东北大学机械设计基础课程设计ZDD8

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

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2013年 1 月 10日

目录

目录 (1)

1、设计任务书 (3)

1.1设计题目 (3)

1.2工作条件 (3)

1.3技术数据 (3)

2、电动机的选择计算 (3)

2.1选择电动机系列 (3)

2.2滚筒转动所需要的有效功率 (3)

2.3选择电动机 (4)

3、传动装置的运动及动力参数计算 (4)

3.1传动比的分配 (4)

3.2各轴功率、转速和转矩的计算 (5)

4、传动零件的设计计算 (5)

4.1选择V带的型号 (5)

4.2验算带速 (6)

4.3确定大带轮的标准直径 (6)

4.4确定中心距A 和带长L D (6)

4.5验算小轮包角Α1 (6)

4.6计算带的根数 (6)

4.7计算作用在轴上的载荷F R 和初拉力F0 (6)

4.8V带传动的参数 (6)

5、减速器内传动零件的设计计算 (7)

5.1选择材料 (7)

5.2计算应力循环次数 (7)

5.3计算许用接触应力 (7)

5.4按齿面接触强度确定中心距 (7)

5.5验算齿面接触疲劳强度 (8)

5.6验算齿根弯曲疲劳强度 (9)

5.7齿轮主要几何参数 (10)

6、轴的设计计算 (10)

6.1高速轴的设计计算 (10)

6.2低速轴的设计计算及联轴器的选择 (11)

7、低速轴的强度校核 (11)

8、滚动轴承的选择及其寿命验算 (14)

8.1低速轴轴承的选择 (14)

8.2低速轴承寿命计算 (14)

9、键联接的选择和校核 (14)

9.1低速轴 (14)

9.2高速轴 (15)

10、减速器的润滑及密封形式选择 (15)

10.1润滑方式选择 (15)

10.2油杯选择 (15)

10.3密封圈选择 (15)

10.4通气器选择 (15)

11、指导参考书 (16)

4.2验算带速

v=π* d d1 *n1 /60*1000=5.03m/s；

满足5m/s <= v<=25m/s；

4.3确定大带轮的标准直径

d d2= i12*d d1 =2.5*100=250mm

取d d2=250mm，实际传动比i实=d d2/ d d1=2.5

百分差=0 合格

4.4确定中心距a 和带长Ld

V带的中心距过长会使结构不紧凑，会减低带传动的

工作能力；

初定中心距a0,a0=(0.7-2.0)( d d1 +d d2)=245~~700 mm

暂取a0=350mm

相应a0的带基准长度Ld0:

Ld0=2*a0 +(π/2) *( d d1 +d d2)+(d d2 –d d1)2/（4* a0）

=1265.85 mm;

查课本表10-2可得，取Ld=1250mm;

由 Ld求实际的中心距a,

a =a0 +(Ld –Ld0)/2 =342mm

4.5验算小轮包角α 1

由式α1 =180°-（d d2-d d1）/a*57.3°=154.87°>120°符合要求；

4.6计算带的根数

Z = Pc /[(P0 +ΔP0)*Kα*K l]

查图10-7可得，P0=1.0kw, ΔP0 =0.13kw

查表10-6可得，Kα=0.926

查表10-2，K L = 0.93

代入得，z =3.33/[(1.0+0.13)*0.926*0.93]=3.50根; 取z=4；

4.7计算作用在轴上的载荷Fr 和初拉力F0

F0为单根带的初拉力，

F0 = 500* Pc/vz *(2.5/Kα -1 ) +qv2

= 500* 3.33/（5.03*4） *(2.5/0.93 -1 )

+0.10*5.032=142.23N

Fr=2*F0*z*sin（α1/2）=2*142.23*4*sin(154.87°/2) =1111.39N

4.8 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=1111N ， 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

根据表11-1，大小齿轮材料选择如下:

小齿轮 40Cr 钢 调质处理 齿面硬度250-280HBS 大齿轮 ZG310-570钢 正火处理 齿面硬度162-185HBS 5.2计算应力循环次数

查图11-14得ZN1=1.0 ，ZN2=1.08（允许有一定点蚀） 查图11-15得ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0

查图11-13（b ）,得σHlim1=690Mpa ，σHlim2=440 Mpa 。 5.3计算许用接触应力

[]Mpa Z Z S X N H H H 69011min

1

lim 1

==σ

σ

[]Mpa Z Z S X N H H H 2.47522min

2

lim 2

==σ

σ

因[][]12H H σσ<，故取[][]Mpa

H H

2.4752

==σσ

5.4按齿面接触强度确定中心距

小轮转矩 T 1=9550×P 1/n 1=9550×103

×2.88/384

=71625N ·mm 初取1.12=t t Z K ε，取4.0=a φ 由表11-5得2/.9.188mm N Z E =

由图11-7可得，H Z =2.5，减速传动，92.2==i u 由式（11-17），计算中心距a ：

[]

mm

Z Z Z u KT u a H

E H a 16.1262.4759.1885.292.24.0271625

1.1)19

2.2(2)

1(3

2

32

1=?

?

? ??????+=???

?

??+≥σφε

取中心距a=140mm ； 估算模数m n =(0.007~0.02)a=0.875—2.5mm

取标准模数m n =2mm ； 小齿轮齿数：()

()

71

.35192.221402121=+??=

+=

u m a z n

大齿轮齿数：z 2=uz 1=27.10492.289.31=x

取z 1=36，z 2=104 实际传动比89

.236

1041

2===z z i 实

传动比误差：

%

5%03.1%10092

.289.292.2%100<=?-=

?-=

?理

实

理i i i i

齿轮分度圆直径：

mm

z m d n 7211== mm z m d n 20822==

圆周速度s m n d v /45.110

6384

7210

604

3

1

1=???=

?=

ππ

由表11-6,取齿轮精度为8级 5.5验算齿面接触疲劳强度

由电机驱动,载荷平稳和表11-3，取K A =1.0；

由图11-2（a ），按8级精度和52.0100/3645.1100/1=?=vz 查得K v =1.06；

齿宽mm a b a 561404.0=?==φ；

由图11-3(a)，按b/d 1=56/72=0.78,考虑轴刚度较大和齿 轮相对轴承为非对称布置，得K β=1.07；

由表11-4，得K α=1.1， 载荷系数25.11.107.106.10.1=???==αβK K K K K v A

由图11-4得

728

.0105007.0972.036027.021=?==?=a a εε

700.121=+=a a a εεε

查图11-6，得88.0=εZ

由式11-16，计算齿面接触应力H σ：

[]Mpa

Mpa u

u bd KT Z Z Z H

E H H 2.47517.37892

.2192.272

5671625

25.1288.09.18850.2122

21

1=<=+?

????

??=+=σ

σε

故安全。

5.6验算齿根弯曲疲劳强度

按Z 1=36，Z 2=104，

由图11-10得 Y 1Fa =2.48，Y 2Fa =2.18； 由图11-11得 Y 1Sa =1.66，Y 2Sa =1.82； 由图11-12得 Y ε=0.68；

由图11-16(b)得 21lim /290mm N F =σ，

2

2lim /152mm

N F =σ； 由图11-17得 F N1=1.0，F N2=1.0；

由图11-18，得Y 1X =Y 2X =1.，

取Y ST =2.0，S min F =1.4；

由式（11-25）计算许用弯曲应力：

[]Mpa

Y Y S Y X N F ST

F F 4140.10.14.1229011min

1

lim 1

=???=

=σ

σ

[]Mpa

Y Y S Y X N F ST

F F 2170.10.14

.1215222min

2

lim 2

=???=

=σ

σ

由式（11-21）计算齿根弯曲应力：

[]

Mpa

Mpa Y Y Y m bd KT F sa Fa n

F 41416.6268

.066.148.22

72567162525.122111111=<=???????=

=

σσε

故安全；

[]

Mpa

Mpa Y Y Y m bd KT F sa Fa n

F 21791.5968

.082.118.22

72567162525.122122112=<=???????=

=

σσε

故安全。

5.7齿轮主要几何参数 z 1=36, z 2=104, u=2.92, m n =2 mm, β0=00,

mm

z m d n 7211==，

mm

z m d n 20822==， mm

m h d d n a a 7620.12722*

11=??+=+=， mm

m h d d n a a 21220.122082*

22=??+=+=，

672)25.00.1(272)(211

=?+-=+-=*

*m c h d d a f mm ， 2032)25.00.1(2208)(222

=?+-=+-=*

*

m c h d d

a f mm ，

h a1 = h a2 =2mm,a=1/2(d s +d 2)=1/2(72+208)=140mm ，

562==b b mm, b 1=b 2+(5~10)=64mm 。

6、轴的设计计算

6.1高速轴的设计计算

（1）确定减速器高速轴外伸段轴径

mm n

P A d 49.23384

88.21203

3

=?=≥,受键槽影响，加大

4%～5%，取ｄ＝25mm 。

（2）确定减速器高速轴各段轴径

ｄ1＝25mm

d 2= d 1+(5—8)=（30—33）mm ，取d 2=30mm d 3=35mm

d 4= d 3+(1—3)=（36—38）mm ，取d 4=38mm d 5=d 3=35mm

（3）选择高速轴的轴承

根据低速轴d 3=35mm ，查表2.4-1，选择轴承的型号为： （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d 3=8mm ，d 2= d 3+1=9mm ， D 0=D+2.5 d 3=92mm ， D 2= D 0+2.5 d 3=112mm ，

e=1.2 d 3=9.6mm(取e=10mm)，e 1>=e ，

D 1= D-（3～4）=（68～69）mm ，取D 1=68mm ， D 4= D-（10～15）=（57～62）mm ，取D 4=60mm ， b=5～10mm ，取b=6mm ，

h=(0.8～1)b=4.8～6mm ，取h=5mm 。 6.2低速轴的设计计算及联轴器的选择

（1）初步选定减速器低速轴外伸段直径

d=(0.8～1.0)d 电机=(0.8～1.0) ×38=30.4～38mm （2）选择联轴器

拟选用弹性联轴器（GB5014-85）， 名义转矩T=9550×

n

p =9550×2.77/100.26=263.85N?m ，

计算转矩为 T C =K A T=1.5×263.85=395.78 N?m，

查表2.5-1，HL3号联轴器满足要求T n =630N.m ，T n > T c 其轴孔直径d=30～48mm,能满足减速器轴径的要求，[n]=5000r/min>n=131.51r/min ，轴孔长度 L=60mm 。 （3）最终确定减速器低速轴外伸段直径

mm n

P A d 28.3626

.10077.21203

3

=?=≥,受键槽影响，

轴径加大4%—5%,，取ｄ1＝38mm ； 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＝38mm ；d 2= d 1+(5—8)=（43—46）mm ，取d 2=45mm ； d 3=50mm ；d 4= d 3+(1—3)=（51—53）mm ，取d 4=53mm ； 轴环直径d 5=60mm ； d 6=d 3=50mm 。 （5）选择低速轴的轴承

根据低速轴d 3=50mm ，查表2.4-1，选择轴承的型号为： （GB/T276-1994）-6210

主要参数：D=90mm ，B=20mm ，d a =57mm ，D a =83mm （6）选择低速轴的轴承盖

轴承外径D=90mm ，螺钉直径d 3=8mm ，d 2= d 3+1=9mm ， D 0=D+2.5 d 3=110mm ， D 2= D 0+2.5 d 3=130mm ，

e=1.2 d 3=9.6mm(取e=10mm)，e 1>=e ，

D 1= D-（3～4）=（86～87）mm ，取D 1=86mm ， D 4= D-（10～15）=（75～80）mm ，取D 4=76mm ， b=5～10mm ，取b=6mm ，

h=(0.8～1)b=4.8～6mm ，取h=5mm 。

7、低速轴的强度校核

（1）求作用于齿轮上的作用力，绘出轴的空间受力图（图1）

转矩 T=9.55×106×

n

p

=9.55×106×2.77/100.26=2.638×105N?mm

圆周力 N

d T F t 54.2536263800/208

222

=?==

径向力 N tg tg F F t r 21.9232054.2536=??=?=α

轴向力 N tg tg F F t a 0054.2536=??=?=β

（2）求支座反力(图1（b ）) a.垂直面支反力

=∑B

M

， 0)(221=++-L F L L R t Ay

N

L L L F R t Ay 76.1248)6466/(6454.25362

12=+?=+=

0=∑Y ， N

R F R Ay t By 78.128776.124854.2536=-=-=

b.水平面支反力

0=∑B

M

， 02

)(221=+-+-L F d F L L R r a

Az

N

L L d

F L F R a

r Az 50.454)6466/()06421.923(22

12=+-?=+-=

0=∑Z ， N

R F R Az r Bz 71.46850.45421.923=-=-=

（3）作弯矩图

1．垂直面内弯矩图M Y (图1（c ）)

C 点 m N L R M Ay Cy ?=?==42.826676.12481 2．水平面内弯矩图M Z (图1（d ）)

C 点左边 m N L R M Az Cz ?=?==00.306650.4541

C 点右边 m N L R M Bz Cz ?=?==00.306471.468'2 3．作合成弯矩图(图1（e ）)

C 点左边 m N M M M Cz Cy

C ?=+=71.872

2 C 点右边 m N M M M Cz Cy

C ?=+=71.87''2

2 （4）作转矩T 图(图1（f ）)

m

263.8N 3?=T

（5）作当量弯矩图(图1（g ）)

该轴单向工作，转矩按脉动循环应力考虑，取α=0.6 。

C 点左边 m N T M M C C vC ?=+=28.158)(2

2α

C 点右边 m N T M M C C

vC

?=+=71.87)

(2

'2''

α

D 点 m N T T M

M o D

VD ?==+=28.1582

2

αα

图1 轴的结构及计算

（6）校核轴的强度

按当量转矩计算轴的直径：

（轴的材料选择45号调质钢，查表13-1可得）

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13-1得2/650mm N B =σ 查表13-2得21/60][mm N b =-σ C 点轴径 []

mm M

d b

vC

C 77.291.03

1

=≥

-σ

因为有一个键槽，mm d C 26.31)05.01(77.29=+?=，该值 小于原设计该点处轴径53mm ，故安全。

D 点轴径 []

mm M

d b

vD

D 77.291.03

1

=≥

-σ

因为有一个键槽mm d C 26.31)05.01(77.29=+?=，该值 小于原设计该点处轴径38mm ，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低速轴轴承的选择

选择低速轴的一对6210深沟球轴承校核。 （1）确定轴承的承载能力

查表2.4-1，轴承6210 的r c 0=19.8kN ，c r =27.0kN 。 （2）计算径向支反力 N R R R Az Ay 90.13282

2

1=+=

N

R R R Bz By 43.13702

2

2=+=

（3）计算当量动载荷

由于轴承承受纯径向载荷，所以

P 1 =R 1=1328.90N P 2= R 2=1370.43N 8.2低速轴承寿命计算

查表14-16,确定C=27.0kN ：

h

h P C n L h

384008823003.139423390.132********.10060106010

3

6

3

6

10=???>=???

????=??? ??=

故深沟球轴承6210适用。

9、键联接的选择和校核

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45钢，载荷平稳，静联接, 齿轮处轴径 d 4=53,查表9-6，选普通平键16×10，型号 GB1096-79， 其参数为：

b=16mm, h=10mm, R=b/2=8mm ，

L=（45～180）mm,根据齿轮处轴长54mm,取L=44mm 由表9-7，查得[]2

/140mm

N p

=σ

2

3

/24.6431

10531085.26344mm N dhl

T p

=????=

=σ

[]p

σ

<，故安全。

（2）外伸处

键和轴材料为45钢，载荷平稳，静联接，外伸处轴径 d=38mm ，查表9-6，选择普通平键10×8，型号 GB1096-79， 其参数为:

b=10,h=8,R=b/2=5mm ，

L=（22～110）mm ，因外伸轴长58mm ，取L=50mm ；

由表9-7，查得[]2

/140mm

N p

=σ

2

3

/23.9440

8381085.26344mm

N dhl

T p

=????=

=σ

[]p

σ

< ，故安全。

9.2高速轴

查表9-6，由d 1=25,选普通平键8×7，型号GB1096-79， 其参数为：

b=8mm, h=7mm, R=b/2=4mm ，

L=（18～90）mm ，根据外伸轴长48mm ，取 L=40mm.

10、减速器的润滑及密封形式选择

10.1润滑方式选择

查表2.6-2，减速器的润滑采用脂润滑，选用钠基润滑脂 型号GB/T492-89。 10.2油杯选择

选择型号JB/T 7940.1-1995，d=M10×1,H=18,h=10,h 1=7,s=11 10.3密封圈选择

查表2.6-5，密封圈采用毡圈油封，型号JB/ZQ4606-86。 由低速轴d 2=30mm 知D=45mm ，d 1=29mm,B=7mm ； 由高速轴d 2=45mm 知D=61mm ，d 1=44mm,B=8mm 。 10.4通气器选择

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 <<机械设计基础>> 东北大学出版社 2000

孙德志王春华等著 <<机械设计基础课程设计>> 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