm所以 因，故安全。九 联轴器的选择(1)高速轴轴端处选择ML3联轴器 GB5272-85 名义转矩T=9550=9550(5.5/960)=54.714 Nm 计算转矩为TC=KT=1.554.7=82.071Nm140NmTC =82.071 Nm, n=9000r/minn=960r/min (2) 低速轴轴端处选择HL5联轴器 GB5014-85, 名义转矩T=95509550( 4.533/64.223)=674.1 Nm 计算转矩为TC=KT=1.5674.1=1011.1Nm2000NmTC =1011.1 Nm, n=3500r/m