机械设计_ZDL-1-B胶带运输机.

1、GCANGDONG “JIDIAN POLYTECHN【机械产品结构设计实训报告机械工程学院计辅教研室实训项目名称：ZDL-1-B胶带运输机专业：计算机辅助设计与制造班级学号：姓名：指导老师：2018年10月8日装订目录1. 设计任务书31.1设计题目31.2工作条件31.3技术数据32. 传动装置总体设计 32.1电动机的选择 32.2分配传动比52.3传动装置的运动和动力参数计算 53. 传动零件的设计计算 73.1减速器以外的传动零件设计计算 73.2减速器以内的传动零件设计计算 84. 轴的设计计算124.1初步确定轴的直径 124.2轴的强度校核 135. 滚动轴承的选择及其寿命验算

2、 175.1低速轴轴承175.2高速轴轴承176. 键联接的选择和验算186.1减速器大齿轮与低速轴的键联接 186.2小链轮与减速器低速轴轴伸的联接 196.3联轴器与减速器高速轴轴伸的联接 197. 联轴器的选择198. 减速器的润滑及密封形式选择 20参考文献.错误！未定义书签。机械设计课程设计说明25姓名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102多灰尘稍有波动小批1.3技术数据题号滚筒圆周 力 F(N)带速v(m/s)滚筒直径D(mm)滚筒长度L(mm)ZDL-515001.528004002传动装置总体设计

3、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，丫系列。2.1.2选择电动机功率1) 传动滚筒所需有效功率:学院班级学号:PwFv100015001.510002.25 kWPw = 2.25kW2) 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0.99一对滚动轴承的效率2 =0.99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传动装总效率二 0.80632=0.990.990.970.920.970.

4、96=0.80633) 所需的电动机功率：Pr 二 2.61kWp 巴 空 2.61kW0.8063查表2-19-1(P189),可选Y系列三相异步电动机 Y112M-4型，或选丫系列三相异步电动机丫132M1-6型，额定功率均为Po =4.0kW，均满足 P。- Pr 2.1.3确定电动机转速1) 传动滚筒轴工作转速:60v60 1.5二 0.28二 102.3r/ minnw 二 102.3r / min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/mi

5、 n、卄 +、，满载 转速r/mi n电动机 质量kg总传动 比1Y132M-44.0150014406814.082Y132M1-64.01000960849.38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 Y132M1-6同步转速为1000r/min。由表2-19-1 (P189)和表2-18-2(P189)查得主要性能技术数据和安装尺寸：额定功率P/kW4.0满载转速nc/(r/min)960堵载扭矩/额定扭矩2.0电动机外伸轴直径D/mm38电动机外伸轴长度E/mm80电动机中心高H/mm1322.2分配传动比

6、总传动比:.no inw9601023= 9.38据表2-11-1(P90)取链传动比：i23二2.5则齿轮传动的传动比:12&38 =3.752232.52.3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：Po = Pr = 2.61 kWn0 = 960r/mi np2 61T0 =9550 匕=955025.96 N mn09601轴：即减速器高速轴，与电动机轴采用联轴器链接，传动比協=1，查表2-11-1(P107)弹性联轴器的传动效率1 =0.99则：P1 二 P。01 二 2.610.99 二 2.58 kWn0n 一 = 960 r /

7、mini01二 9550 旦 二 9550258 二 25 .70 N mn19602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(P107) 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 =0.96p2 =R 12 =2.580.96 =2.48kWm 960n2-255.86r/mi ni123.752P22 48T2 =9550-二 955092.57 N mn2255.863轴：即传动滚筒轴，动力从2轴到

8、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(P107) 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3二0.92 ,则：23 =0.99 0.92 =0.91R = P2. 23 =2.48 0.91 =2.26kWn2n3 -i23255.862.5= 1023r/mint3 = 9550 碁9550 10ir210.97N m2.3.2各轴运动及动力参数列表轴序号功率PkW转速nr/mi n转矩TN.m传动 形式传动比i效率n02.6196025.96联轴器10.9912.5896025.70齿轮传 动

9、3.7520.9722.48255.8692.57链传动2.50.9232.26102.34210.973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 乙=29 2i = 24 ,因链轮齿数最好为Zi = 25, z2 = 63i链二 2.52奇数，Zi =25 ;大链轮齿数 Z2 = izi = 2.5 24 = 60 ,取,Z2 = 63。实际传动比：i = 22.52z1252）确定链条节距：查电子版机械设计手册得，工况系数 K人=1.4小链轮齿数系数:取单排链，由电子版机械设计手册取Kp=1.0由式P0-器，得Po1.4

10、 2.481.34 1.0= 2.59kW因为山=255.86 r/min ,查电子版机械设计手册，得选链号No12A 节距 p=19.05mm。P =2.59kWp = 19.05mm3）计算链长:初选：a0 = 40 p = 40 19.05= 762mm链长:=2 亜z2Z1 p(z2 -Z1)2p 2 a/2 二=2 40*63 +25 丄 19.05 (63 25、22762 (2兀= 124 .9 节取Lp =126节Zin 2P60 10002525586他帖卫伽怡60 1000Lp =126节4）验算链速：v ： 15m/ s，适合。5）选择润滑方式：按v =2.031m/s,

11、链号12A,查电子版机械设计手册选用滴 油润滑。6）作用在轴上的力：有效圆周力：Fe1000 Pv1000 2.482.031= 1221N作用在轴上的力:Fq ： 1.2Fe =1.2 1221 “465.2N7）链轮尺寸及结构:分度圆直径d1sin180019.050 二 151.995mm .180sin25d2.180sinZ219.050 =382.178mm .180sin63Fe 二 1221NFq : 1465.2 Ndi = 151.995mmd2 二 382.178mm3.2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

12、度220250HBS 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 =60n1 jL60 960 1 (10 300 8 2 2.76 109N22.76 1093.752= 7.36 108查机械设计手册，（允许一定点蚀）取ZN1 =0.93， ZN2 1.01。由机械设计手册，得ZX1=Zx2 =1.0 0取SHmin =1.0，由机械设计手册，得匚 H lim 1 = 567MPa，匚 Hlim2 = 517MPa许用接触应力：H lim 1ShminZN1ZX1二567 0.93 1.0 =527.3MPa1.0J Hlim2 -7ZNSH minX

13、2= 517 1.01 1.0 =522.17MPa1.0t J - 522.17MPa因 tH 2 ： Lh 1,故取 JH I - !-h 2 =522.17MPa2）按齿面接触强度确定中心距：小轮转矩 T1 = 25700N mm，初取 Kt Z； =1.1，取 = 0.4， 由表11-5（教材P181）得：ZE =1898、MPa由图 11-7(教材 P181)得：Zh =2.5由式(11-17)(教材 P182)因为是减速传动，u = i =3.752，计算中心距：at -(u 1)3 KT12aU1.1 25700珂3752 1)3 2 0.4 3.7522.5I89.8 $522

14、.17=94.14mma = 160mm查表2-11-2（P90）,在R40系列中取中心距a=140mm。 估算模数：m= 0.0070.02a 二 0.007 0.02140 = 1.12 3.20mmm = 3.5mm取标准模数m=3.0mm确定齿数：小齿轮齿数:Z12am(u 1)2 1603 (3.7521)= 22.45大齿轮齿数：zuz 3.752 22.45=84.23取 z =22 ,z2 =84。Zi = 22， Z2 = 84实际传动比:Z2I实二一Zi84 =3.81822i 齿二 3.818传动比误差:|3.752 3.818| 00% = 00% = 1.75%，I

15、理3.752口 ：5%，在允许范围内。齿轮分度圆直径：d1 = mnz1 =3.0 22 = 66mmd2 二 mnz2 二 3.0 84 二 252mm圆周速度：v = 3.01m/ sd1 n1二 60 960v 343.01m / s60 10 6 10由机械设计手册，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 22/100 =0.66m/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

16、11-3(a)(教材 P177)，按 b/d1 =56/66 =0.85，考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为对称布置得：K ： = 1.04由机械设计手册，得：K：，1.2K =1.73载荷系数：K 二 KaKvQK：. =1.25 1.11 1.04 1.2 = 1.73计算齿面接触应力：由机械设计手册，得；叮=0.816 ,； 一2 = 0.832，所以: -1 2 1 .648由=0，机械设计手册得:Z .=0.88齿面接触应力:2KT； u 1-H =ZhZeZ2“bd12u=25 低8 0.88 .56 6$= 2926MPa為H 】=52217MPa2 173 25700 3752

17、13.752-H =292.6MPa故在安全范围内。4）校核齿根弯曲疲劳强度:按 z 22， Z2 =84由机械设计手册得:YFa1 = 2.53， YFa2 = 2.20由机械设计手册得,Ysa1 = 1.635，Ysa2 =80由机械设计手册得,Y - 0.70 (二-1.648)由机械设计手册，得,2 2二Fiim1 =204N/mm ， - Flim213N / mm由机械设计手册，得，YN1 =1.0，Yn2=1.0由机械设计手册，丫X1 =Yx2 =1.0取Yst =2.0，YFmin =1.4，由机械设计手册计算许 用弯曲应力：LF1 =291MPatF2 -304MPaJF1

18、F|im1YsT yn1yx1 =204 2 1.0 1.0=291MPaSFmin1.4!-f Flim2YsTYN2YX213 2 1.0 1.0=304MPaSFmin1.42KT1bdYsalY2 仃3 25700 2.53 1.635 0.7056 66 3F1 = 23.2MPa故安全。= 23.2MPa ： !.-FJ=291MPaF2 =22.2MPaYf=23.2 迴迴YFaMa12.53 1.635= 22.2MPa :匸F2 = 304MPa故安全。5）齿轮主要几何参数:z 22 , z2 = 84 , u = 3.752 , m = 3mmd1 = mz1 = 3 22

19、 = 66 mmd2 二 m =3 84 = 252mmda1 = * 2ham = 66 2 1.0 3 = 72mmda2 =d2 2ham =252 2 1.0 3=258mmdf1 = d1 2(ha c )m = 66 2(1.0 0.25) 3 = 58.5mmdf2 =d2 -2(ha c )m =252-2(1.0 0.25) 3 = 244.5mm11a d1 d266252 = 159mm22齿宽 b2 二 b = 56mm，取 d = b25 10 二 64mm4. 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

20、选电机d电机二D = 38mm，则d 二 0.81.0 d电机二 0.81.038 =30.438mm2）选择联轴器：联轴器所传递的标称扭矩：p2 61T =9550 0 =955025.96N mn0960根据传动装置的工作条件拟选用弹性柱销联轴器(GB/T4323-2002)查表2-14-2(教材P137)，取工作情况系数 K1.5计算转矩Tc = K aT =1.5 25.96 = 38.94N m由表2-14-1(P137)可查得LH2号联轴器就可以满足转矩要求(=315N m Tc =38.94N m)。但其轴孔直径(2035mm)不能满足电动机及减速器高速轴轴径的要求。因此重选LT

21、6号d = 32mm联轴器(Tn =250N m Tc =82.1N m, h3300r/ 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PT/ 2 48d_A0 3 2(110 160) 3(23.5 34.1)mm n2 255.86d0 二 30mmdi = 38mmd2 = 40mm取 d0 = 30mmd 30 40 mm取d1 = 38mm (按标准密封圈尺寸取值)d2 d1,根据轴承取标准值，取d2=40mm查表2-13-1(P106)，

22、选6209型号的深沟球轴承。轴承型号为 6208 GB/T272-19934.2轴的强度校核4.2.1计算大齿轮上的作用力转矩 T = 92570 N mm圆周力Ft空二士=735Nd 252= 735N机械设计课程设计说明27姓名径向力 Fr 卢 的= 735 tan20=267Ncos Pcos0轴向力 Fa 二 Ft tan - 735 tanO 二 ON4.2.2绘轴的受力简图，求支座反力-AT Fq51500N39590T2330017410084600SI 200C（S）耳A1）垂直面支座反力L2 = L3 = 53.5mm据ZM b =0，得-RAy(L

23、2 L3) Ft LOR - FtL3氐乙L3Ft211792-589.5NFr =267NFa =0NL2 = L3 = 53.5mmRAy =589.5N据-丫 - 0，得Ft L3L2 L311792= 589.5NRAy =589.5N2学院班级学号:2）水平面支座反力L1 = 85.5mmLi = 85.5mm机械设计课程设计说明39姓名学院班级学号:Raz =38436 NRBz = -1397.4NM Ay = 0N mmM Cy 0.315 105N mmM Az51.725 10 N mmMCz0.748 105N mmM a =51.725 10 N mmMc 二0.812

24、 105N mm据1M B =0，得d-RazJ L3） - Fa - FL Fq（LiL2 L3） = 02Fr L3FQ （L1L2L3）429 53.5 2017.2 （535 535 85.5） “ “=38436N535 十 53.5据ZZ =0，得RBz=Fr +FQ -RAz =429+2017.2-38436 = -13974N受力简图如图（b）4.2.3作弯矩图1）垂直面弯矩M图A点M Ay = 0N mmC点M Cy = RAyL3 = 589.5 53.5 = 0.315 105 N mm垂直面弯矩图如图（c）2）水平面弯矩M图A点M Az hFqJ =2017.2 85

25、.5=1.725 105 N mmC点M C = Fq L1 L2 - Raz L2= 2017.285.5 53.5 - 3843.6 53.5=0.748 105 N mm水平面弯矩图如图（d）3）合成弯矩图A点/225MAy 泊 az =1.725 10 N mmC点22cMe =；Mcy+Mcz =0.8120 N mm合成弯矩图如图(e)424作转矩图plT 二 Ft d = 39590N mm2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m.mCT)2D点M = JmD +(aT)2 =aT =0.6x3959057238 10 N

26、 mmA点M：a= ；mA (T)2 = ；(1.725 105)2 (0.6 3959C)2= 1.741 105N mmC 点左M =、；mC +(町)2 =J(0.812I05)2+(0.6 汉 39590)25= 0.846 10 N mmC点右M$ =、；MC +(gT)2 =p(0.812x105)2 =0.812x105N 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)得匚b =650MPaT = 39590 N mmM D 二50.238 10

27、 N mmM A 51.741 10 N mmM C =50.846 10 N mmMe 二0.812 105N mm查表 13-2（教材 P224）得JL =60MPadAi53 1.741 100.1 60A点轴径 =30.7 mm该值小于原设计该点处轴的直径 45mm安全 C点轴径考虑键槽影响，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 d-3 0.1 6023800=15.8mm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

28、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/T272-1993),型号6208： 查表得 C =28.5kN，Cr =21.5kN。2) 计算径向支反力R =3889NR2 =1517NLh 二 14834h& =衆：丫 RAz =589.52 3843.62 =3889NR2 = Jr；y R；z = ;；589.52 1397.42 =1517 N取 P = R =3889N3) 校核轴承寿命6hH310.J 十 28500、x |60 汉 255.9 i1.2 汉 3889 丿=14834h10000h故满足轴承的寿命要求

29、。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/T272-1993),型号6208:查表得 C =22.8kN , Cr =15.8kN2)计算径向支反力11Ra-RByFt1179 =589.5N11Raz = RbzFr429 = 214.5N22R = JrAy+RAz= J589.52 +214.52 = 627 NR2 二 rBy rBz 二 589.52 214.52 =627N3）取 P =627N校核轴承寿命Lh106=X60 960、31 22800J.2X627 丿R =627NR2 二 627NP =627NLh = 483099h=483099h1000

30、0h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 二 45mm3）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S ooMPa键的计算长度I = L-b=45-14 = 31mm，由下式得cp4TdhI4 12738048 9 31= 38MPa ：-100MPa该键安全。所以选键14X 45 GB/T1096-19906.2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 =30mm，链轮轮毂长b =54mm，查表2-12-11 （P103）确定键的尺寸为：b = 10mm, h 二 8mm, L 二 45mm3）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J-100MPa键的计算长度I二L b =4