当前位置：文档库 › 大连理工大学机械课程设计说明书_ZDL-5-B

大连理工大学机械课程设计说明书_ZDL-5-B

机械设计基础课程设计说明书题目：设计用于胶带运输机的机械传动装置

班级：

姓名：

学号：

指导教师：

成绩：

年月日

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. 传动装置总体设计 (3)

2.1电动机的选择 (3)

2.2分配传动比 (5)

2.3传动装置的运动和动力参数计算 (5)

3. 传动零件的设计计算 (7)

3.1减速器以外的传动零件设计计算 (7)

3.2减速器以内的传动零件设计计算 (8)

4. 轴的设计计算 (12)

4.1初步确定轴的直径 (12)

4.2轴的强度校核 (13)

5. 滚动轴承的选择及其寿命验算 (17)

5.1低速轴轴承 (17)

5.2高速轴轴承 (17)

6. 键联接的选择和验算 (18)

6.1减速器大齿轮与低速轴的键联接 (18)

6.2小链轮与减速器低速轴轴伸的联接 (19)

6.3联轴器与减速器高速轴轴伸的联接 (19)

7. 联轴器的选择 (19)

8. 减速器的润滑及密封形式选择 (20)

参考文献 (20)

1. 设计任务书

1.1设计题目

设计用于胶带运输机的机械传动装置。

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

10 2 多灰尘稍有波动

小批 1.3技术数据

2. 传动装置总体设计

2.1电动机的选择

2.1.1选择电动机系列

按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷

式结构，电压380V ，Y 系列。 2.1.2选择电动机功率 1）传动滚筒所需有效功率：

kW Fv P w 24.31000

.118001000=?==

kW P w 24.3=

2）传动装置总效率：

按表2-11-1(P90)确定各部分效率如下: 弹性联轴器的效率 99.01=η 一对滚动轴承的效率 99.02=η

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) ZDL-5

1800

1.8

300 400

闭式齿轮传动的效率 97.03=η（暂定精度为8级）开式滚子链传动的效率 92.04=η 一对滑动轴承的效率 97.05=η 传动滚筒的效率 96.06=η 传动装总效率

8063

.096.097.092.097.099.099.026

5432

21=?????=?????=ηηηηηηη 8063.0=η 3）所需的电动机功率：

kW P P w

r 02.48063

.024

.3==

kW P r 02.4= 查表2-18-1(P158),可选Y 系列三相异步电动机Y132S-4 型，或选Y 系列三相异步电动机Y132M2-6型，额定功率均为

kW P 5.50=，均满足r P P >0

2.1.3确定电动机转速

1）传动滚筒轴工作转速：

min 6.11430

.08.16060w r/D v n =??==ππ min /6.114r n w =

现以同步转速为1500r/min 及1000r/min 两种方案进行比较，查表2-18-1(P158)得电动机数据,计算总传动比列于下表：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 电动机

质量 kg 总传动比

1 Y132S-4 5.5 1500 1440 68 12.57

2 Y132M2-6

5.5

1000

960

8.38

比较两方案可见，方案1选用的电动机虽然质量和价格较低，但总传动比较大。为使传动装置结构紧凑，决定选用方案2。电动机型号为Y132M2-6，同步转速为1000r/min 。由表2-18-1 (P158)和表2-18-2(P158)查得主要性能技术数据和安装尺寸：额定功率P 0/kW 5.5 满载转速n 0/(r/min) 960 堵载扭矩/额定扭矩 2.0 电动机外伸轴直径D/mm 38 电动机外伸轴长度E/mm 80 电动机中心高H/mm 132

2.2分配传动比

总传动比： 38.86

.1149600===

w n n i 据表2-11-1(P90)取链传动比： 5.223=i 则齿轮传动的传动比： 352.35

.238

.823

12==

i i i 2.3传动装置的运动和动力参数计算

2.3.1各轴功率、转速和转矩的计算

0轴：即电动机的主动轴：

kW P P r 02.40==

min /9600r n =

m N n P T ?=?=?

=99.39960

02.49550955000

0 1轴：即减速器高速轴，与电动机轴采用联轴器链接，传动比101=i ，查表2-11-1(P90)弹性联轴器的传动效率99.01=η，则：

kW P P 98

.399.002.40101=?=?=η min /96001

1r i n n ==

m N n P T ?=?=?

=59.39960

98.39550955011

1 2轴：即减速器低速轴，动力从1轴到2轴经历了1轴上的

一对滚动轴承和一对齿轮啮合，故发生两次功率损耗，计算效率时都要计入，查表2-11-1(P90)一对滚动轴承的传动效率利率

99.02=η，闭式齿轮传动的效率为97.03=η（暂定齿轮精度为8 级），则：

96.097.099.012=?=η

kW P P 3.8296.03.981212=?==?

η min /286.40352

.3960

1212r i n n ===

m N n P T ?=?=?

=127.38286.40

283.95509550222 3轴：即传动滚筒轴，动力从2轴到此轴经历了2轴上的一

对滚动轴承和开式滚子链传动，故发生两次功率损耗，计算效率时都要计入，查表2-11-1(P90)一对滚动轴承的传动效率为

99.02=η，开式滚子链传动的效率为92.03=η，则：

91.092.099.023=?=η

kW P P 48.391.03.822323=?==?η

min /56.1412.5

286.402323r i n n ===

m N n P T ?=?=?

=290.10114.56

3.48

95509550333 2.3.2各轴运动及动力参数列表轴序号功率P kW 转速n r/min 转矩T

N.m 传动形式传动比 i 效率

η 0

4.02

960

39.99

联轴器

0.99

1 3.98 960 39.59

齿轮传动

3.352

0.97

2 3.82 286.40 127.38

链传动

2.5

0.92

3 3.48 114.56 290.10

3. 传动零件的设计计算

3.1减速器以外的传动零件设计计算

3.1.1设计链传动 1）确定链轮齿数:

由传动比取小链轮齿数242291=-=i z ,因链轮齿数最好为

奇数，251=z ；大链轮齿数60245.212=?==iz z ,取,632=z 。 63,2521==z z 实际传动比：52.225

6312===z z i 52.2=链i 2）确定链条节距：

查表10-16(教材P166)得，工况系数=A K 1.4 小链轮齿数系数：

34.1192519z 08

.108

.11=??

? ??=?

? ??=z K

取单排链，由表10-17(教材P166)取p K =1.0 由式p

z A K K P

K P ≥

0，得 kW P .9930

.134.182

.34.10=??=

kW P .9930=

因为40.2862=n r/min ，查图10-23(教材P164)，得选链号

No12A ，节距mm p 05.19=。 mm p 05.19= 3)计算链长：

初选：mm p a 76205.1940400=?== 链长：

节

9.124)22563(76205.1922563402)2(22

120120=-+++?=-+++=π

z z a p z z p a L p

取节126=p L 节126=p L 4)验算链速：

m/s 273.21000

6005.1940.2862510006021=???=?=p n z v

s m v /15<，适合。 5）选择润滑方式：

按s m v /273.2=,链号12A ，查图10-26(教材P167)选用滴油润滑。

6）作用在轴上的力：有效圆周力：

N v P F e 1681273

.282.310001000=?== N F e 1681=

作用在轴上的力：

N F F e Q 2.201716812.12.1=?=≈ N F Q 2.2017

≈ 7）链轮尺寸及结构：

分度圆直径

mm z p d 95.915125

180sin

.019180sin 0

101===

mm d 95.91511=

mm z p d 178.38263

180sin

.019180sin 0202===

mm d 178.3822= 3.2减速器以内的传动零件设计计算

3.2.1设计齿轮传动

1）材料的选择：

小齿轮选用45钢，调质处理，齿面硬度220—250HBS ，大齿轮选用45钢，正火处理，齿面硬度170—210HBS 。计算应力循环次数：

9111076.2)2830010(19606060?=??????==h jL n N

121023.8352

.31076.2?=?==i N N

查图11-14(教材P187)，（允许一定点蚀）取

93.01=N Z ，01.12=N Z 。

由图11-15(教材P187)，得

0.121==X X Z Z 。

取0.1min =H S ，由图11-13(b)(教材P186)，得

MPa H 5671lim =σ,MPa H 5172lim =σ

许用接触应力：

[]MPa Z Z S

X N H H H 3.5270.13.900

.1567

11min

1lim 1

=??=

=σ

σ []MPa Z Z S

X N H H H 17.5220.101.10

.1517

22min

2lim 2

=??=

=σ

σ 因[][]

12H H σσ<，故取[][]

MPa H H 17.5222

==σσ []

MPa H 17.522=σ

2）按齿面接触强度确定中心距：

小轮转矩mm N T ?=395901，初取1.12=t t Z K ε，取4.0=a ?，由表11-5(教材P181)得：

MPa Z E 8.189=

由图11-7(教材P181)得：5.2=H Z

因为是减速传动，352.3==i u ，由式(11-17)(教材P182) 计算中心距：

[]

Z Z Z u KT u a H

E H a t 4.10317.5228.1895.2352.34.02395901.1)1352.3(2)1(32

1=??

??????+=???

??+≥σ?ε

查表2-11-2(P90),在R40系列中取中心距mm a 140=。 mm a 140= 估算模数：

()()mm a m 80.2~98.014002.0~007.002.0~007.0=?==

取标准模数mm m 2= mm m 2= 确定齿数：小齿轮齿数：17.32)

1352.3(2140

2)1(m a 21=+??=+=

u z

大齿轮齿数：83.10717.32352.312=?==uz z

取321=z ，1082=z 。 1083221==z z ，实际传动比：

375.332

10812===

z z i 实 375.3=齿i 传动比误差：

%69.0%100352

.3|

375.3352.3|%100=?-=

?-=

?理

实

理i i i i ，

mm z m d n 6432211=?==

mm z m d n 216108222=?==

圆周速度：

s m n d v /01.310

6960

6010

604

1=???=

ππ s m v /01.3=

由表11-6(教材P185),取齿轮精度为8级。 3）验算齿面接触疲劳强度：计算载荷系数：

按电机驱动,载荷稍有波动,由表11-3(教材P176),取：

25.1=A K

计算s m vz /69.0100/3201.3100/1=?=，由图11-2(a)(教材 P177)，按8级精度得：

11.1=νK

齿宽mm a b a 561404.0=?==?。

由图11-3(a)(教材P177)，按88.064/56/1==d b ，考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为对称布置得：

04.1=βK

由表11-4(教材P178)，得：

2.1=αK

载荷系数：

73.12.104.111.125.1=???==αβK K K K K v A 73.1=K

计算齿面接触应力：

由图11-4(教材P178)，得816.01=αε，832.02=αε，所以：

648.121=+=αααεεε

由0=βε，查由图11-6(教材P180)得：

88.0=εZ

齿面接触应力：

[]

MPa

MPa u

u bd KT Z Z Z H

E H H 17.5226.383352.31

352.364563959073.1288.08.1895.2122211=<=+?

??????=+=σσε

MPa H 6.383=σ 故在安全范围内。

4）校核齿根弯曲疲劳强度：按321=z ，1082=z

由图11-10(教材P183)得：53.21=Fa Y ，20.22=Fa Y 由图11-11(教材P184)得，635.11=sa Y ，.8012=sa Y 由图11-12(教材P184)得，70.0=εY （648.1==αυεε）由图11-16(b)(教材P187)，得，

21lim /204mm N F =σ，22lim /213mm N F =σ

由图11-17(教材P188)，得，0.11=N Y ，0.12=N Y 由图11-18(教材P188)得,0.121==X X Y Y

取0.2=ST Y ，4.1min =F Y ，由式(11-25)(教材P188)计算许用弯曲应力：

[]MPa Y Y S

X N F ST F F 2910.10.14

.12

20411min

1lim 1=???=

=σσ []

MPa F 291

1=σ []MPa Y Y S

X N F ST F F 3040.10.14

.12

21322min

2lim 2

=???=

=σσ []

MPa F 3042=σ

[]

MPa

MPa Y Y Y m bd KT F sa Fa F 2913.5570.0635.153.22645639590

73.122111111=<=???????==

σσε MPa F 3.551=σ

故安全。

MPa

MPa Y Y Y Y F sa F Sa Fa F F 304][9.52635.153.280

.120.23.55211a 221

2=<=???

==σσσ MPa F 9.522=σ 故安全。

5）齿轮主要几何参数：

321=z ，1082=z ，352.3=u ，mm m 2= mm mz d 6432211=?== mm mz d 216108222=?==

mm m h d d a a 6820.1264211=??+=+=*

mm m h d d a a 22020.12216222=??+=+=*

mm m c h d d a f 592)25.00.1(264)(211=?+-=+-=** mm m c h d d a f 2112)25.00.1(2216)(222=?+-=+-=**

()()mm d d a 140216642

121

21=+=+=

齿宽mm b b 562==，取()mm b b 6410~521=+=

4. 轴的设计计算

4.1初步确定轴的直径

4.1.1高速轴及联轴器的设计

1）初步选定减速器高速轴外伸段轴径：

根据所选电机mm D d 38==电机，则

()()()mm d d 38~4.30380.1~8.00.1~8.0=?==电机

2）选择联轴器：

联轴器所传递的标称扭矩：

m N n P T ?=?==0.40960

.49550955000

根据传动装置的工作条件拟选用弹性柱销联轴器(GB/T50 14-2003)查表16-1(教材P268)，取工作情况系数5.1=A K

计算转矩

m N T K T A c ?=?==0.600.405.1

由表2-14-1(P114)可查得LH2号联轴器就可以满足转矩要求（m N T m N T c n ?=>?=0.60315）。但其轴孔直径（mm d 35~20=）不能满足电动机及减速器高速轴轴径的要求。因此重选HL3号联轴器（m N T m N T c n ?=>?=0.60630,[]min /960min /5000r n r n =>=）

3)最后确定减速器高速轴外伸直径为mm d 32=。 mm d 32= 4.1.2 低速轴的设计计算

1）选择轴的材料

选择材料为45号钢，调质处理。

2）按转矩初步计算轴伸直径

mm n P A d ）（）（.937~.12640

.28682.3160~11033

220=?=≥ 取mm d 350= mm d 350=

()mm d 45~381=

取mm d 401=(按标准密封圈尺寸取值) mm d 401= 12d d >,根据轴承取标准值，取mm d 452= mm d 452= 查表2-13-1(P106)，选6209型号的深沟球轴承。轴承

型号为6209 GB/T276-1994

4.2轴的强度校核

4.2.1计算大齿轮上的作用力

转矩mm N T ?=127380

圆周力N d T F t 1179216

12738022=?== N F t 1179=

径向力N F F t r 4290

cos 20

tan 1179cos tan =?=?=

βα N F r 429=

轴向力N F F t a 00tan 1179tan =?=?=β N F a 0= 4.2.2绘轴的受力简图，求支座反力

1）垂直面支座反力

mm L L 5.5332== mm L L 5.5332== 据0=∑B M ，得

0)(332=++-L F L L R t Ay N 5.5892

11792323===+=

t t Ay F L L L F R N 5.589=Ay R

据0=∑Y ，得

N 5.5892

1179

2323===+=

t t Ay F L L L F R N 5.589=Ay R

2）水平面支座反力

mm L 5.851= mm L 5.851=

据0B =∑M ，得

0)(2

)(321332=++++-+-L L L F L F d

F L L R Q r a

Az N

L L L L L F L F R Q r Az 6.38435

.535.535.85.553.5532.201753.5429)

33213=+++?+?=

++++=

）

（ N R Az 6.3843=

据0=∑Z ，得

N R F F R Az Q r Bz 4.13976.38432017.2429-=-+=-+= N R Bz 4.1397-=

受力简图如图（b ） 4.2.3作弯矩图 1）垂直面弯矩M Y 图

A 点

mm N M Ay ?=0 mm N M Ay ?=0 C 点

mm N L R M Ay Cy ??=?==5310531.0.5535.589

N M Cy ??=

10531.0

垂直面弯矩图如图（c ） 2）水平面弯矩M Z 图

A 点

mm N L F M Q Az ??=?==5110725.15.852.2017 m m

N M Az ??=

10725.1

C 点

()()mm

N L R L L F M Az Q Cz ??=?-+?=-+=52

2110748.05.536.38435.535.852.2017 mm

N M Cz ??=

10748.0

水平面弯矩图如图（d ）

3）合成弯矩图 A 点

mm N M M Az Ay A ??=M +=5

2210725.1

N M A ??=

10725.1

C 点

mm N M M M z y ??=+=52C 2C C 10812.0，

N M ??=

C 10812.0

合成弯矩图如图（e ） 4.2.4作转矩图

mm N d

F T t ?=?

=395902 mm N T ?=39590

转矩图如图（f ） 4.2.5作当量弯矩图

该轴单向工作，转矩按脉动循环应力考虑，取6.0=α

当量弯矩

22)(T M M αυ+=

D 点

N T T M M D D ??=?==+=522

10238.039590

6.0)(ααυ mm N M D ??=510238.0υ

A 点

N T M M A A ??=?+?=+=5

2522

10.7411)395906.0()10.7251()(αυ

N M A ??=

10.7411υ

C 点左

N T M M C C ??=?+?=+=5

252210846.0)395906.0()102.810()(αυ

mm N M C ??=

10.8460υ

C 点右

mm N T M M C C ??=?=+='52522

10.8120)10812.0()(αυ

N M C ??='510.8120υ

当量弯矩图如图（g ） 4.2.6校核轴的强度

由以上分析可见，A 点弯矩值最大，C 点有键槽，而D 点轴

径最小，所以该轴危险断面是A 点、C 点和D 点所在剖面。

查表13-1(教材P218)得MPa b 650=σ 查表13-2(教材P224)得MPa b 60][1=-σ。 A 点轴径

[]

mm M d b

A A 7.3060

1.010417.11.035

=??=≥-συ

该值小于原设计该点处轴的直径45mm,安全。

C 点轴径

[]

mm M d b

C C 2.2460

1.010.84601.035

=??=≥-συ

考虑键槽影响，有一个键槽，轴径加大5%。

mm d C .425)05.01(2.24=+?=。

该值小于原设计该点处轴的直径48mm,安全。

D 点轴径

[]

mm M d b

D D 8.1560

1.023800

1.03

=?=≥-συ

考虑键槽影响，有一个键槽，轴径加大5%。

mm d D .616)05.01(.815=+?=。

该值小于原设计该点处轴的直径35mm,安全。

5. 滚动轴承的选择及其寿命验算

5.1低速轴轴承

1）选定轴承类型及初定型号深沟球轴承（GB/T276-1994），型号6209：查表得kN C 5.24=，kN C r 5.17=。 2）计算径向支反力

N R R R AZ AY 38896.38435.589222

21=+=+= N R 38891=

N R R R BZ BY 15174.13975.58922222=+=+= N R 15172=

取N R P 38891== 3）校核轴承寿命

h P f C f n L p t h 100001455038892.1245001.428660106010363

>=??? ??????=???? ??= h L h 14550= 故满足轴承的寿命要求。

5.2高速轴轴承

1）选定轴承类型及初定型号

深沟球轴承（GB/T276-1994），型号6208：查表得kN C 8.22=，kN C r 8.15=

2）计算径向支反力

F R R t By Ay 5.58911792

21=?=== N F R R r Bz Az 5.2144292

21=?===

N R R R AZ AY 6275.2145.589222

21=+=+= N R 6271= N R R R BZ BY 6275.2145.58922222=+=+= N R 6272=

取N P 627= N P 627=

3）校核轴承寿命

h P f C f n L p t h 100004830996272.122800196060106010363

>=??? ??????=???

? ??= h L h 483099= 故满足轴承的寿命要求。

6. 键联接的选择和验算

6.1减速器大齿轮与低速轴的键联接

1）键的材料、类型

键的材料选用45钢，选用A 型普通平键。 2）确定键的尺寸

根据轴径mm d 48=，齿轮轮毂长mm b 56=，查表2-12-11 (P103)确定键的尺寸为：

mm L mm h mm b 45,9,14===

3）验算键的挤压强度

键和轴的材料为钢，轮毂材料为45钢，所以按钢校核键连接的挤压强度。查表9-7(教材P135)，得许用挤压应力

[]MPa p

100=σ

键的计算长度mm b L l 311445=-=-=，由下式得

[]

MPa MPa dhl T p p 1003831

94812738044=<=???==σσ

该键安全。所以选键14×45 GB/T1096-1990。

6.2小链轮与减速器低速轴轴伸的联接

1）键的材料、类型

键的材料选用45钢，选用A 型普通平键。 2）确定键的尺寸

根据轴径mm d 35=，链轮轮毂长mm b 54=，查表2-12-11 (P103)确定键的尺寸为：

mm L mm h mm b 45,8,10===

3）验算键的挤压强度

键和轴的材料为钢，轮毂材料为45钢，所以按钢校核键连接的挤压强度。查表9-7(教材P135)，得许用挤压应力

[]MPa p

100=δ

键的计算长度mm b L l 351045=-=-=，由下式得

[]

MPa MPa dhl T p p 1005235

83512738044=<=???==σσ

该键安全。所以选键10×45 GB/T1096-1990。

6.3联轴器与减速器高速轴轴伸的联接

1）键的材料、类型

键的材料选用45钢，选用A 型普通平键。 2）确定键的尺寸

根据轴径mm d 32=，联轴器轴孔长mm b 58=，查表2-12-11 (P103)确定键的尺寸为：

mm L mm h mm b 50,8,10===

3）验算键的挤压强度

键和轴的材料为钢，联轴器材料为钢，所以按钢校核键连接的挤压强度。查表9-7(教材P135)，得许用挤压应力

[]MPa p

100=δ

键的计算长度mm b L l 401050=-=-=，由下式得

[]

MPa MPa dhl T p p 1001540

8323959044=<=???==σσ

该键安全。所以选键10×50 GB/T1096-1990。

7. 联轴器的选择

联轴器所传递的标称扭矩：

m N n P T ?=?==0.40960

.49550955000

根据传动装置的工作条件拟选用弹性柱销联轴器(GB/T50 14-2003)查表16-1(教材P268)，取工作情况系数5.1=A K

计算转矩

m N T K T A c ?=?==0.600.405.1

8. 减速器的润滑及密封形式选择

1）轴承及齿轮润滑：

根据减速器齿轮的圆周速度s m s m v /2/01.3>=，减速器轴承采用飞溅润滑，根据工作环境及工作强度，查表2-15-1(P119), 齿轮润滑油选用工业闭式齿轮油(GB/T5903-1995)。 2）密封圈：

根据减速器的工作环境，减速器高速轴及低速轴采用内包骨架旋轴唇形密封圈。由高速轴外伸轴直径mm d 32=，低速轴外伸轴直径mm d 35=，通过查表2-15-6(P121)，得

低速轴采用：FB 40×62×8 GB/T13871-1992 高速轴采用：FB 38×62×8 GB/T13871-1992

3）油标尺M12,材料Q235A 。

6. 键联接的选择和验算

6.1减速器大齿轮与低速轴的键联接

1）键的材料、类型

键的材料选用45钢，选用A 型普通平键。 2）确定键的尺寸

根据轴径mm d 48=，齿轮轮毂长mm b 56=，查表2-12-11 (P103)确定键的尺寸为：

mm L mm h mm b 45,9,14===