东北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

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目录

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

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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

题号 滚筒圆周带速 滚筒直径 滚筒长度 力F(N) v(m/s) D(mm) L(mm) ZDL-4 1800 1.5 300 500 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：

P100018001.5wFv10002.7kW 2）传动装置总效率：

按表2-11-1确定各部分效率如下: 弹性联轴器的效率 10.99 一对滚动轴承的效率 20.99

Pw2.7kW

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闭式齿轮传动的效率 30.97（暂定精度为8级） 开式滚子链传动的效率 40.92 一对滑动轴承的效率 50.97 传动滚筒的效率 60.96 传动装总效率

21234560.990.9920.970.920.970.96 0.8063 0.80633）所需的电动机功率：

PrPw2.73.38kW Pr3.38kW 0.8063查表2-19-1,可选Y系列三相异步电动机Y112M-4

型，或选Y系列三相异步电动机Y132M1-6型，额定功率均为

P04.0kW，均满足P0Pr

2.1.3确定电动机转速

1）传动滚筒轴工作转速：

60v601.5nw95.5r/min nw95.5r/min

D0.30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： 方同步满载电动机 电动机 额定功率 案转速 转速 质量 总传动比 型号 kW 号 r/min r/min kg 1 Y112M-4 2 Y132M1-6 4.0 4.0 1500 1000 1440 960 47 73 15.08 10.05 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Y132M1-6，同步转速为1000r/min。由表2-19-1 和表2-19-2查得主要性能技术数据和安装尺寸： 额定功率P0/kW 4.0 满载转速n0/(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

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2.2分配传动比

n096010.05 总传动比： inw95.5 据表2-11-1(P90)取链传动比： i232.5 则齿轮传动的传动比： i12ii238.383.352 2.52.3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：

P0Pr4.02kW

n0960r/min

T09550P04.02955039.99Nm n09601轴：即减速器高速轴，与电动机轴采用联轴器链接，传 动比i011，查表2-11-1(P90)弹性联轴器的传动效率10.99， 则：

P1P0014.020.993.98kW

n1n0960r/min i01P3.981955039.59Nm n1960T19550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

20.99，闭式齿轮传动的效率为30.97（暂定齿轮精度为8 级），则：

120.990.970.96

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P2P1123.980.963.82kW

n2n1960286.40r/min i123.352P23.829550127.38Nm n2286.40T29550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

20.99，开式滚子链传动的效率为30.92，则：

230.990.920.91

P3P2233.820.913.48kW

n3n2286.40114.56r/min i232.5P33.489550290.10Nm n3114.56T395502.3.2各轴运动及动力参数列表 轴序号 0 功率P 转速n 转矩T kW r/min N.m 4.02 960 39.99 传动 传动比 效率 形式 i η 联轴器 1 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

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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z1292i24,因链轮齿数最好为

奇数，z125；大链轮齿数z2iz12.52460,取,z263。 实际传动比：iz2z632.52 1252）确定链条节距：

查表10-16(教材P166)得，工况系数KA1.4 小链轮齿数系数：

1.081.08Kzz11925191.34

取单排链，由表10-17(教材P166)取Kp=1.0 由式PKAP0K，得 zKpP1.43.8201.341.03.99kW 因为n2286.40r/min，查图10-23(教材P164)，得选链号No12A，节距p19.05mm。 3)计算链长：

初选：a040p4019.05762mm 链长：

L2z1pz2p2a0zpz122a()022406325219.05762(63252

2)124.9节

z125,z263i链2.52 P03.99kW p19.05mm

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取Lp126节 Lp126节 4)验算链速：

vz1n2p25286.4019.056010006010002.273m/s

v15m/s，适合。 5）选择润滑方式：

按v2.273m/s,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：

F1000P10003.82ev2.2731681N 作用在轴上的力：

FQ1.2Fe1.216812017.2N 7）链轮尺寸及结构： 分度圆直径

d1p019.05151.995mm sin1800zsin180125dp2180019.051800382.178mm sinzsin2633.2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：

N160n1jLh609601(1030082)2.76109

NN91i2.761023.3528.23108

查图11-14(教材P187)，（允许一定点蚀）取

ZN10.96，ZN21.02。

Fe1681N

FQ2017.2N

d1151.995mm d2382.178mm 实用文档

由图11-15(教材P187)，得

ZX1ZX21.0。

取SHmin1.0，由图11-13(b)(教材P186)，得

Hlim1567MPa,Hlim2517MPa

许用接触应力：

Hlim1H1SZ567N1ZX11.00.931.0527.3MPa HminHlim2517H2SZN2ZX21.011.0522.17Hmin1.0MPa 因H2H1，故取HH2522.17MPa 2）按齿面接触强度确定中心距：

小轮转矩T139590Nmm，初取K2tZt1.1，取a0.4，由表11-5(教材P181)得：

ZE189.8MPa

由图11-7(教材P181)得：ZH2.5

因为是减速传动，ui3.352，由式(11-17)(教材P182) 计算中心距：

2a(u1)3KT1ZHZEZt2auH2(3.3521)31.13959020.43.3522.5189.8522.17

103.4mm查表2-11-2(P90),在R40系列中取中心距a140mm。 估算模数：

m0.007~0.02a0.007~0.021400.98~2.80mm

取标准模数m2mm 确定齿数： 小齿轮齿数：za12m(u1)21402(3.3521)32.17

大齿轮齿数：z2uz13.35232.17107.83

H522.17MPaa140mm m2mm

 实用文档

取z132，z2108。 z132，z2108 实际传动比：

i实z21083.375 i齿3.375 z132 传动比误差：

ii理i实100%|3.3523.375|100%0.69%，

i理3.352i5%，在允许范围内。 齿轮分度圆直径：

d1mnz123264mm

d2mnz22108216mm

圆周速度：

vd1n1609606010361043.01m/s 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：

KA1.25

计算vz1/1003.0132/1000.96m/s，由图11-2(a)(教材 P177)，按8级精度得：

K1.11

齿宽baa0.414056mm。

由图11-3(a)(教材P177)，按b/d156/640.88，考虑轴 的刚度较大和齿轮相对轴承为对称布置得：

K1.04

由表11-4(教材P178)，得：

K1.2 载荷系数：

KKAKvKK1.251.111.041.21.73

v3.01m/s

K1.73

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计算齿面接触应力：

由图11-4(教材P178)，得10.816，20.832，所以：

121.648

由0，查由图11-6(教材P180)得：

Z0.88

齿面接触应力：

2KT1HZHZEZ1ubd21u2.5189.80.8821.73395903.3521566423.352 383.6MPaH522.17MPa故在安全范围内。

4）校核齿根弯曲疲劳强度： 按z132，z2108

由图11-10(教材P183)得：YFa12.53，YFa22.20 由图11-11(教材P184)得，Ysa11.635，Ysa21.80 由图11-12(教材P184)得，Y0.70（1.648） 由图11-16(b)(教材P187)，得，

Flim1204N/mm2，Flim2213N/mm2

由图11-17(教材P188)，得，YN11.0，YN21.0 由图11-18(教材P188)得,YX1YX21.0

取YST2.0，YFmin1.4，由式(11-25)(教材P188)计算许 用弯曲应力：

Flim1YSTF1SY2N1YX12041.41.01.0291MPa FminF2Flim2YST2132SYN2YX2Fmin1.41.01.0304MPa

H383.6MPa F1291MPaF2304MPa 实用文档

F12KT121.7339590YFa1Ysa1Y2.531.6350.70bd1m56642 F155.3MPa

55.3MPaF1291MPa故安全。

F2F1YFa2YSa22.201.8055.3YFa1Ysa12.531.635 F252.9MPa

52.9MPa[F2]304MPa故安全。

5）齿轮主要几何参数：

z132，z2108，u3.352，m2mm d1mz123264mm d2mz22108216mm

m6421.0268mm da1d12ham21621.02220mm da2d22ha df1d12(hac)m642(1.00.25)259mm  df2d22(hac)m2162(1.00.25)2211mm

a1d1d2164216140mm 22 齿宽b2b56mm，取b1b25~1064mm

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d电机D38mm，则

d0.8~1.0d电机0.8~1.03830.4~38mm

2）选择联轴器：

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联轴器所传递的标称扭矩：

T9550P0n95504.0240.0Nm 0960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KA1.5

计算转矩

TcKAT1.540.060.0Nm

由表2-14-1(P114)可查得LH2号联轴器就可以满足转矩要 求（Tn315NmTc60.0Nm）。但其轴孔直径（d20~35mm）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（Tn630NmTc60.0Nm,n5000r/minn960r/min）3)最后确定减速器高速轴外伸直径为d32mm。 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

dAP203n（110~160）33.82（26.1~37.9）mm 2286.40 取d035mm d138~45mm

取d140mm(按标准密封圈尺寸取值) d2d1,根据轴承取标准值，取d245mm 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T127380Nmm

圆周力F2T2127380td2161179N

d32mm d035mm

d140mm d245mm Ft1179N

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径向力FrFttan1179tan20429N Fr429N

coscos0 轴向力FaFttan1179tan00N Fa0N 4.2.2绘轴的受力简图，求支座反力

1）垂直面支座反力

L2L353.5mm 据MB0，得

RAy(L2L3)FtL30 RFtL3AyLLFt1179589.5N 2322 据Y0，得

RFtL3F1179AyLt22589.5N 2L32）水平面支座反力

L185.5mm

L2L353.5mmRAy589.5N

RAy589.5N

L185.5mm

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据MB0，得

RAz(L2L3)FaRAzdFrL3FQ(L1L2L3)0 2FrL3FQ(L1L2L3)L3L2 RAz3843.6N

42953.52017.2（53.553.585.5）53.553.53843.6N 据Z0，得

RBzFrFQRAz4292017.23843.61397.4N 受力简图如图（b） 4.2.3作弯矩图 1）垂直面弯矩MY图

A点

MAy0Nmm C点

MCyRAyL3589.553.50.315105Nmm

垂直面弯矩图如图（c） 2）水平面弯矩MZ图

A点

MAzFQL12017.285.51.725105Nmm C点

MCzFQL1L2RAzL22017.285.553.53843.653.5 0.748105Nmm 水平面弯矩图如图（d） 3）合成弯矩图 A点

M2105AMAy2Az1.725Nmm

C点

M2，25CMCyMCz0.81210Nmm

RBz1397.4N

MAy0Nmm MCy

0.315105NmmMAz.725105NmmMCz0.748105Nmm

MA1.725105Nmm

MC0.812105

Nmm1

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合成弯矩图如图（e） 4.2.4作转矩图

TFtd39590Nmm2 T39590Nmm

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0.6

当量弯矩

M2M2(T)

D点

MM2DD(T)2T0.639590

0.238105Nmm A点

MM2AA(T)2(1.725105)2(0.639590)2

1.741105Nmm C点左

MM2CC(T)2(0.812105)2(0.639590)2

0.846105Nmm C点右

M22CMC(T)2(0.812105)0.812105Nmm

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b650MPa 查表13-2(教材P224)得[b]160MPa。 A点轴径

dMA3A031.741105.130.7mmb10.160

该值小于原设计该点处轴的直径45mm,安全。

C点轴径

MD0.238105Nmm

MA1.741105

NmmMC0.846105

NmmMC0.812105

Nmm

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5dMCC30.130.84610b10.16024.2mm

考虑键槽影响，有一个键槽，轴径加大5%。

dC24.2(10.05)25.4mm。

该值小于原设计该点处轴的直径48mm,安全。

D点轴径

dDD3M0.1b3238000.16015.8mm

1考虑键槽影响，有一个键槽，轴径加大5%。

dD15.8(10.05)16.6mm。

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C24.5kN，Cr17.5kN。 2）计算径向支反力

R2R21RAYAZ589.523843.623889NRR222BYRBZ589.521397.421517N 取PR13889N 3）校核轴承寿命

63L10fC10613h60ntfpP2450060286.41.23889 14550h10000h 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

R13889NR21517NLh14550h

实用文档

深沟球轴承（GB/T276-1994），型号6208： 查表得C22.8kN，Cr15.8kN

2）计算径向支反力

11RAyRByFt1179589.5N 2211RAzRBzFr429214.5N

2222R1RAYRAZ589.52214.52627N R1627N R222RBYRBZ589.52214.52627N 取P627N 3）校核轴承寿命

63L10h60nftC6310122800fpP609601.2627 483099h10000h 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d48mm，齿轮轮毂长b56mm，查表2-12-11 (P103)确定键的尺寸为：

b14mm,h9mm,L45mm

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

p100MPa

键的计算长度lLb451431mm，由下式得

4T4127380pdhl4893138MPap100MPa

该键安全。所以选键14×45 GB/T1096-1990。

R2627N

P627N

Lh483099h 实用文档

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

b10mm,h8mm,L45mm

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

100MPa

p键的计算长度lLb451035mm，由下式得

4T4127380p52MPap100MPa

dhl35835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d32mm，联轴器轴孔长b58mm，查表2-12-11 (P103)确定键的尺寸为：

b10mm,h8mm,L50mm

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

100MPa

p键的计算长度lLb501040mm，由下式得

4T439590p15MPap100MPa

dhl32840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：

实用文档

T9550P04.02955040.0Nm n0960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KA1.5

计算转矩

TcKAT1.540.060.0Nm

由表2-14-1(P114)可查得LH2号联轴器就可以满足转矩要 求（Tn315NmTc60.0Nm）。但其轴孔直径（d20~35mm） 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（Tn630NmTc60.0Nm,n5000r/minn960r/min）

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v3.01m/s2m/s，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d32mm，低速轴 外伸轴直径d35mm，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。

参考文献A

[1]陈良玉·2000·机械设计基础·沈阳：东北大学出版社 [2]孙德志·2006·机械设计基础课程设计·北京：科学出版社

A

说明书中未标明“教材”的页码标注，均是参考文献“[1]陈良玉”

标明“教材”的页码标注，均是参考文献“[2]孙德志”，特此 说明。