机械设计学习基础课程规划设计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-H-h、击带速滚筒直滚筒长周力v(m/s)径度F(N)D(mm)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，圭寸闭式结构，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：n 1 =0.95一对滚动球轴承效率n 2 =0.99闭式齿轮的传动效率n 3 =0.97弹性联轴器效率n 4 =0.99

2、滑动轴承传动效率n 5 = 0.97传动滚筒效率n 6=0.96则总的传动总效率X n 3 X n 4 X n 5 x n 6=0.95X 0.99 X 0.99 X 0.97 X 0.99 X 0.97 X 0.96=0.83263).电机的转速131.3需的电动机的功率2.91pF2.42= 291kwn0.8326V带传动效率i2n0一十器"31;由表2.9-1查得电动机数据,现以同步转速为 Y100L2-4型(1500r/min ) 及Y132M2-6nw 131.3型(1000r/min )两种方案比较，传动比=匹二1440 =10.96同步转满载转电动机额定功速速总传型号

3、率(kW)(r/mi n(r/mi n动比)方案号1Y100L2-43.01500143010.962Y132S-63.010009607.31选电动机Y132S-6型，额定功率3.0kw,同步转比较两种方案，为使传动装置结构紧凑，决定选用方案 2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 D X E=38mm 80mm三、传动装置的运动及动力参数计算总传动比i =匹=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

4、步的，实际的要在传动零件的和尺寸确定后才能确定。并且允许有（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/minT1 =9.55*p 1/ n 1=9.55*2.88*1000/960=28.65Nm1轴：（减速器高速轴）P2二P1* n 12= 2.88*0.95=2.736kw2二ni/i i2=960/2.5=384r/min2=9.55*p 2/n 2=9.55*2.736*1000/384=68.04Nm轴：（减速器低速轴）3=P2* n 23=2.736*0.99*0.97=2.627kw3=n2/i 23=384/4.

5、02=95.5r/min3=9.55*2.6278*1000/95.5=262.7Nm4.轴：（即传动滚筒轴）4=n3/i 34=95.5/1=95.5r/min4=P3* n 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转速转矩P(kw)n(r/mi n)(N.m)12.8896028.6522.73638468.0432.62795.5262.742.5795.5257.47传动形式传动比效率n弹性联轴器1.00.99齿轮传动4.020.97带传动2.50.95四、传动零件的设计计算1. 选择V

6、带的型号 因为小轮的转速是960r/min，班制是2年，载荷变动小, 取 Ka=1.2;P C二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，dd1min=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：Dd2二m/n 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

7、定中心距 a0,a0=(0.7-2.0)( d d1 +dd1)=245700 mm取 350mm 相应a0的带基准长度Ld0:Ld0=2*a0 +3.14/2 *( d d1 +dd1)+(d 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a,由式 ai =180 0-2r;r =arcs in(dd2 ddj /2a可得,r 二arcsi n(250 - 100)/2*343 = 12.65a1 =1800 -2*12.

8、63 0 =154.74>1200符合要求;6.计算带的根数;Pc /(P0 +八P0 )*Ka*KI查表可得，P0 =1.0kw,八P0 =0.13kw查表 10.6 可得，Ka =0.926,查表 10.7 , KI = 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* P c/v*z *(2.5/Ka -1 ) +qv= 148.68N（查表可得，q =0.10

9、kg/m）验算带的实际传动比,i 实二dd2/dd2 =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Nj =6 On 2jLh =60x384x1x(10x300x8x2) =1.11x109N2iQN11.11x10Q8= 2.75x10 4.02查图5-17 ,Zn1=1.0 Z n2=1.08 (允许一定点蚀)由式5-29，Zxi=Z<2=1.0 ，SHmin=1.0Z W=1.0 ZLVR=1.0由图5-16b，得由5-28式

10、计算许用接触应力SH mintHHim1ZNiZx710i7N/mm'SH mintH2 kHZN2Zx2 =4752N/mm因&H2 < 打1 ,故取 bH = tH J=475.2N/mm22）按齿面接触强度确定中心距小轮转矩Ti=68044N mm初取 Kt Z； =1.1，由表 5-5 得 Ze =188.9.Jn/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aa >(u +1)3|kTi (ZhZeZ J怦U= (4.02+1)严更竺2竺遊=1483mm2x0.4x4.021

11、4488 丿由4.2-10,取中心距a=149mma=150mmn=2mm小齿轮齿数:Z12a2x149mn(u +1)2x(4.02 十厂29,68大齿轮齿数:Z2=UZ1 = 29.68x4.02 = 119.31取 Z1=30, Z2=1201=30,Z2=120实际传动比i实Z2空=4.030估算模数 m=(0.0070.02)a=1.04 2.96mm,取标准模数m=2mm传动比误差i理一 i实X100% =寸伽“49%®，齿轮分度圆直径d1 =mnZ1= 60mmd2 =mnZ2=240mm圆周速度V 60X103冗 FZ384 =1.21m/s6咒104由表5-6,取齿

12、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=1.25由图5-4b,按 8 级精度和 vz1 /100 =1.21x30/100 =0.363m/s ,得 Kz=1.04。齿宽 b =%a = 0.4x149 = 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 Ko =1.08。由表 5-4，得 Ka =1.1载荷系数 K =KAKvKpKa = 1-25x1.04x1.08x1.1 =1.54齿顶圆直径dad2ham64mm da2 =d2 +2hamn =244mmEa1 =0.02730=0.81

13、0=0.007120=0.840Eg = ®a1 +3 2 二1.650查表11-6可得，Z厂0.89由式5-39,计算齿面接触应力bH =ZhZeZ=250咒1889天0.89 咒1( bd12 u:兰1竺警:沖=4642N/mm2.kH =4752N/mm2* 59.6X604.02故安全。(4) 验算齿根弯曲疲劳强度按 乙=30,乙=120,由图 5-18b，得 bFiim1 =290N/mm2 , 尸| 2 =152N/mm2由图 5-19，得 YN1=1.0, YN2=1.0由式 5-32 , m,=2mmv5m故 YX1= Yx2 =1.0。取 Yst=2.0 , SFm

14、in=1.4由式5-31计算许用弯曲应力升 lim1YST 丫 丫丫N1丫X1SF min290x 22=X1.0X1.0 =414N/mm21.4k = bFiim2YsT Yn2Yx2 二152%2冥 1.0%1.0 =217N/mm2 ,Sf min1 .4由图 5-14 得 YFal=2.65 , YFa2=2.18由图 5-15 得 YSa1=1.63 , YSa2 = 1.82。由式(5-47 )计算丫卩，Y0.25 +O.7®20.7032KT2X1.54X68044Of1 =YFaYY 二x256x1.63<0.703bdmn596咒60><2=85

15、.59N/mm < tFJ=414N/ mnn 故安全。crF2KT1 YFa1Ysa2Yg =81.38N/mm2 V217N/mm2 bd1m安全。(5) 齿轮主要几何参数乙=30, z 2=120, u=4.0, m n=2 mm, (3 0=0,d1=60 mm, d2=240 mm,h a1 = h a2 =2mm,da1=64mm, 2=244 mmdf1=55mm, d2=235 mm, a=150mm齿宽 b2 = b 1 =59.6mm, b 1=b2+(510)=68mm(6)低速轴上齿轮的主要参数D)=ck2-14=230 mmD3 =1.6D 4 =91.2 mm

16、C =(0.2-0.3)B = (12-18)mm, 取 16;r = 0.5C;n2 =0.5m = 1.0;D4 = 57mm;五、轴的设计计算高速轴的设计，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,心片130詁嚎 沁叽受键槽影响加大5取小=28mm低速轴的设计计算宀。1叭眯F.26mm,受键槽影响加 ,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 x 665.38 =998.87 NTc=KT=1250 N m>T =998.87 N - m满足要求取轴伸长d=112 2.选择联轴器 拟选用

17、弹性联轴器(GB5014-85)名义转矩 T=9550X £ =262.7Nmn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/mi n>n=95.5r/mi n;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F,=訐2189.仆径向力轴向力a. 垂直面支反力Fn = Ft /cosa =2329.67NUMb =0-RAy(L1 D + Ft L0Fr =Ft tga =218917Mg20° = 796.8NRa-=1094-585N工丫 =

18、0RBy =Ft -RAy =1094.585N+b.水平面支反力KM B = 0 得，pl-RazFa-" =0FrL2 -FadRaz = =-1719.48NL1 +L2HZ =0 , Rbz =Fr -Raz =2516.28Nc点，垂直面内弯矩图M Cy = RAyLi = 72.2N mC 点右M'ez = RbzL2 =116.07NC点左， Mcz =RazL1 =113.49Na.合成弯矩图C点右，M 'c =jMCy +Mcz =136.69NC点左，Me 斗mCy + Mcz =13451N，m作转矩T图Ts =262.7N m(4)作当量弯矩图

19、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 =0.6C点左边Mvc =JmC +(otTc )2 =207.2N、mC点右边M；c = Jmc2 +(aTc)2 =208.6N rnMvd =mD +町02 "T =157.6N m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 bB =650N/mm2 查表 8-3 得匕扛=60N /mm2。c点轴径de >3 Me"= 32.56mmy0.b b因为有一个键槽

20、de =32.56"1 +0.05) = 34.29mm。该值小于原设计该点处轴径57mm故安全。D点轴径 dp >3* McaD = 29.73mm>38¥ 0.1 kb L因为有一个键槽de =29.73x(1+0.05) = 31.2mm。该值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剖面因键槽引起的应力集中系数由附表查得 G =1.825 , 5 =1.625n剖面因配合引起的应力集中系数由附表 查得 kb=1.97 ,心=1.51剖面主要受转矩作所以 kb =1.825 , 心=1.625

21、。因 1-1、2-2用，心起主要作用，故校核1-1剖面。1-1剖面产生的Tmax =T 626.7 X103W0.50 咒 453 13.75N/mmJ "m =邑=6.88N/mm2245钢的机械性能查表8-1 ,得 b4=268N/mm2 ,4=155N/mm2绝对尺寸影响系数由附表1-4，得备= 0.81，叫=0.76表面质量系数由附表1-5，得Pb = 0.92 ,打=0.92查表 1-5，得 =0.34 ,=0.211-1剖面安全系数S =S_ =I kI T+ tp TT T1551.625 X 6.88+0.21x6.880.92X 0.76= 8.69取©

22、= 1.51.8 , SaS，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 =1.97，心=1.51IV剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表1-2 :kb =2.099，心=1.845。IV剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1， 查得 G =1.825 , 5 =1.625。故应按过渡圆角引起的应力集中系数校核III剖面。III剖面承受MrB、Lj -3 =236x105N mm L I 2丿T =626.7X1O3N 师III剖面产生正应力及其应力幅、平均应力为M2.36X1052W O.V753 =5.59

23、N/mm2a = bmax = 5.59 N / mmbm =0III剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为TmaxT262.7 X103W0.2 咒 753 -3.12N/mmSax/2=1.56N / mm2由附表1-4,查得吩= 0.81 m = 0.76,表面质量系数由附表1-5，得耳=0.92,斥=0.92®b=0.34，申T = 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,J268=15.76b k2 0992 6 +申斗 2.099天 559 + 0a m 0.92x0.75S厂=_155=3358兀 k1 845Z T X1.56

24、+ 0.21x1.56Ps a "0.92x0.73T TSa S = 1.51.8,所以III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 Co=228OON c=15800N.2）、计算径向支反力尺=JRh + RV =1458.4NR2 = JR；h +R2V =2744.04N3）、求轴承轴向载荷A1=0A 2=2329.67N4）、计算当量动载荷A/C0=2329.67/25OOO=O.O93插值定e2=O.29 由 A/R2 =O.849O.29 查表 9 1O X2=O.56 , Y2=1.5O查表 911,取 fd=1.2