1、机械设计基础课程设计说明书题目：胶带输送机传动装置的设计班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 成 绩： 年 月 日目 录目 录 .11、设计任务书 .31.1 设计题目 31.2 工作条件 31.3 技术数据 32、电动机的选择计算 .32.1 选择电动机系列 32.2 滚筒转动所需要的有效功率 32.3 选择电动机 43、传动装置的运动及动力参数计算 .53.1 传动比的分配 53.2 各轴功率、转速和转矩的计算 54、传动零件的设计计算 .74.1 选择 V 带的型号 .74.2 验算带速 74.3 确定大带轮的标准直径 74.4 确定中心距 A 和带长 LD .74.5 验算小轮包角
2、 1 .84.6 计算带的根数 84.7 计算作用在轴上的载荷 FR 和初拉力 F084.8 V 带传动的参数 85、减速器内传动零件的设计计算 .95.1 选择材料 .95.2 按齿面接触强度确定中心距 95.3 验算齿面接触疲劳强度 115.4 验算齿根弯曲疲劳强度 125.5 齿轮主要几何参数 126、轴的设计计算 .136.1 高速轴的设计计算 136.2 低速轴的设计计算及联轴器的选择 137、低速轴的强度校核 .148、滚动轴承的选择及其寿命验算 .168.1 确定轴承的承载能力 168.2 计算径向支反力 168.3 求轴承轴向载荷 168.4 寿命校核 179、键联接的选择和验
3、算 .179.1 齿轮处 179.2 外伸处 1710、减速器的润滑及密封形式选择 .1811、指导参考书 .181、设计任务书1.1 设计题目 胶带输送机传动装置的设计1.2 工作条件()工作年限工作班制工作环境载荷性质生产批量8 2 清洁 平稳 小批1.3 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)ZDD-1 900 2.3 400 5002、电动机的选择计算2.1 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2.2 滚筒转动所需要的有效功率 kwFvpw 07.2103.910F=
4、900v=2.3m/sD=400mmL=500mm根据表 2-11-1 确定各部分的效率:V 带传动效率 1 =0.95一对滚动球轴承效率 2 = 0.99闭式（8 级精度齿轮）的传动效率 3 =0.97弹性联轴器效率 4 =0.99滑动轴承传动效率 5 0.97传动滚筒效率 6=0.96则总的传动总效率 0 = 1* 2* 2 * 3* 4* 5* 6= 0.950.990.990.970.990.970.96= 0.8326 滚筒的转速 min/8.1094.3260rDvnw所需的电动机的功率kwpwr 486.23.072.3 选择电动机查表 2-9-1 可知可选 Y100L2-4 或
5、 Y132S-6，比较传动比及电动机其他数据，02.138.9401wni 74.81096wni=0.8326 min/8.109rnwPr =2.486kw方案号电动机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)总传动比1Y100L2-43.0 1500 1430 13.112 Y132S-6 3.0 1000 960 8.74比较两种方案，为使传动装置结构紧凑，决定选电动机Y132S-6 型 ，额定功率 3.0kw, 同步转速 1000r/min,满载转速 960r/min。同时，由表 2-18-2 查得电动机中心高 H=132mm，外伸轴段 DE=38mm80mm。
6、3、传动装置的运动及动力参数计算 3.1 传动比的分配总传动比 74.80wni根据表 1-2-2，初定 V 带传动的 i01= 2.5，则齿轮传动的传动比为：i 21=i/i10=8.74/2.5=3.50其中 i21i10 符合此分配的传动比只是初步的，实际的要在传动零件的和尺寸确定后才能确定,并且允许有（3-5%）的误差。 3.2 各轴功率、转速和转矩的计算选用 Y132S-6 型电动机满载转速960r/min总传动比 i=8.74电动机H=132mm外伸轴段D*E=38mm*88mm0 轴：（电动机轴）p0=pr=2.486 kw n0=960r/min T0 =9.55*p0/ n0
7、=9.55*2.486*1000/960=24.73Nm1 轴： （减速器高速轴）P1=p0* 04= p0* 4 =2.486*0.95=2.362kwn1=n0/i0=960/2.5=384r/minT1=9.55*p1/n2=9.55*2.362*1000/960=58.74Nm 2 轴：（减速器低速轴）P2=p1* 23=p1* 2 * 3=2.461*0.99*0.97=2.268kwn2=n1/i23=384/3.50=110r/minT3=9.55*p2/n2=9.55*2.363*1000/110=196.90Nm3 轴：（即传动滚筒轴）P3=p2* 12= p2* 2 * 1
8、=*0.99*0.99=2.223kwn3=n2/i01=110/1=110r/minT4=9.55*p4/n4=9.55*2.223*1000/109.7=192.99Nm各轴运动及动力参数0 轴：24.73Nm1 轴：58.74Nm2 轴：196.90Nm3 轴：192.99Nm4、传动零件的设计计算4.1 选择 V 带的型号（10-8）因为小轮的转速是 960r/min，班制是 2，载荷平稳，取 Ka=1.1;Pc=Ka*Pr Pc =1.1*3=3.3kw查课本图 10-7，可得选用 A 型号带，d dmin=75mm 查课本表 10-4 取标准直径即 dd1=100mm4.2 验算带
9、速v= * dd1 *n0 /60*1000=5.03m/s；满足 5m/s 120符合要求；4.6 计算带的根数Z = Pc /(P0 +P 0)*Ka*Kl查图 10-7 可得，P 0=1.0kw, P 0 =0.13kw查表 10-6 可得，K=0.93查表 10-2，K L = 0.93代入得，z =3.3/(1.0+0.13)*0.93*0.93=3.38 根;取 z=4；4.7 计算作用在轴上的载荷 Fr 和初拉力 F0F0 为单根带的初拉力，F0 = 500* Pc/vz *(2.5/Ka -1 ) +qv2= 500* 3.3/（5.03*3） *(2.5/0.93 -1 )
10、+0.10*5.032=140.97NFr=2*F0*z*sin（ 1/2） =2*140.97*4*sin154.87=1100.75N4.8 V 带传动的参数选用 A 型 V 带，13.0mm 顶宽，节宽 11.0mm，高度 8.0mm，共四根长 1250mm，Fr=1100.75N，带轮中心距为 342mm，实际传动比为 2.5。5、减速器内传动零件的设计计算5.1 选择材料小齿轮 45 钢 调质处理 齿面硬度 217-255HBS大齿轮 ZG310-570 钢 正火处理 齿面硬度 156-217HBS A 型 V 带，13.0mm 顶宽节宽 11.0mm高度 8.0mm四根长 1250
11、mmFr=996N带轮中心距为342mm实际传动比为2.5。计算应力循环次数N1=60*n2*j*Lh=60*384*1*（8*300*16）=1.11*109N2=N1/i=1.11*109/3.50=3.17*108查图 11-14，Z N1=1 ZN2=1.07（允许一定点蚀）由图 11-15，Z X1=ZX2=1.0 ，=690Mpa =440Mpa，1limH2limH取 SHmin=1.0 计算许用接触应力MpaZSXNH6901*.1minl1 X8.47.2inl2因 ，故取12HpaH.525.2 按齿面接触强度确定中心距小轮转矩 T1=58740Nmm初取 ，由表 11-5
12、 得 ，.2tZK MpaZE.918;取 ， =2.5；50.3iu4.aH由式（11-17）计算中心距 amZuKTHEat06.1288.470195.2.3481.)53(2)(3 232取中心距 a=140（表 2-11-2 R40 系列，且在 130160之间）估算模数 mn=(0.0070.02)a=（0.98-2.8）mm取标准模数 m=2mm。 小齿轮齿数： 1.350.2411 uaz大齿轮齿数：z 2=uz1=3.5*31.11=108.88取 z1=31，z 2=109 实际传动比 516.3091i实传动比误差，%504.149.356%10理 实理 ia=m*( z
13、2+ z2 )/2=140mm齿轮分度圆直径 d1=mz1=62mmd2=mz2=218mm圆周速度 smndv/25.106384103由表 11-6，选齿轮精度 8 级。5.3 验算齿面接触疲劳强度按电机驱动,载荷平稳,由表 11-3,取 KA=1.0由图 11-2a，按 8 级精度和 smvz /3875.01/25.10/得 Kv=1.11 齿宽 mab56140.由图 11-3a，按 b/d1=56/62=0.903,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得 K =1.04。由表 11-4，得 K =1.2载荷系数K=KAKVK K =1.0*1.04*1.04*1.2=1.2
14、98由图 11-4 得： 8502.19*07.3261a68.21aa查图 11-6 可得， .Z由式 11-16,计算齿面接触应力 2221/8.470/86.39 5.316590152mNmNubdKTZHEH 故安全。5.4 验算齿根弯曲疲劳强度按 z1=31 z2=109 由图 11-10 得 YFa1=2.54, YFa2=2.20由图 11-11 得 YSa1=1.63, YSa2=1.80由图 11-12 得：Y =0.69由图 11-16b，得 ，21lim/90NF22lim/15NF由图 11-17，得 Y =1.0，Y =1.0N2由图 11-18 得 Y =Y =1
15、.01X取 Y =2，S =1.4TminF由式 11-25 计算许用弯曲应力 21min1l1 /3.410.4.29mNYSXNFT ，22in2l2 /.5XFT由式 11-12 齿根弯曲应力 故 安 全 。 2121/30/30.64 71.0635.6587409.mNmNYbdKFsaF 故 安 全 。 21212F /7.85/09.6 63.1.64YFsaFS5.5 齿轮主要几何参数 z1=31, z2=109, u=3.5, m=2 mm, 0=0, d1=mz1=62 mm, d2=mz2=218 mm,da1=d1+2ha*m=62+2*1*2=66mm,da2= d2
16、1+2ha*m=218+2*1*2=222mm, df1=d1-2(ha*+c*)m=62-2*(1+0.25)*2=57mm,df2=d2-2(ha*+c*)m=218-2*(1+0.25)*2=213mm,a=(d1+d2)/2=140mm 齿宽 b2 = b =56mm, b1=b2+(510)=64mm 6、轴的设计计算6.1 高速轴的设计计算（1）初步估定减速器高速轴外伸段轴径取 A=120,mnPAd9.213846.1203受键槽影响加大%5 取23mm （2）确定减速器高速轴各段轴径d1=23mm d2=23+（5-8）=28-31mm 取 d2=30mmd3=35mm d4=
17、d3(1-3)=36-38mm 取 d4=38mm d5=d3=35mm(3)选择高速轴的轴承根据低速轴 d=35mm 表 2-13-1 选择轴承型号为(GB/T276-1994)-6207 其 D=72mm B=17mm（4）选择高速轴的轴承盖轴承外径 D=72mm 螺钉直径 d3=8mm d2=d3+1=9mmD0=D+2.5d3=92mmD=D1+2.5d3=112mme=1.2d3=9.6mm (取 e1=10mm) e1eD1=D-（3-4）=（68-69）mm 取 D1=68mmD4=D（10-25）= （57-62）mm 取 D4=60mmb=5-10mm 取 b=6mmh=（0
18、.8-1）b=4.8-6mm 取 h=5mm6.2 低速轴的设计计算及联轴器的选择（1）d=（0.8-1.0）d 电机 =（0.8-1.0）*38=30.4-38mm初步选定减速器低速轴外伸段直径（2）选择联轴器拟选用弹性联轴器（GB5014-85） 名义转矩 T3=196.90Nm计算转矩为 TC=KT3=1.5196.90=295.35Nm公称扭矩 TN =630 Nm Tc=295.35Nm 查表 2-14-1 LH3 号联轴器满足要求 TN=630N.mTNTc其轴孔直径 d=30-48mm 能满足减速器轴径要求n=5000r/minn=110r/min;由表查得，轴孔长度 L=60m
19、m;(3)最终确定减速器低速轴外伸段直径,mnPAd91.32068.12330受键槽影响加大 , 取35mm 因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。（4）确定减速器低速轴各段轴径d1=35mm d2=d1+（ 5-8）=（40-43）mm 取 d2=42mmd3=50mm d4=d3+（ 1-3）=（51-53）mm 取 d4=53mm轴环直径 d5=60mm d6=d3=50mm（5）选择低速轴的轴承根据低速轴 d3=50mm 查表 2-13-1 选择轴承型号为（GB/T276-1994）-6210主要参数 D=90mm B=20mm da=57mm Da=83mm（6）选择低速轴的轴承盖
20、轴承外径 D=90mm 螺钉直径 d3=8mm d2=d3+1=9mmD0=D+2.5d3=110mmD2=D0+2.5d3=130mme=1.2d3=9.6mm（取 e1=10mm）e 1eD1=D-（3-4）=（86-87）mm 取 D1=86mmD4=D-（10-15）=（75-80 ）mm 取 D4=76mmb=5-10mm 取 b=6mmh=（0.8-1）b=4.8-6mm 取 h=5mm7、低速轴的强度校核1）作用在齿轮上的作用力：圆周力 NdTFt 1806293轴向力 tan径向力 NtFr 65720tan18an转矩 mpT 56 109.8.5.905.92）支座反力：A
21、 垂直面支反力因 L1=L2=L=60mm0BM0)(21LFRtAyNLFtAy 9368210YAytBy0RAY=RBY=Fr/2=657N/2=328.5N RAZ=RBZ=Ft/2=1806N/2=903NB 水平支反力0M02)(1LFdLRraAz 5.3860572FrAz0Z.AzBz3）求弯矩：MCY= RAY*L=328.5*0.060=19.71NmMCZ= RAZ*L=903*0.060=54.18NmNCZY65.72C4)求转矩： T=T3=196.90Nm5）求当量弯矩：该轴单向工作，转矩按脉动循环应力考虑，取 =0.6 C 点左边： mNTMCvC.4613)
22、(22C 点右边： 57D 点： oDV .826）校核轴的强度由以上分析可见，C 点的当量弯矩最大，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。由 45 钢（调质处理）查表 13-1 得 2/650mNb查表 13-2 得 。1C 点轴径 MdbvCC98.27.031因为有一个键槽 。该值m3.)05.(小于原设计该点处轴径 52mm，故安全。D 点轴径 MdbvD0.271.03因为有一个键槽 。该值mC35.28).(.小于原设计该点处轴径 40mm，故安全。8、滚动轴承的选择及其寿命验算选择一对 6210 深沟球轴承，低速轴轴承校核：8.1 确定轴承的承载能力查
23、课本表 14-16，轴承 6210 的 =19800N，c=27000N.0c8.2 计算径向支反力NFRtr 9.604/221 8.3 计算当量动载荷由于轴承承受纯径向载荷，所以P1=R1=960.9NP2=R2=960.9N8.4 寿命校核查课本表 14-8、14-9 ，取 fp=1.2,ft=1.0P1 = P2=R1=R2=960.9NhhCnLh 384016825469.*2.7fpt03636故深沟球轴承 6210 适用。9、键联接的选择和验算低速轴上键的选择与验算9.1 低速轴键的材料类型45 号钢 A 型普通平键 联轴器材料为钢（1）齿轮处键和齿轮材料为钢，载荷平稳，齿轮处
24、轴径 d4=53mm查表 9-6 得选择 A 型普通平键 1610 GB1096-79 型，其参数为R=b/2=8mm，h=10mm L：45 180 根据齿轮处轴长 54mm 取 L=47mm,由表 9-7，查得 2/15mNp23/9.471059.64mNdhlTp 因 ，故安全。p9.2 高速轴查表 9-6，由 d=23，选择 A 型普通平键 87， GB1096-79,其参数为R=b/2=4mm，h=7mmL:18-90mm,根据外伸轴长 48mm取 L=40mm。查得 2/15mNp23/4.8409.6mNdhlTp 因 ，故安全p10、减速器的润滑及密封形式选择1 减速器的润滑采用脂润滑，选用钠基润滑脂型号GB/T492-89。2 油杯选择型号 JB/T7940.1-1995 d=M101 H=18 h=10 h1=7S=11 3 密封圈：密封圈采用毡圈油封，型号 JB/ZQ4606-86低速轴选用 d2=45mm D=53mm d1=59mm B=7mm高速轴选用 d2=30mm D=45mm d1=29mm B=7mm4 通气器由于工作环境清洁，选用通气螺塞11、指导参考书陈良玉 王玉良 等 著 东北大学出版社 2000孙德志 王春华 等 著 东北大学出版社 2000孔德志 张伟华 等 著 机械设计基础课程设计科学出版社 2006
