机械设计基础课程设计ZDD5B

1、、设计任务书1)设计题目：设计胶带输送机的传动装置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)ZDD-511002.23200500二、电动机的选择计算1)、选择电动机系列根据工作要求及工作条件应选用三相异步电动机，封闭式结构，电压 380伏，Y系列电动机2)、滚筒转动所需要的有效功率 Fv/1000=2.42根据表4.2-9确定各部分的效率:=0.95V带传动效率25一对滚动球轴承效率刀 2=0.99闭式齿轮的传动效率刀 3 =0.97弹性联轴器效率1 4 =0.99滑

2、动轴承传动效率Y 5 =0.97传动滚筒效率刀 6=0.96则总的传动总效率= =41乂刀2刀2Xt3Xt4Xt5Xt6=0.95X 0.99 X 0.99 X0.97 X0.99 :K0.97 X0.96=0.83263).电机的转速131.3需的电动机的功率2.912.91kwPw2.42Pr0.8326及 Y132M2-6现以同步转速为 Y100L2-4型( 1500r/min )( 1000r/min )两种方案比较，传动比i1nOnw1440131.310.96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)总传动比i2蓝瓷7.31;由表2.9-1查得电动

3、机数据,1Y100L2-43.01500143010.962Y132S-63.010009607.31比较两种方案，为使传动装置结构紧凑，决定选用方案2选电动机Y132S-6型，额定功率3.0kw,同步转速 1000r/min,满载转速 960r/min 。同时，由表4.12-2查得电动机中心高 H=132mm外伸轴段 DXE=38mm 80mm三、传动装置的运动及动力参数计算总传动比i典7.31;由表2.2-1得，V带传nw动的i 12= 2.5 ,则齿轮传动的传动比为：i 23=i/i 12=7.31/2.5=2.92此分配的传动比只是初步的，实际的要在传动零件的和尺寸确定后才能确定。并且

4、允许有（3-5%）的误差（二）各轴功率、转速和转矩的计算0轴：（电动机轴）p1=pr=2.88kwn1=960r/minTi =9.55*p 1/ n 1=9.55*2.88*1000/960=28.65Nm1轴：（减速器高速轴）2=p1* 刀 12= 2.88*0.95=2.736kwN2=ni/i i2=960/2.5=384r/minT2=9.55*p 2/n 2=9.55*2.736*1000/384=68.04Nm3 轴：(减速器低速轴)P3=p2* 刀 23=2.736*0.99*0.97=2.627kwN3=n2/i 23=384/4.02=95.5r/minT 3=9.55*2

5、.6278*1000/95.5=262.7Nm4 . 轴：(即传动滚筒轴)N 4=n/i 34=95.5/1=95.5r/minP4=p3* 刀 34=2.627*0.99*0.99=2.57kwT4=9.55*2.57*1000/95.5=257.47Nm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)传动形寸传动比效率T12.8896028.65弹性联4，器1.00.9922.73638468.04齿轮传后J4.020.9732.62795.5262.7带传动2.50.9542.5795.5257.47四、传动零件的设计计算1 .选择V带的型号因为小轮的转速是960

6、r/min ,班制是2年，载荷变动小,取 Ka=1.2;Pc=Ka.R =1.2*2.88=3.456kw查表10-3和课本图10-7,可得选用A型号带，ddlmin二75mm由表10-5,取标准直径 即ddi=100mm2 .验算带速V=3.14* d d1 *n 1 /60*1000=5.024;满足 5m/s <= V<=25-30m/s;3 .确定大带轮的标准直径：Dd2=nJn 2*dd1=960/384*100=250mm;查表10-5,取其标准值4 .确定中心距a和带长Ld:V带的中心距过长会使结构不紧凑，会减低带传动的工作能力；初定中心距 a0,a0=(0.7-2.

7、0)( dd1 +&)=245700 mm取 350mm相应a0的带基准长度Ld0:Ld0=2*a0 +3.14/2 *( dd1 +出)+8 d2 - dd1) 2/4* a0=1265.57 mm;查表10-2可得，取Ld=1250mm;由Ld放过来求实际的中心距a,a =a0 +(Ld - Ld0)/2 =342.5mm (取 343mm5 .验算小轮包角ai,由式 ai =1800-2r;r =arcsin(d d2 - ddi) /2a 可得，_ _0r =arcsin(250 - 100)/2*343 = 12.65ai =1800 -2*12.63 0 =154.74&g

8、t;1200符合要求；6 .计算带的根数；Z =Pc /(P0 +AP0)*Ka*Kl查表可得，P0 =1.0kw, AP0 =0.13kw查表 10.6 可得，Ka =0.926,查表 10.7, Kl = 0.93代入得，z =3.456/(0.13+1.0)*0.926*0.93 =3.55;取4根；7 .计算作用在轴上的载荷Qr和初拉力F0Qr =2 F0 *z *cosr= 2* 148.68 *4*cosr =1160.6N且F0为单根带的初拉力，F0 = 500* Pc/v*z *(2.5/Ka -1 ) +qv2= 148.68N（查表可得，q =0.10kg/m ）验算带的实

9、际传动比，i 实=d d2/d d2 =250/100 =2.5.减速器内传动零件的设计计算;小齿轮 40Cr 钢调质处理齿面硬度250-280HBS大齿轮 zg310-570钢 正火处理 齿面硬度 162-185HBS计算应力循环次数N160n2jLh 60 384_ _ 9（10 300 8 2） 1,11 101.11 109 2.754.02108查图5-17,Zn=1.0 Zn2=1.08 （允许一定点蚀）由式5-29 ,Zxi=ZX2=1.0取 SHmin=1.0Z W=1.0Z LVR=1.0由图5-16b,得由5-28式计算许用接触应力H1-HZN1ZX1 71Q7N/mmfS

10、H minH2 -Zn2Zx2 4752N/mm2SH min因 H2 H1 ,故取 h H2 475.2N / mm22）按齿面接触强度确定中心距小轮转矩不=68044N mm初取 KtZ2 1.1,由表 5-5 得 Ze 188.9.v'N/mm2减速传动，u i 4.02；取a 0.4由图11-7可得，Zh=2.5;由式（5-39）计算中心距a(u 1)3 KT1ZHZEZ,2aU(4.02 1)1483mm3 1.11 68044 2.5 188.92 0.4 4.024488由4.2-10,取中心距a=149mma=150mm估算模数 m=(0.0070.02)a=1.04

11、2.96mm,n=2mm取标准模数m=2mmm小齿轮齿数： 乙 一2a2 149 29.68mn u 12 4.02 1大齿轮齿数：z2=UZ1 = 29.68x4.02 119.311=30,取 Z1=30, Z2=120zZ2=120实际传动比屋t- 120 4.0传动比误差I理 i实i ； 100%I理|4.02 4.04.02100%0.49% 5% ,齿轮分度圆直径d1 mnz1 60mmd2 mn Z2240mm圆周速度 v *4 60-384 1.21m/s60 1036 104由表5-6,取齿轮精度为8级.(3) 验算齿面接触疲劳强度按电机驱动，载荷稍有波动，由表5-3,取K=

12、1.25 由图5-4b,按 8 级精度和 vz1 /100 1.21 30/100 0.363m/s ,得 K=1.04o齿宽 b aa 0.4 149 59.6mm。由图5-7a,按b/d 1=0.99,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得K =1.08 o由表5-4 ,得K =1.1载荷系数 KKaKvK K 1.25 1.04 1.08 1.1 1.54齿顶圆直径*da1 d1 2hamn 64mm*da2 d2 2hamn 244mma1 0.027 30 0.810a2 0.007 120 0.840a a1 a2 1.650查表11-6可得，Z 0.89由式5-39,计算

13、齿面接触应力h ZhZeZ2KTi u 1- 22bd1u2 1.54 68044 4.02 159,6 6024.022.50 1889 0.89一-一，24642N/mm .24752N/mm故安全(4) 验算齿根弯曲疲劳强度按 乙=30,乙=120,由图 5-18b,得 Fimi 290N/mm2, fm 152N/mm2由图 5-19,得 Yni=1.0, Yn2=1.0由式 5-32 , m =2mm<5mm, YX1=YX2 =1.0。取 YsT=2.0, SFmin=1.4由式5-31计算许用弯曲应力Flim1YST,290 22F1YN1YX11.0 1.0 414N /

14、mmSFmin1.4F lim 2YST x, x, 15222F2 YN2YX2 1.0 1.0 217N /mm ,SFmin1.4由图 5-14 得 Yf,i=2.65, Yf,2=2.18由图 5-15 得 YSa1=1.63 , YSa2 = 1.82。由式(5-47 )计算Yb ,0.25C 一 20.75cos b0.7030.7032KT 丫 Y Y 2 1.54 68044F1YFa1"sa1Y2.56 1.63bd1mn596 60 222 85.5SN/mm门 414N/mm故安全。2K22F21YFa1Ysa2Y81.38N/mm217N /mmbd1m(5)

15、 齿轮主要几何参数B°=0,zi=30, z 2=120, u=4.0, m n=2 mm,d二60 mm, d2=240 mm,h a1 = h a2 =2mm,da1=64mm, d2=244 mmdfi=55mm, dk=235 mm, a=150mm齿宽 b2 = b i =59.6mm, b i=b2+(510)=68mm(6) 低速轴上齿轮的主要参数D)=da2-14=230 mmD3 =1.6D4 =91.2 mmC =(0.2-0.3)B = (12-18)mm, 取 16;r = 0.5C;n2 =0.5m = 1.0;D4 = 57mm;五、轴的设计计算（1） 高

16、速轴的设计，联轴器的选择1. 初步估定减速器高速轴外伸段轴径由表8 - 2 ,d A3iP 130 胫736 25.02mm,受键梢影响加V n 3 384大5ad = 28mm（2） 低速轴的设计计算If1 . d A0 3/P 140 I2627 42.26mm,受键梢影响加n n 1 384,轴径加大5% , 取d=45mm。因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。初取联轴器 HL4,公称转矩Tn=1.5 665.38 =998.87 NTc=KT=1250 N- m>T =998.87 N m满足要求取轴伸长d=1122 .选择联轴器拟选用弹性联轴器(GB5014-85)名义转矩

17、T=9550X p =262.7Nm n计算转矩为Tc=KT=1.5X 262.7=394.05N m从表2.5-1可查得，HL3满足Tn > T cn=5000r/min>n=95.5r/min;由表查得，L=112mm;六、轴的强度校核1 .低速轴校核:作用在齿轮上的圆周力Ft3 2189.17Nd4径向力 FrFt tg 218917 tg20 796.8N轴向力 FnFt / cosa 2329.67 Na. 垂直面支反力Mb 0RAy(L1L2) Ft L2 0Ft L2L1L21094.585NY 0RByFtRAy1094.585Nb.水平面支反力Mb 0 得，dRa

18、z(LiL2) Fa FrL202FrL2LiFad-2 L21719.48NZ 0, RBz Fr RAz 2516.28NC点，垂直面内弯矩图MeyRAyL72.2N mC点右M'czRbzL2 116.07N mC点左，Mcz RazLi113.49N ma.合成弯矩图C点右，M'c、MCy CZ 136.69N mC点左，Mc V'MCy MCz 134.51N m(3 ) 作转矩T图T3262.7N m(4 )作当量弯矩图该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力用虑,取 =0.6C点左边MvcMC( Tc)2 207.2N mC点右边MVc MC2(Tc

19、)2208.6N mD点Mvd MDTo2T 157.6N m(5 ) 校核轴的强度 按当量转矩计算轴的直径：(轴的材料选择45号调质钢，查表13-1可得) 由以上分析可见，C点弯矩值最大，而D点轴径最小，所以该轴危险断面是C点和D点所在剖面。查表 8-1 得 B 650N/mm2 查表 8-3 得b i 60N/mm2。C点轴径dC 3,0.1McaC32.56mm该值小于原因为有一个键梢 dC 32.56 (1 0.05) 34.29mm。设计该点处轴径57mm故安全。D点轴径dD3 McaD 29.73mm0.1 b i因为有一个键梢de 29.73 (1 0.05) 31.2mm。该值

20、小于原设计该点处轴径45mm故安全(6)精确校核轴的疲劳强度(a)校核I , n ,m剖面的疲劳强度I剖面因键梢引起的应力集中系数由附表 1-1, 查得 k 1.825, k 1.625II剖面因配合引起的应力集中系数由附表1-1 ,查得 k 1.97, k 1.51所以k 1.825 , k 1.625。因1-1、2-2剖面主要受转矩作用，k起主要作用，故校核1-1剖面。1-1剖面产生的maxT626.7 103Wt0.50 453213.75N/mm2max26.88N / mm 245钢的机械性能查表8-1,得 1268N/mm2,1155N/mm2绝对尺寸影响系数由附表1-4,得 0.

21、81,0.76表面质量系数由附表1-5,得 0.92,0.92查表 1-5,得 0.34,0.211-1剖面安全系数8.691.6250.92 0.766.88 0.21 6.88155取S 1.51.8, S S ,所以1-1剖面安全。b.校核III,IV剖面的疲劳强度III剖面因配合（H7/k6）引起的应力集中系数由附表1-1 ,查得 k 1.97, k 1.51IV剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表1-2 :k 2.099, k 1.845。IV剖面因键梢引起的应力集中系数由附表1-1 ,查得 k 1.825, k 1.625。故应按过渡圆角引起的应力集中系数校核 III剖面。III

22、剖面承受Mc cLiLiB2.36 105 N mm2T 626.7 103 N mIII剖面产生正应力及其应力幅、平均应力为一一一 一 5M 2.36 10max W 0.1 753 . .25.59N / mmIII剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为maxT 262.7 1030.2 75323.12N/mm2max2a m1.56N / mm21-5,由附表1-4,查得 0.810.76,表面质量系数由附表得 0.92,0.920.34 ,0.21,表面质量系数同上.III剖面的安全系数按配合引起的应力集中系数计算,1268k_2.0995.59 0a m 0.92 0.7515.

23、761155k1.845k1.56 0.21 1.56a m 0.92 0.7333.58S S一15.52S2 S2S 1.51.8,所以山剖面安全。其他剖面危险性小，不予校核。七、滚动轴承的选择及其寿命验算低速轴轴承选择一对6208深沟球轴承，低速轴轴承校核:1）、确定轴承的承载能力查表 9-7 ,轴承 6208 的 C0=22800N c=15800N.2）、计算径向支反力Ri、.R2hRV1458.4NR2 , R|HR2V 2744.04N3）、求轴承轴向载荷A1=0A2=2329.67N4）、计算当量动载荷A/Co=2329.67/25000=0.093插值定e2=0.29由 A/R2 =0.849 > 0.29查表 910 X2=0.56, Y2=1.50查表 911,取 fd=1.2 , fm=1.0,