机械设计课程设计WD5B说明书.docx

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机械设计课程设计WD5B说明书

一、设计任务书

1、题目：

WD—2A胶带输送机的传动装置

2、设计数据：

滚筒圆周力

带速

滚筒直径

滚筒长度

F=1900N

V=0.45m/s

D=300mm

L=400mm

3、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年

2班

多灰尘

稍有波动

小批

二．电动机的选择计算

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,封闭式结构，

电压380V，Y系列。

2、选择电动机功率

卷筒所需有效功率PW=F×V/1000=1900×0.45/1000=0.855kwPW=0.855kw

传动装置总效率：

η=η筒×η蜗×η链×η滚承2×η球承×η联

根据表4.2-9确定各部分的效率:

滚筒效率η筒=0.96

蜗杆传动效率η蜗=0.8

链条传动效率η链=0.915

球轴承效率η球承=0.99

滚子轴承效率η滚承=0.98

联轴器效率η联=0.99

则总的传动总效率

η=η=η筒×η蜗×η链×η滚承2×η球承×η联η=0.661

=0.661

所需电动机功率

PR=PW/η=0.855/0.661=1.293kwPR=1.293kw

查表4.12-1:

可选Y90L-4型，额定功率1.5kw，

或选Y100L-6型，额定功率1.5kw

为使传动比小，选Y100L-6型，额定功率1.5kw，

同步转速1000r/min，满载转速n0=940r/min。

..

查表4.12-2知电动机中心高H=100mm,H=100mm

外伸轴段D×E=28mm×60mm.D×E=28mm×60mm

现以同步转速1500r/min和同步转速1000r/min两种方案进行比较由查表4.12-1差得电动机数据计算出的总传动下方案电动机类型额定功率同步转速满载转速总传动比1Y100L1-42.21500142044.652Y112M-62.2100094029.56比较两种方案，为使传动结构紧凑，决定选择用方案2。

电动机型号Y112M-6型额定功率2.2kw同步转速1000r/min满载转速940r/min查表4.12-2:

电动机中心高H=112mm外伸轴段D×E=28

3、分配传动比

滚筒轴转速

nW=60v/（π×D）

=60×0.45/（0.3×π）

=28.648r/min.nW=28.648r/min

传动装置总传动比

i=n0/nW

=940/28.648

=32.812i=32.812

据表4.2-9,取i链=3,则

i蜗=i/i链

=32.812/3

=10.937i蜗=10.937

三、传动装置的运动和动力参数的选择和计算

0轴（电动机轴）:

P0=Pr=1.293kw，

n0=940r/min

T0=9.55×P0/n0=13.14N·m；

1轴（减速器高速轴）:

P1=P0×η联=1.28kw，

n1=n0=940r/min,

T1=9.55×P1/n1=13.00N·m；

2轴（减速器低速轴）:

P2=P1×η蜗×η滚承=1.00kw,

n2=n1/i蜗=85.94r/min，

T2=9.55×P2/n2=111.12N·m;

3轴（传动滚筒轴）:

P3=P2×η链×η滚承=0.758kw，

n3=n2/i链=28.64r/min,

T3=9.55×P3/n3=299.1N·m;

各轴运动及动力参数

轴序号

功率P（kw）

转速n（r/min）

转矩（N.m）

传动形式

传动比

效率η

0

1.293

940

13.14

联轴器

1.0

0.99

Ⅰ

1.28

940

13.00

蜗杆传动

10.937

0.80

Ⅱ

1.00

85.94

111.12

链传动

3

0.915

Ⅲ

0.897

28.64

299.1

Z1=25

Z2=63

p=19.05mm

V=0.63m/s

Lp=106

a=578.93mm

Q=2515.8N

四、传动零件的设计计算

1、滚子链传动

（1）、确定链轮齿数

由i链=3设链速V≤0.6~3m/s取Z1=25

Z2=25×3=75

所以i链=75/25=3

选Z1=25Z2=75

（2）、选定链型号，确定链节矩p

KA=1

KZ=0.73

Kp=1

Po≥KA×KZ×p/Kp=1×0.73×1.27/1=0.9271kw

由n2=85.94r/min

选定链型号为No.12A，p=19.05mm

（3）、验算链速

V=Z1×n1×p/（60×1000）=25×85.94×19.05/（60×1000）=0.63m/s

V=0.68>0.45m/s，链速适宜

（4）、计算链节数与实际中心矩

由a0=30×p=571.5mm

链节数Lp0为

Lp0=2a0/p+（Z1+Z2）/2+（p/a0）×（（Z2－Z1）/2π）2

=2×571.5/19.05+（25+75）/2+（19.06/571.5）×（（75－25）/2π）2

=105.22节，取Lp=106节

确定实际中心矩a0=571.5mm

a=a0+（Lp－Lp0）×P/2

=571.5+（106-105.22）×19.05/2=578.93mm

因此选择　滚子链　12A－1×106GB1243.1－83

（5）、确定润滑方法

由链速V=0.68m/s及链号12A，选油滴润滑

选32号低黏节能通用齿轮油。

（6）、计算对轴的作用力

取KQ=1.5

则Q=1000×KQ×P/V=1000×1.25×1.00/0.68=1838.2N

（7）、计算链轮主要几何尺寸

分度圆直径

d1=p/sin（180o/Z1）=19.05/sin（180o/25）=152.00mm

d2=p/sin（180o/Z2）=19.05/sin（180o/75）=454.91mm

2、

d1=152.00mm

d2=454.91mm

Z1=2

Z2=24

T2=111.12N•mK=1.1

N=2.2896×108

[σH]=188.76MPa

m=6.3

d1=63mm

V2=0.635m/s

蜗杆轮蜗杆的设计计算

（1）、选择材料

蜗杆用45钢，蜗杆螺旋面进行淬火，硬度为45~55HRC。

蜗杆轮用铸锡青铜ZCuSn10Pb1金属模铸造，为节约金属，

轮芯用铸铁HT150.采用齿圈静配式结构。

取涡轮蜗杆材料的许用接触应力、许用弯曲应力

[σH]’=268Mpa[σF]’=56Mpa

（2）、确定蜗杆轮齿数

按i=12，蜗杆头数Z1=2，Z2=iZ1=2×12=24

（3）、按蜗杆轮齿面接触疲劳强度进行设计计算

a）确定作用在蜗杆轮上的转矩T2，按z1=2，η蜗杆=0.80，则：

T2=9.55×106×p2/n2=9.55×106×1.00/85.94=111.12N•m

b）确定载荷系数K

选取使用系数KA=1.0

取载荷分布系Kβ=1.0

涡轮圆周速度v2<3m/s故选动载荷系数Kv=1.1

于是K=KA×Kβ×Kv=1.0×1.0×1.1=1.1

c）确定许用接触应力[σH]

查得[σH]’=268MPa；[σF]’=56Mpa

应力循环次数

N=60×j×n2×Lh=60×1×78.3×10×300×16=2.2896×108

[σH]=[σH]’×（107/N）1/8=268×（107/（2.2896×10））1/8=188.76MPa

d）确定模数m及蜗杆分度圆直径d1

青铜蜗杆轮与钢蜗杆配对时ZE=160MPa1/2，则

m2d1≥9.46K×T2（ZE/（Z2×[σH]））2

=9.46×1.1×154524×（160/（181.20×24））2

m2d1≥2218.02

，取m=6.3d1=63mmm2d1=2500mm3

e）验算蜗杆轮的圆周速度V2

V2=π×m×Z2×n2/（60×1000）

=π×6.3×75×n2/（60×1000）

=0.635m/s<3m/s，

故取Kv=11是合适的。

（4）、分度圆直径d1、d2及中心矩a

蜗杆分度圆直径d1=63mm，

蜗杆轮分度圆直径d2=m×Z2=6.3×24=147.2mm

中心矩a=（d1+d2）/2=（63+147.2）/2=105.1mm，

取实际中心矩a’=105mm，则变为系数x2为

d1=63mm，

d2=147mm

a=105.1mm

a’=105.1mm

x=-0.01

[σF]=30.62MPa

σF=4.30N/mm2

ha1=6.3mm

hf1=7.9mm

h1=14.2mm

d1=63mm

da1=75.6mm

df1=47.25mm

Px=19.78mm

b1=103.37mm

ha2=6.2mm

hf2=7.9mm

h2=14.1mm

d2=147mm

da2=162.4mm

df2=131.2mm

b2=52mm

θ=129°34′95″

de2=170mm

x2=（a’-a）/m=（105-105.1）/6.3=-0.01

（5）、校核蜗杆轮齿根弯曲疲劳强度

按Z2=24，得YFa=2.51

得[σF]’=56N/mm2

则许用弯曲应力为

[σF]=[σF]’×（106/N）1/8=56×（106/（2.2896×10））1/8=30.62MPa

蜗杆分度圆柱导程角

γ=arctan（Z1m/d1）=arctan（24×6.3/63）=11°18′59″，故γ=11.31

得σF=1.53×K×T2×cosγ×YFa/（d1×d2×m）

=1.53×1.1×154526×cos11.31×2.51/（63×147.2×6.3）

=4.30〈[σF]=30.62MPa

蜗杆轮齿根弯曲疲劳强度足够安全。

（6）、蜗杆\蜗杆轮各部分尺寸计算

a）蜗杆

齿顶高ha1=ha*×m=6.3mm

齿根高hf1=（ha*+c*）×m=6.3*（1+0.25）=7.9mm

齿高h1=ha1+hf1=14.2mm

分度圆直径d1=63mm

齿顶圆直径da1=d1+2ha1=75.6mm

齿根圆直径df1=d1-2hf1=47.25mm

蜗杆轴向齿矩Px=π×m=19.78mm

蜗杆齿宽b1=（11+0.06×Z2）×m+25=103.37mm

b）蜗轮

齿顶高ha2=（ha*+x2）×m=6.2mm

齿根高hf2=（ha*+c*-x2）×m=7.9mm

齿高h2=ha2+hf2=14.1mm

分度圆直径d2=2a-d1-2X2m=147mm

齿顶圆直径da2=d2+2ha2=162.4mm

齿根圆直径df2=d2-2hf2=131.2mm

齿宽b2≥0.75da1=47.25mm，取b2=52mm

θ=2arcsin（b2/d1）=2arcsin（52/63）=129°34′95″

蜗轮最大外圆直径de2≤da2+1.5m=173.25mm

取de2=170mm

（7）、热平衡计算

取油的允许温度[t]=80°C，环境空气温度t0=20°C

按自然通风去散热系数kd=16w/（m2·oC）

A≥1000×P1×（1－η）/（kd×（t－t0））

=1000×1.604×（1－0.79）/（16×（80－20））=0.351m2

（8）、精度及齿面粗糙度的选择

由表6-1按V2=0.619m/s取精度等级为8级

标准为8cGB10089—88

A≥0.351m2

Ra1≤3.2μm

Ra2≤3.2μm

ξ=142.03N•min/m

TC=152.96N•mm

蜗杆齿面粗糙度Ra1≤3.2μm

蜗杆轮齿面粗糙度Ra2≤3.2μm

（9）、润滑油的选择及装油量的计算

a）、润滑油牌号的选择

力-速度因子ξ=T2/a3n1=154524/1053×940=142.03N•m/m

由图6-16查得40oC，运动粘度为340mm2/s

再由表6-12选G—N320w蜗杆轮蜗杆油。

b）、装油量的计算

蜗杆浸油深度为（0.75~1.0）h（h为蜗杆的螺牙高或全齿高），

同时油面不能超过蜗杆轴承最低位置滚动体的中心。

五、轴的设计计算

作用于蜗杆轮的圆周力Ft、径向力Fa、轴向力为Fr

减速器低速轴扭矩T2=9.55×P2/n2=152.56N•m

TC=Ft链×d链轮/2

=1000×1.27×152.00/（0.631×2）

=152.96N•mm

QA=1000KQP/v=2515.8N

圆周力Ft=2×T2/d2=2×152.56/（147×10-3）=2017.9N

轴向力Fa=2×T1/d1=2×16.30/（63×10-3）=517.5N

径向力Fr=Fa×tan20o=517.5×tan20o=734.5N

由图可知L1=80.90mmL2=63.1mmL3=63.1mm

QA=2515.8N

Ft=2017.9N

Fa=517.5N

Fr=734.5N

L1=80.90mm

L2=63.1mm

L3=63.1mm

FBX=5137.5N

FDX=-603.8N

FBZ=-656.8N

FDZ=-77.7N

（1）、绘轴的受力简图，求支座反力：

由∑MBX=0，得QA×L1-Ft×L2+FDX×（L2+L3）=0

2515.8×80.9-2017.9×63.1+FDX×（63.1+63.1）=0

FDX=-603.8N

由∑X=0，得QA-FBX+Ft-FDX=0

2515.8-FBX+2017.9+603.8=0

FBX=5137.5N

由∑MBZ=0，得FDZ×（L2+L3）+Fr×L2-Fa×d2/2=0

FDZ×（63.1+63.1）+734.5×63.1-517.5×147/2=0

FDZ=-77.7N

由∑Z=0，得FBZ+Fr+FDZ=0

FBZ+734.5-77.7=0

FBZ=-656.8N

求得支座反力为：

FBX=5137.5NFDX=-603.8N

FBZ=-656.8NFDZ=-77.7N

（2）、作弯矩图：

A、水平面弯矩Mx图：

B点MBX=-QA×L1=-2515.8×80.9=-203.5N•m

C点MDX=FDX×L3=-603.8×63.1=-38.0N•m

B、垂直面弯矩My图：

MCe=-Fa×d2/2=-517.5×147/2=-39.1N•m

MCZ右=FDZ×L3=-77.7×63.1=-4.9N•m

MBX=-203.5N•m

MDX=-38.0N•m

MCe=-39.1N•m

MCZ右=-4.9N·m

MB=207.2N•m

MD=38.3N•m

T=152.56N•m

McaA=91.8N•m

McaB=226.6N•m

C、合成弯矩M图：

MB=（MBX2+MBY2）1/2=（203.52+39.12）1/2=207.2N•m

MD=（MDX2+MDZ2）1/2=（38.02+4.92）1/2=38.3N•m

（3）、作转矩T图：

T=152.56N•m

（4）、作计算弯矩Mca图：

该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，

取a=0.6

A点McaA=（MA2+（α×TC）2）1/2=0.6×152.96=91.8N•m

B点McaB=（MB2+（α×T0）2）1/2=226.6N•m

（5）、校核轴的强度：

由图可知，C点弯矩值最大，A点轴径最小，所以该轴

的危险断面是C点和A点所在剖面，由45钢调质处理

查表8-1得σB=650N/mm2，再由表8-3查得

[σb]－1=60N/mm2

则C点轴径

dC≥（McaB/0.1×[σb]-1）1/3=（McaB/0.1×60）1/3=33.5mm

考虑键槽影响，轴径加大5%

dC=33.5×（1+0.05）=35.2mm

该值小于原设计该点处轴径42mm，安全。

A点轴径

dA≥（McaA/0.1×[σb]-1）1/3=（91.76/0.1×60）1/3=24.7mm

考虑键槽影响，轴径加大5%

dA=30.24×（1+0.05）=26.8mm

该值小于原设计该点处轴径28mm，安全。

（6）、精确校核轴的疲劳强度

由图可知，Ⅰ~Ⅸ剖面均为有应力集中的剖面，均有可能

是危险剖面.其中Ⅰ~Ⅸ剖面计算弯矩相同.Ⅱ剖面与Ⅲ剖

面相比较，只是应力集中影响不同，可取应力集中系数

值较大者计算即可.同理，Ⅵ、Ⅶ剖面承载情况也相近，

可取应力集中系数值较大者计算。

A）、校核Ⅱ、Ⅰ剖面的疲劳强度

Ⅰ剖面因键槽引起的应力集中系数由副表1-1查得：

kσ=1.76，kτ=1.54

Ⅱ剖面因配合引起的应力集中系数由副表1-1查得：

kσ=1.89，kτ=1.46

Ⅱ剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由副表1-1查得：

（D-d）/r=（35-28）/1.5=4.6，r/d=1/40=0.054

kσ=1.82，kτ=1.57

因ⅠⅡ剖面主要受转矩作用，故校核Ⅰ剖面。

Ⅰ剖面产生的扭转剪应力、应力幅、平均应力为

τmax=T/WT=152.96/（0.2×42）=10.3N/mm2

τa=τm=τmax/2=5.15N/mm2

45钢机械性能查表8-1得：

τmax=10.2N/mm2

τa=5.1N/mm2

MⅥ=114.8N•m

TⅥ=152.96N•m

σmax=15.6N/mm2

σa=15.6N/mm2

σm=0

τmax=10.2N/mm2

τσ=5.1N/mm2

Sσ=7.3

Sτ=20.2

σ-1=268N/mm2，τ-1=155N/mm2；

绝对尺寸影响系数由副表1-4查得：

εσ=0.91，ετ=0.89；

表面质量系数由副表1-5查得：

βσ=0.95，βτ=0.95；

查表1-5得ψσ=0.34ψτ=0.21

Ⅰ剖面的安全系数为

S=Sτ=τ-1/（Kτ×τa/（βτ×ετ）+ψτ×τm）

=268（1.57×5.15/（0.95×0.89）+0.21×5.15）

=48.94

取[S]=1.5~1.8，S＞[S]，所以Ⅰ剖面安全。

B）、校核Ⅵ、Ⅶ剖面的疲劳强度

Ⅵ剖面因配合引起的应力集中系数由副表1-1查得：

kσ=1.89，kτ=1.46

Ⅵ剖面因过度圆角引起的应力集中系数由副表1-2查得：

（D-d）/r=（50-42）/2=4，r/d=2/42=0.04

kσ=1.88，kτ=1.57

剖面因键槽引起的应力集中系数由副表1-1查得：

kσ=1.76，kτ=1.54

故应按过度圆角引起的应力集中系数校核Ⅵ剖面。

Ⅵ剖面承受的弯矩和转矩分别为

MⅥ=MA（L1-B/2）/L1=206.4×（63.1-56/2）/63.1=114.8N•m

TⅥ=T=152.96N•m

Ⅵ剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力为

σmax=MⅥ/W=114.8/（0.1×423）=15.6N/mm2

σa=σmax=15.6N/mm2，σm=0

Ⅵ剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为

τmax=TⅥ/WT=152.96/（0.1×423）=10.2N/mm2

τσ=τm=τmax/2=5.1N/mm2

绝对尺寸影响系数由副表1-4查得：

εσ=0.84，ετ=0.78

表面质量系数由副表1-5查得：

βσ=0.95，βτ=0.95；。

Ⅵ剖面的安全系数为

Sσ=σ-1/（Kσ×σa/（βσ×εσ）+ψσ×σm）

=268/（1.89×15.6/（0.95×0.84）+0）=7.3

Sτ=τ-1/（Kτ×τa/（βτ×ετ）+ψτ×τm）

=155/（1.52×5.1/（0.95×0.78）+0.21×5.1）=20.2

S=SσSτ/（Sσ2+Sτ2）1/2=7.3×20.2/（7.32+20.22）1/2=6.8

S＞[S]=1.5~1.8，所以Ⅵ剖面安全。

六、圆锥滚子轴承的选择和寿命计算

1、蜗轮轴轴承

选择圆锥滚子轴承代号为30208d=40mmD=80mm

作用于蜗轮轴的圆周力、径向力、轴向力为：

R1=5172.8N

R2=661.4N

S1=1616.5N

S2=206.7N

A1=161.5N

A2=1099N

P1=9311.4N

P2=3641.3N

L10h=103220h

圆周力Ft=2017.9N

轴向力Fa=517.5N

径向力Fr=734.5N

转速n=940r/min

（1）、计算轴承径向支反力

水平支反力：

FBX=5137.5NFDX=-603.8N

垂直支反力：

FBZ=-656.8NFDZ=-77.7N

合成支反力：

R1=

=

=5172.8N

R2=

=

=661.4N

（2）、计算派生轴向力S

查表9-8，S=R/（2×Y）

查表4.6-3知30208轴承的Y=1.6，C=59800N，e=0.37

S1=R1/（2×Y）=5172.8/（2×1.6）=1616.5N

S2=R2/（2×Y）=661.4/（2×1.6）=206.7N

S1、S2的方向相向。

（3）、求轴承轴向载荷A

由结构知，FA=Fa=517.5N

A1=max（S2+FA，S1）=max（206.7+517.5，1616.5）=161.5N

A2=max（S1-FA，S2）=max（1616.5-517.5，206.7）=1099N

（4）、计算轴承当量载荷P

由A1/R1

由A2/R2>e，查表9-10得X2=0.4，Y2=2

查表9-7，按传动装置查取fd=1.2，根据合成弯矩图

取fm1=fm2=1.5，按P

取值.则

P1=fd×fm1×（X1×R1+Y1×A1）

=1.2×1.5×（1×5172.8+0×161.5）

=9311.4N

P2=fd×fm1×（X2×R2+Y2×A2）

=1.2×1.5×（0.4×661.4+1.6×1099）

=3641.3N

（5）、计算轴承寿命

因为P1>P2，故按P1计算.查表9-4，ft=1.由于是滚子轴承

故寿命系数取值为ε=10/3

L10h=（ft×C/P）10/3×106/（60×n）

=（1×59800/9311.4）10/3×106/（60×79.5）=103220h

由表9-9查得L’10h=25000H，由L10h＞L’10h可知

轴承满足使用要求。

σp=2