《設計膠帶輸送機的傳動裝置課程設計【F=12000,V=0.26,D=450,L=800】》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《設計膠帶輸送機的傳動裝置課程設計【F=12000,V=0.26,D=450,L=800】（28頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。
1、
機械設計課程設計
說 明 書
設 計 者：
指導教師：
2010年月日
目 錄
1 設計任務書 3
1.1 設計題目 ：設計膠帶輸送機的傳動裝置 3
1.2 工作條件： 3
1.3 技術數據： 3
2 電動機的選擇計算 3
2.1 選擇電動機系列 3
2.2 滾筒轉動所需要的有效功率 3
2.3 確定電動機的轉速 4
3 傳動裝置的運動及動力參數計算 4
3.1 分配傳動比 4
3.2 各軸功率、轉速和轉矩的計算 5
3.3 開式齒輪的設計 7
4 傳
2、動零件的設計計算 10
4.1 減速器高速級齒輪的設計計算 10
4.2 減速器低速級齒輪的設計計算 15
5 聯軸器的選擇與軸承的選擇 19
5.1 減速器高速端聯軸器的設計 19
5.2 軸承的選擇 20
6 軸的設計計算 20
7 軸承的壽命計算 24
8 鍵的強度校核 27
9減速器的潤滑及密封形式選擇 28
10參考文獻 28
1 設計任務書
1.1 設計題目 ：設計膠帶輸送機的傳動裝置
1.2 工作條件：
工作年限
工作班制
工作環境
載荷性質
生產批量
8
2
清潔
平穩
小批
1.3 技術數據：
題號
3、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-1(A)
12000
0.26
450
800
2 電動機的選擇計算
2.1 選擇電動機系列
根據工作要求及工作條件應選用三相異步電動機，封閉式
結構，電壓380伏，Y系列。
2.2 滾筒轉動所需要的有效功率
傳動裝置總效率：
根據表17-9確定各部分的效率：
彈性聯軸器的效率
圓錐滾子軸承的效率
閉式齒輪的嚙合效率
開式齒輪的嚙合效率
梁溝球軸承的效率
4、
卷筒的效率
則傳動裝置的總效率
2.3 確定電動機的轉速
滾筒軸轉速
所需的電動機的功率
查表，可選Y系列三相異步電動機Y132M—6型 ，額定功率4kW,
同步轉速960r/min。同時，查表得電動機中心高 H=132mm，外伸
軸段 D×E=38mm×80mm。
3 傳動裝置的運動及動力參數計算
3.1 分配傳動比
3.1.1 各級傳動比的粗略分配
查表4.2-9 取
減速器的傳動比
減速器箱內高速級齒輪傳動比：
減速器
5、箱內低速級齒輪傳動比
允許實際總傳動比與要求傳動比有±(3～5)%的誤差。
3.2 各軸功率、轉速和轉矩的計算
3.2.1 0軸（電動機軸）
取
3.2.2 Ⅰ軸（減速器高速軸）
3.2.3 Ⅱ軸（減速器中間軸）
6、
3.2.4 Ⅲ軸（減速器低速軸）
3.2.5 Ⅳ軸（傳動軸）
3.2.6 Ⅴ軸（卷筒軸）
7、
各軸運動及動力參數見下表
表1 各軸運動及動力參數表
軸序號
功 率P(kW)
轉 速n(r/min)
轉 矩T(N.m)
傳動比
效率η
0
4.0
960
39.792
1
0.9731
Ⅰ
3.892
960
38.723
4.34
0.9506
Ⅱ
3.700
221.2
159.740
3.34
0.9603
Ⅲ
3.553
66.23
512.346
1
0.9801
Ⅳ
3.482
66.23
502.152
6
0.940
8、5
Ⅴ
3.275
11.04
2833.592
3.3 開式齒輪的設計
3.3.1 選擇材料
小齒輪:選擇45號優質鋼，調質處理，取齒面硬度230HBS；
大齒輪:選擇QT500-7，正火處理，取齒面硬度210HBS。
3.3.2 根據齒根彎曲疲勞強度確定模數
初取小齒輪齒數
則大齒輪齒數
選取，
查圖5-18得，，
查圖5-19得
查圖5-14得
查圖5-15得
由,，
取，
由公式5-31：得
計算
則
取較大者：
估計模數（根據公式5-25）：
則
所以取m=4mm
3.3.3
9、 齒輪主要參數
3.3.4 驗證齒面疲勞強度：
電機驅動，載荷平穩，查表5-3，取
按8級精度，，取
按兩齒面均為軟齒面，，取
查表5-4得 ，，
則：
齒頂壓力角：
重合度：
則：
齒面接觸應力：
計算材料許用應力：
查圖5-16，得，
取
由：
所以齒輪黏合時符合接觸疲勞強度條件
3.3.5：齒輪參數
Z=20, Z=120, a=560mm, m=4mm
， ，，
，
4 傳動零件的設計計算
4.1 減速器高速級齒輪的設計計算
4
10、.1.1 材料選擇
小齒輪:40cr合金鋼，調質處理，取齒面硬度260HBS
大齒輪:45#優質合金鋼，正火處理，取齒面硬度180HBS。
計算應力循環次數
查圖5-17得，
由式5-29，
取
由圖5-16b，得,
由5-28式計算許用接觸應力
因，故取
4.1.2 按齒面接觸強度確定中心距
小輪轉矩
初定螺旋角о,。
初取，由表5-5得
減速傳動，;取
端面壓力角
基圓螺旋角
βb=12.2035。
由式（5-39）計算中心距a
取中心距a=120mm，估算模數mn=(0.007~0.02)a=0.8
11、75-2.5mm,
取標準模數mn=2mm。
小齒輪齒數：
大齒輪齒數： z2=uz1=
取z1=22，z2=96
實際傳動比
傳動比誤差
，
在允許范圍內。
修正螺旋角
修正ZH`Zβ.
齒輪分度圓直徑
圓周速度
由表5-6,取齒輪精度為8級.
4.1.3 驗算齒面接觸疲勞強度
按電機驅動,載荷平穩,由表5-3,取KA=1.0按8級精度
12、
和，
取Kv=1.035。齒寬。
按b/d1==1.073,考慮軸的剛度較大和齒輪相對軸承為非對稱布置，
得。
查表5-4，得
載荷系數
計算重合度
齒頂圓直徑
齒輪基圓直徑
端面齒頂壓力角
由式（5-43）得
由式（5-42）得
計算齒面接觸應力
故安全。
4.1.4 驗算齒根彎曲疲勞強度
由圖5-16b，得，
由圖5-15，得Y=1.0，Y=1.0
由式5-23，Y=Y=1.0。
取Y=2.0，S=1.4
計算許用彎曲應力
由圖5-14得Y=
13、2.74，Y=2.24
Y=1.59，Y=1.84
因，取
所以都安全。
4.1.5 齒輪主要幾何參數
z1=22, z2=96, u=4.36, mn=2 mm, β0=,
mt=mn/cosβ=2/cos10.48230=2.034mm,
d1=44.746mm, d2=195.257 mm,
da1=48.746mm, da2=199.257 mm
14、
df1=40.246mm, df2=190.757 mm,
a=120mm,b2=48mm,b1=54mm.
4.2 減速器低速級齒輪的設計計算
4.2.1材料的選擇：
小齒輪:40cr合金鋼，調質處理，齒面硬度 250--280HBS,計算取260HBS；
大齒輪:45#優質碳素鋼，正火處理，齒面硬度 162--217HBS，計算取180HBS。
計算應力循環次數
15、
查圖5-17，Z=1.07 Z=1.11，
由調質/正火鋼，m<16mm,取Z=Z=1.0 。
兩齒面均為軟齒面，取Z=1.0
由精加工齒輪，取Z=0.92，
取接觸強度最小安全系數 S=1.0
計算許用接觸應力
因，故取。
4.2.2 按齒面接觸強度確定中心距
小輪轉矩T=159740N·mm
取，,,
計算中心距a
取中心距a=180 mm。
估算模數mn=(0.007～0.02)a=1.26-3.6mm
取標準模數mn=3mm。
16、
減速傳動，;
小齒輪齒數
大齒輪齒數。
取Z=27，Z=93。
實際傳動比
傳動比誤差
，
在允許范圍內。
計算齒輪參數：
齒輪分度圓直徑
,
圓周速度
查表得，取齒輪精度為8級.
4.2.3 驗算齒面接觸疲勞強度
按電機驅動,載荷平穩,由表5-3,取K=1.0
由圖5-4， 按8級精度和，
得K=1.02。
齒寬。
按b/d=0.89
考慮軸
17、的剛度較大和齒輪相對軸承為非對稱布置，得K=1.07。
兩齒面均為軟齒面，由表5-4，得K=1.1
載荷系數
端面齒頂壓力角
，計算重合度：
計算齒面接觸應力
接觸疲勞強度符合要求，即安全。
4.2.4 驗算齒根彎曲疲勞強度
由圖5-14得
由圖5-15得
重合度系數：
由圖5-18,得
由圖5-19，得Y=1.0，Y=1.0
由m<5mm,故Y=Y=1.0
取Y=2.0，由運轉平穩取S=1.4。
計算許用彎曲疲勞應力
計算齒根彎曲應力
所以齒根彎曲疲勞強度合格。
4.2.5 低速級齒輪主要參數
Z=27,Z
18、=93,u=3.44， m=3mm，
,
,
,
齒寬 ，
5 聯軸器的選擇與軸承的選擇
5.1 減速器高速端聯軸器的設計
5.1.1 初步估定減速器高速軸外伸段軸徑
因原動機與減速器安裝在公共底座上，此處的聯軸器不需補償很大得同軸度誤差，同時為了減少其動載荷，聯軸器應該具有較小的轉動慣量和良好得減震性能，同時對比彈性柱銷聯軸器，彈性柱銷聯軸器：減速器輸入軸：d=(0.8～1.0)D=30.4～38 mm電機軸直徑轉矩
型號
工程轉矩（N.m）
許用轉速（r/min）
轉動慣量
價格
HL3
630
5000
0.6
較高
TL6
19、
250
3000
0.06
低
ML3
90
5500
0.178
高
綜上所述，選擇TL型彈性套柱銷聯軸器，具體型號及參數（取d=32mm）
高速端聯軸器：TL6聯軸器 GB/T 4323-2002。
主動端 Z型軸孔 C型鍵槽
從動端 Y型軸孔 A型鍵槽
5.1.2 低速段聯軸器選擇
由于工作機與減速器不在同一座上，需要聯軸器有較高的補償功能，對轉動慣量沒有相關要求，因此采用滑塊聯軸器
低速軸轉矩，選用KL6型滑塊聯軸器。
具體參數：
JB/2Q 4384-1986
額定轉矩N.m
許用轉速r/min
質量 kg
轉動慣量 k
20、g.m
900
3200
25
0.43
主動端 Y型軸孔 A型鍵槽 d=45mm L=112mm
從動端 J型軸孔 A型鍵槽 d=42mm L=84mm
5.2 軸承的選擇
高速軸，有軸向力，外伸端直徑d=32mm。
選用圓錐滾子軸承，型號30208.
中速軸，有軸向力，選用圓錐滾子軸承，型號：30208
低速軸，無軸向力，外伸端軸徑d=45mm
選用深溝球軸承，型號6221。
6 軸的設計計算
6.1.1 修正傳動裝置運動，動力參數
軸號
轉速r/min
轉矩 N.m
功率W
1
960.00
38.8008
3900.4
2
22
21、0.00
160.9488
3707.7
3
63.87
532.3702
3560.5
4
63.87
521.771
3489.7
5
10.64
2944.3823
3282.0
滾筒
10.64
3150.8
設計要求誤差
總傳動比
誤差 符合要求
滾筒功率 符合要求
6.1.2 低速軸強度校核
6.1.2.1 該軸采用優質碳素鋼，調質處理，主要機械性能：, , .
6.1.2.2 軸的形狀、尺寸及力學模型.轉矩按脈沖循環計算，即取
22、
6.1.2.3 計算圖b中各力
，，
，
6.1.2.4 校核軸的危險截面
由圖可知，X截面受計算彎矩最大，而非最大軸徑；Ⅶ截面直徑最小，而計算彎矩較大，所以X、Ⅶ截面是危險截面。
查表8-3，插值得：
校核X截面:
該截面
，所以X剖面安全。
校核Ⅶ截面：
該截面，，，
，所以Ⅶ剖面安全。
6.1.2.5 精確校核軸的疲勞強度
6.1.2.5.1 確定危險截面
Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ、Ⅶ、Ⅷ、Ⅸ截面均有應力集中，均屬危險截面，其中Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、
23、Ⅴ截面受載荷情況類似，只?、蟆ⅱ艚孛嬷袘邢禂递^大者進行校核，Ⅵ、Ⅶ、Ⅷ、Ⅸ受載荷情況類似，只?、鳌ⅱ孛嬷袘邢禂递^大者進行校核。
6.1.2.5.2 校核Ⅲ、Ⅳ截面
Ⅲ剖面因鍵槽引起應力集中，查附表1-1得應力集中系數為
，
Ⅳ剖面因配合（H7/r6）引起應力集中，查附表1-1得
，
因過度圓角引起應力集中，查附表1-3，得：由D=72mm，d=63mm, r=1.6mm,
,,,
故應按因配合引起的應力集中來校核Ⅳ截面。
Ⅳ剖面產生扭應力，應力幅，平均應力為：
,,
Ⅳ剖面產生的正應力及應力幅為：
24、,,
Ⅳ剖面安全系數取，。
，
查表1-4，得 ，，
，
取，，所以Ⅳ截面安全。
6.1.2.5.3 校核Ⅶ、Ⅷ剖面疲勞強度
Ⅶ剖面因過渡圓角引起應力集中，D=55mm，d=45mm, r=1.6mm,
,
查附表1-2.插值的,,
故應按過渡圓角引起應力集中系數來校核Ⅶ截面。
,
Ⅶ剖面產生扭應力，應力幅，平均應力為：
絕對尺寸影響系數，，表面質量系數
Ⅶ剖面安全系數取，。
，
取，，所以Ⅶ截面安全。
7 軸承的壽命計算
7.1低速軸軸承壽命校核
低速軸采用6211，額定動載荷。
7.1.1 計算當量動載荷
，
,,,
計
25、算取較大者，即R=269.0N，載荷取較小者，取，軸承不受彎矩，取 即。
7.1.2 計算壽命
在常溫工作， ,
設要求壽命
由，所需軸承符合要求。
7.2 中速軸軸承壽命校核
7.2.1 計算軸承的支反力
齒輪2所受力，
齒輪2所受力，
則圖中各力為
，，，，，
合成得：,
7.2.2 計算派生軸向力
查表9.8得,查表30208軸承的Y=1.6 ,C=59800N,e=0.37.
,
7.2.3 計算軸承的軸向載荷
7.2.4 計算軸承的當量動
26、載荷
根據工作狀況，取，軸承不受力矩作用，取
7.2.5 計算軸承的壽命
，取，
因,取，，
，
設計要求壽命，所以軸承符合要求。
8 鍵的強度校核
8.1 高速軸上鍵的強度校核
鍵型號：10*56、鋼、軸徑d=32mm,l=56-10=46mm,T=38.723 N.m
則鍵擠壓應力：；，所以安全。
8.2 中間軸上鍵的強度校核
鍵型號：14*32、鋼、軸徑d=50mm,l=32-14=18mm,T=159.740N.m
則鍵擠壓應力：，
，所以安全。
8.3 低速軸上鍵的強度校核
鍵型號：14*100、鋼、軸徑d=4
27、5mm,l=100-14=86mm,T=512.346N.m
則鍵擠壓應力：，
，所以安全；
鍵型號：18*50、鋼、軸徑d=63mm,l=50-18=32mm,T=512.346N.m
則鍵擠壓應力：，
，所以安全；
9減速器的潤滑及密封形式選擇
減速器的潤滑采用油潤滑，潤滑油選用中負荷工業齒輪油：
油標尺M16,材料Q235A。
密封圈選用JB/ZQ4606-1986，氈圈40.
10參考文獻
[1] 孫志禮 馬星國 黃秋波 閆玉濤 著 <<機械設計>>
北京 ： 科學出版社 2008
[2] 鞏云鵬 田萬祿 張偉華 黃秋波 著 <<機械設計課程設計>>
北京 ： 科學出版社 2008
設計膠帶輸送機的傳動裝置課程設計【F=12000,V=0.26,D=450,L=800】
