WD6机械设计课程设计说明书解析.docx

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WD6机械设计课程设计说明书解析

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机械设计课程设计

计算说明书

机械工程与自动化学院

2010级机制一班

设计者：

学号：

目录

一、设计任务书2

二．电动机的选择计算2

三、传动装置的运动和动力参数的选择和计算3

四、传动零件的设计计算3

五、轴的设计计算6

六、滚动轴承的选择和寿命计算10

七、键联接的选择和验算13

八、选择联轴器13

九、减速器的润滑及密封形式选择14

十、参考材料14

一、设计任务书

1、题目：

WD—6B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=2000N

V=0.50m/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=2000×0.50/1000=1.0kwPW=1.0kw

传动装置总效率：

η=η筒×η蜗×η链×η承3×η联=0.658η=0.658

其中,按表4.2-9取

滚筒效率η筒=0.96

蜗杆传动效率η蜗=0.82

链条传动效率η链=0.92

圆锥滚子轴承效率η承=0.98

联轴器效率η联=0.99

所需电动机功率PR=PW/η=1.0/0.658=1.520kwPR=1.520kw

查表4.12-1:

选Y100l1-4型。

额定功率2.2kw，同步转速

1500r/min，满载转速n0=1420r/min。

..

查表4.12-2知电动机中心高H=100mm,外伸轴段

D×E=28mm×60mm.D×E=28mm×60mm.

3、分配传动比

滚筒轴转速nW=60v/（π×D）=60×0.50/（0.30×π）=31.85r/min.nW=31.85r/min

传动装置总传动比i=n0/nW=1420/31.85=44.58i=44.58

据表4.2-9,取i链=2,则

i蜗=i/i链=44.58/2=22.29i蜗=22.29

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=1.520kw，n0=1420r/min

T0=9.55×P0/n0=10.22N·m；

1轴（减速器高速轴）:

P1=P0×η联=1.50kw，

n1=n0=1420r/min,

T1=9.55×P1/n1=10.09N·m；

2轴（减速器低速轴）:

P2=P1×η蜗×η承=1.21kw,

n2=n1/i蜗=63.7r/min，

T2=9.55×P2/n2=181.4N·m;

3轴（传动滚筒轴）:

P3=P2×η链×η承=1.09kw，

n3=n2/i链=31.85r/min,

T3=9.55×P3/n3=326.83N·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

1.52

1420

10.22

联轴器

1.0

0.99

Ⅰ

1.50

1420

10.09

蜗杆传动

22.29

0.82

Ⅱ

1.21

63.7

181.4

链传动

2.0

0.92

Ⅲ

1.09

31.85

326.83

四、传动零件的设计计算

1、蜗轮蜗杆的设计计算

（1）、选择材料

蜗杆用45钢，考虑到效率高些，耐磨性好些，蜗杆螺旋面进行表面淬火，硬度为45~55HRC。

蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10Pb1，金属模铸造，为节约贵金属，仅齿圈用贵金属制成，轮芯用铸铁HT200制造。

（2）、确定蜗轮齿数

按i=22.29蜗杆头数Z1=2，Z2=iZ1=44.58。

取Z2=45。

（3）、按蜗轮齿面接触疲劳强度进行设计计算

a）确定作用在蜗轮上的转矩T2，按z1=2,η蜗=0.82，

b）则：

T2=9.55×p2/n2=181.4N·mZ1=2，z2=45

c）确定载荷系数KT2=181.4N·m

由表6-6中选取使用系数KA=1.15，取载荷分布系Kβ=1.3,Kβ=1.3,KA=1.15

由于蜗轮转速为63.7r/min，蜗轮的圆周速度可能较小，Kv=1.05,

（v2〈3m/s〉故选动载荷系数Kv=1.05,于是K=1.57

K=KA×Kβ×Kv=1.57

c）确定许用接触应力[σH]

由表6-7中查得[σH]’=268N/mm2；

应力循环次数

N=60×j×n2×Lh=60×1×63.7×16×300×10=1.83×108N=1.83×108

[σH]=[σH]’×（107/N）1/8=268×（107/（1.83/108））1/8[σH]=186.35N/mm2

=186.35N/mm2[σH]’=268N/mm2；

d）确定模数m及蜗杆分度圆直径d1

青铜蜗轮与钢蜗杆配对时，ZE=160（N/mm2）1/2，有

m2d1≥K×T2×（496/（Z2×[σH]））2=996mm3

由表6-2，取m=5，d1=40mm。

（m2d1=1000mm3）m=5，d1=40mm

e）验算蜗轮的圆周速度V2

V2=π×m×Z2×n2/（60×1000）=0.75m/s<3m/s，V2=0.75m/s

故取Kv=1.05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=40mm,d1=40mm,

蜗轮分度圆直径d2=m×Z2=225mmd2=225mm

中心矩a=（d1+d2）/2=132.5mm，a=132.5mm

取实际中心矩a’=130mm，则蜗轮需变位。

蜗轮的变位系数X2=（a’-a）/m=-0.5

（5）、校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度

由表6-8，按Z2=45，查得YFa=2.06，

由表6-9查得[σF]’=56N/mm2，

则许用弯曲应力为

[σF]=[σF]’×（106/N）1/9=32.16N/mm2[σF]=32.16N/mm2

蜗杆分度圆柱导程角γ，tanγ=Z1×m/d1=0.25，

故γ=16

得σF=1.53×K×T2×cosγ×YFa/（d1×d2×m）σF=19.32N/mm2

=19.32N/mm2〈[σF]=32.16N/mm2

蜗轮齿根弯曲疲劳强度足够。

（6）、蜗杆\蜗轮各部分尺寸计算

a）蜗杆

齿顶高ha1=ha*×m=5mm

齿根高hf1=（ha*+c*）×m=6mm

齿高h1=ha1+hf1=11mm

分度圆直径d1=40mm

齿顶圆直径da1=d1+2ha1=50mm

齿根圆直径df1=d1－2hf1=28mm

蜗杆轴向齿矩Px=π×m=15.7mm

蜗杆齿宽b1=（8+0.06×Z2）×m+25=78.5mm

b）蜗轮

齿顶高ha2=（ha*+x2）×m=2.5mm

齿根高hf2=（ha*+c*－x2）×m=8.5mm

齿高h2=ha2+hf2=11mm

分度圆直径d2=m×Z2=225mm

喉圆直径da2=d2+2ha2=230mm

齿根圆直径df2=df－2hf2=208mm

咽喉母圆半径rg2=a’－da2/2=15mm

齿宽b2≤0.75da1=37.5mm,取b2=40mm

齿宽角θ=2arcsin（b2/d1）=122o

顶圆直径de2≤da2+1.5m=231.5mm。

取de2=232mm

（7）、热平衡计算

a）滑动速度VsVs=V2/sinγ=3.02m/s

b）当量摩擦角φv按Vs=3.02m/s,由表6-10得φv=1o36’

c）传动效率ηη=0.955tanγ/tan（γ+φv）=0.86

d）箱体所需散热面积按自然通风计算取kd=17w/（m2·oC）,

油的工作温度t=80oC,周围空气温度t0=20oC,则

A≥1000×P1×（1－η）/（kd×（t－t0））=0.206m2A≥0.206m2

（8）、精度及齿面粗糙度的选择

由表6-1,按V2=0.75m/s,为一般动力传动,取精度等级

为8级,标准为8cGB10089—88。

蜗杆齿面粗糙度Ra1≤3.2μm，蜗轮齿面粗糙度

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=54.9N·min/mξ=90.2N·min/m

由图6-15查得40oC，运动粘度为220mm2/s，

再由表6-12选G—N220w蜗轮蜗杆油。

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。

2、滚子链传动

（1）、确定链轮齿数

由i=2,设链速V≤0.6~3m/s，选Z1=21，Z2=42。

（2）、选定链型号，确定链节矩p

Po≥KA×KZ×p/Kp=1.06kw

其中由表4-6得KA=1，由图4-12得KZ=0.88，由表4-7

按单排链考虑Kp=1。

由P0=1.06kw及n1=63.7r/min，由图4-10选定链型号为

No.12A，p=19.05mm。

p=19.05mm

（3）、验算链速

V=Z1×n1×p/（60×1000）=0.34m/s，V=0.33m/s

V=0.34<0.6m/s,为低速链传动

因此校核安全系数

S=Q/（KA×Ft）=Q/（KA×1000×P/V）=6.79≥[S],

其中，[S]=4～8；查表，可得Q=31100；KA=1

链速适宜。

（4）、计算链节数与实际中心矩

由a0=50×p=571.5mm，链节数

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

=131.6节,取Lp=132节，确定实际中心矩a0=571.5mm

a=a0+（Lp－Lp0）×P/2=579mma=579mm

因此选择　滚子链　12A－1×88GB1243.1－83。

（5）、确定润滑方法

由链速V=0.34m/s，及链号12A，由图4-15选人工定期

润滑。

（6）、计算对轴的作用力

取KQ=1.2，Q=1000×KQ×P/V=4271NQ=4271N

（7）、计算链轮主要几何尺寸

分度圆直径d1=p/sin（180o/Z1）=103.67mmd1=103.67mm

d2=p/sin（180o/Z2）=206.46mm。

d2=206.46mm

五、轴的设计计算

作用于蜗轮的圆周力、径向力、轴向力为

圆周力Ft=2×T2/d2=1612.44N

轴向力Fa=2×T1/d1=504.5NFa=504.2N

径向力Fr=Fa×tan20o=163.9NFr=163.9N

由图可知L1=85mm，L2=60mm，L3=60mmL1=85mm

（1）、绘轴的受力简图，求支座反力：

L2=60mm

由∑MY=0，得RBY×55L3=55mm

由∑Y=0，得RAx+FBx+FR2=0

由∑MZ=0，得Q×120-FBY×68=0

由∑Z=0，得Q-FAY-FBY=0

求得支座反力为：

FBx=341.6NFAx=-880N

FBy=-2415NFAy=5700N

（2）、作弯矩图：

A、垂直面弯矩Mx图：

C点左边Mcx=Fx×L2=-880×68=59840N·mm

C点右边Mcx=-Fx×L3=-341.6×68=-21392.8N·mm

B、水平面弯矩My图：

Ma=3285×120=394200N·mm

Mc=Ma/2=-197100N·mm

C、合成弯矩M图：

MA=394200N·mm’

MC’=（MCY2+MCx2）1/2=198258N·mm

（3）、作转矩T图：

T=174.98N·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

C点左边McaC=（MC2+（α×TC）2）1/2=224.1N·m

A点McaA=（MA2+（α×T0）2）1/2=407.9N·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≥（McaC/0.1×[σb]-1）1/3=28.8mm

考虑键槽影响，轴径加大5%

dc=28.8×（1+0.05）=30.24mm

该值小于原设计该点处轴径40mm，安全。

A点轴径dA≥（McaA/0.1×[σb]-1）1/3=30.24mm

考虑键槽影响，轴径加大5%

dA=30.24×（1+0.05）=31.75mm

该值小于原设计该点处轴径40mm，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=1.825，kτ=1.625

Ⅱ剖面因配合引起的应力集中系数由副表1-1查得：

kσ=1.825,kτ=1.620

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=（45-40）/1=5，r/d=1/40=0.025，

kσ=1.90，kτ=1.58

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=174.98/（0.2×403）=13.67N/mm2

τa=τm=τmax/2=6.84N/mm2

45钢机械性能查表8-1得：

σ-1=268N/mm2，τ-1=155N/mm2；

绝对尺寸影响系数由副表1-4查得：

εσ=0.84，ετ=0.78；

表面质量系数由副表1-5查得：

βσ=0.92，βτ=0.92；

查表1-5得ψσ=0.34，ψτ=0.21。

Ⅰ剖面的安全系数为

S=Sτ=τ-1/（Kτ×τa/（βτ×ετ）+ψτ×τm）=11.58.

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=1.88,kτ=1.43

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=（50-45）/1=5，r/d=1/45=0.022，

kσ=1.88，kτ=1.43

剖面因键槽引起的应力集中系数由副表1-1查得：

kσ=1.825，kτ=1.625

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=MC（L1-B/2）/L1=354.7N·m

TⅥ=T=174.98N·m

Ⅵ剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力为

σmax=MⅥ/W=36.4N/mm2

σa=σmax=36.4N/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=8.99N/mm2

τσ=τm=τmax/2=4.49N/mm2

绝对尺寸影响系数由副表1-4查得：

εσ=0.77，ετ=0.82，表面质量系数同上。

Ⅵ剖面的安全系数为

Sσ=σ-1/（Kσ×σa/（βσ×εσ）+ψσ×σm）=3.3　　.　　

Sτ=τ-1/（Kτ×τa/（βτ×ετ）+ψτ×τm）=19

S=SσSτ/（Sσ2+Sτ2）1/2=3.25

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、蜗杆轴承

选择圆锥滚子轴承代号为30206d=30mm,D=62mmd=30mm

作用于蜗杆的圆周力、径向力、轴向力为：

D=62mm

圆周力：

Ft=481.2NFt=481.2N

径向力：

Fa=2392.42NFa=2392.42轴向力：

Fr=870.77NFr=870.77N

转速：

n=960r/minn=960r/min

（1）、计算轴承径向支反力：

水平支反力：

由已知条件知RAH=RCH=Ft/2=300.4NRAH=300.4N

（2）、计算派生轴向力S

查表9-12，S=R/（2×Y）

查表9-7，30206轴承的Y=1.6，C=41200N，e=0.37

S1=R1/（2×Y）=93.9NS1=93.9N

S2=R2/（2×Y）=93.9NS2=93.9N

S1、S2的方向相向。

（3）、求轴承轴向载荷AFA=2146N

由结构知，FA=Fa=1651N

A1=max（S2+FA，S1）=1744.6NA1=1744.6N

A2=max（S1-FA，S2）=1556.9NA2=1556.9N

（4）、计算轴承当量载荷P

由A1/RA>e,查表9-10得X1=0.4,Y1=1.6

由A2/RC〉e,查表9-10得X2=0.4,Y2=1.6

查表9-11,按传动装置查取fd=1.2,根据合成弯矩图,

取fm1=fm2=1,按P

取值。

则

P1=fd×fm1×（X1×R1+Y1×A1）=3491.8NP1=3491.8N

（5）、计算轴承寿命

因为P1>P2,故按P1计算.查表9-8,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）=44434hL10h=44434h

由表9-9查得L’10h=25000H，由L10h＞L’10h可知，

轴承满足使用要求。

2、蜗轮轴承寿命计算

蜗轮轴承选用圆锥滚子轴承代号30210

d=50mm,D=90mm。

作用于蜗轮的圆周力、径向力、轴向力为：

圆周力：

Ft=1651N

径向力：

Fa=438.3N

轴向力：

Fr=600.8N

转速：

n=52.83r/min

（1）、计算轴承的径向支反力

水平支反力：

RBH=Ft/2=5700NRDH=Ft/2=2415N

垂直支反力：

RBV=880N,RDV=341.6N

合成支反力：

R1=RB=5767.5N，R2=RD=2439N

（2）、计算派生轴向力S

由表9-12，S=R/（2×Y）。

查表9-7，30210轴承的Y=1.4，C=72200N，e=0.42。

S1=2059.8N

S1=R1/（2×Y）=2059.8N，S2=R2/（2×Y）=871N。

S2=871N

（3）、求轴承的轴向载荷A

由结构知，FA=Fa=438.3N

A1=max（S2+FA，S1）=2059.8N，

A2=max（S1-FA，S2）=1621.5N。

（4）、计算轴承的当量动载荷P

由A1/R1=0.36

由A2/R2=0.66

查表9-11，按传动装置查取fd=1，根据合成弯矩图，

取fm=1.5。

P1=fd×fm×（X1×R1+Y1×A1）=10381.5N

P2=fd×fm×（X2×R2+Y2×A2）=3894.5N

按静强度计算

P=0.5R×YA由P

（5）、计算轴承的寿命

因为P2

由于是滚子轴承,故寿命系数取值为ε=10/3

L10h=（ft×C/P）10/3×1000000/（60×n）=198799hL10h=198799h

由表9-9查得L’10h=25000H，由L10h＞L’10h可知，

轴承满足使用要求。

七、键联接的选择和验算

1、键的选择

（1）、蜗杆轴上的键选择

蜗杆轴的键槽在端部，选择GB1096-79普通平键A型

b×h×l=6×6×28b×h×l=6×6×28

（2）、蜗轮轴上的键选择

蜗轮轴输出端部选择GB1096-79普通平键A型b×h×l=12×8×75b×h×l=12×8×75

蜗轮轴轮部选择GB1096-79普通平键A型b×h×l=16×10×52b×h×l=16×10×52

2、键联接的强度计算

（1）、蜗杆轴端部键

σp=4×T/（d×h×l）=4×8766/（6×6×28）=34.78N·mmσp=34.78N·mm

由于有轻微冲击，取[σp]=125N·mm，σp＜[σp]，满足使用

要求。

（2）蜗轮轴输出端部键

σp=4×T/（d×h×l）=4×174980/（12×8×75）=97N·mmσp=97N·mm

由于为静连接取[σp]=125N·mm，σp＜[σp]，满足使用要求。

（3）、蜗轮轴轮部键

σp=4×T/（d×h×l）=4×174980/（16×10×52）=84.1N·mmσp=84.1N·mm

由于为静连接取[σp]=125N·mm，σp＜[σp]，满足使用要求。

八、选择联轴器

初步估计减速器高速轴外伸段轴径

d=（0.8~1.0）×D=（0.8~1.0）×24=19.4~24.0mm

d≥A0×（P/n）1/3=118~107×（1.657/1420）1/3=11.3~12.4mm

根据传动装置工作条件拟用TL型弹性套柱联轴器

转矩TC=K×T=1.5×11.3=16.95N·mTC=16.95N·m

其中K为工作情况系数取K=1.5;T为联轴器所传递名义

转矩T=8.766N·m

查TL4型联轴器公称转矩Tn=63N·m>TC

许用转速[n]=5700r/mm>n0

轴孔直径dMIN=22mm,dMAX=24mm

取减速器高速轴外伸段轴径d2=22mm,d1=24mm.d2=22mmd1=24mm

九、减速器的润滑及密封形式选择

减速器的润滑采用脂润滑，润滑脂选用ZL-2通用锂基润滑脂GB7324-87。

油标尺M12,材料Q235A。

蜗杆上密封圈选用GB13871-1992型旋转轴唇形密封圈d=28mm。

蜗轮上密封圈选用GB13871-1992型旋转轴唇形密封圈d=45mm。

密封件选用JB/ZQ4606-86型毡圈油封。

十、参考材料

1、《机械设计》，孙志礼、何雪红、何韵君主编，冶金工业出版社，1998.2

2、《机械设计课程设计》，巩云鹏、孙得志、喻子建主