机械设计基础课程设计ZDD10-C说明书(共22页)

1、机械设计基础课程设计ZDD-10-C PAGE PAGE 21机械设计基础(jch)课程设计说明书题目：胶带(jiodi)输送机传动装置的设计(shj) 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 成 绩： 2013年1月11日目 录 TOC o 1-2 h z u HYPERLINK l _Toc312795669 目 录 PAGEREF _Toc312795669 h 1 HYPERLINK l _Toc312795670 1、设计(shj)任务 PAGEREF _Toc312795670 h 3 HYPERLINK l _Toc312795671 1.1设计(shj)题目 PAGEREF

2、_Toc312795671 h 3 HYPERLINK l _Toc312795672 1.2工作(gngzu)条件 PAGEREF _Toc312795672 h 3 HYPERLINK l _Toc312795673 1.3技术数据 PAGEREF _Toc312795673 h 3 HYPERLINK l _Toc312795674 2、电动机的选择计算 PAGEREF _Toc312795674 h 3 HYPERLINK l _Toc312795675 2.1选择电动机系列 PAGEREF _Toc312795675 h 3 HYPERLINK l _Toc312795676 2.2

3、滚筒转动所需要的有效功率 PAGEREF _Toc312795676 h 3 HYPERLINK l _Toc312795677 2.3选择电动机 PAGEREF _Toc312795677 h 4 HYPERLINK l _Toc312795678 3、传动装置的运动及动力参数计算 PAGEREF _Toc312795678 h 5 HYPERLINK l _Toc312795679 3.1传动比的分配 PAGEREF _Toc312795679 h 5 HYPERLINK l _Toc312795680 3.2各轴功率、转速和转矩的计算 PAGEREF _Toc312795680 h 5

4、HYPERLINK l _Toc312795681 4、传动零件的设计计算 PAGEREF _Toc312795681 h 7 HYPERLINK l _Toc312795682 4.1选择V带的型号 PAGEREF _Toc312795682 h 7 HYPERLINK l _Toc312795683 4.2验算带速 PAGEREF _Toc312795683 h 7 HYPERLINK l _Toc312795684 4.3确定大带轮的标准直径 PAGEREF _Toc312795684 h 7 HYPERLINK l _Toc312795685 4.4确定中心距a 和带长Ld PAGER

5、EF _Toc312795685 h 7 HYPERLINK l _Toc312795686 4.5验算小轮包角1 PAGEREF _Toc312795686 h 8 HYPERLINK l _Toc312795687 4.6计算带的根数 PAGEREF _Toc312795687 h 8 HYPERLINK l _Toc312795688 4.7计算作用在轴上的载荷Fr 和初拉力 F0 PAGEREF _Toc312795688 h 8 HYPERLINK l _Toc312795689 4.8 V带传动的参数 PAGEREF _Toc312795689 h 8 HYPERLINK l _T

6、oc312795690 5、减速器内传动零件的设计计算 PAGEREF _Toc312795690 h 9 HYPERLINK l _Toc312795691 5.1 选择材料 PAGEREF _Toc312795691 h 9 HYPERLINK l _Toc312795692 5.2按齿面接触强度确定中心距 PAGEREF _Toc312795692 h 9 HYPERLINK l _Toc312795693 5.3验算齿面接触疲劳强度 PAGEREF _Toc312795693 h 11 HYPERLINK l _Toc312795694 5.4验算齿根弯曲疲劳强度 PAGEREF _T

7、oc312795694 h 12 HYPERLINK l _Toc312795695 5.5齿轮主要几何参数 PAGEREF _Toc312795695 h 12 HYPERLINK l _Toc312795696 6、轴的设计计算 PAGEREF _Toc312795696 h 13 HYPERLINK l _Toc312795697 6.1高速轴的设计计算 PAGEREF _Toc312795697 h 13 HYPERLINK l _Toc312795698 6.2低速轴的设计计算及联轴器的选择 PAGEREF _Toc312795698 h 13 HYPERLINK l _Toc312

8、795699 7、低速轴的强度(qingd)校核 PAGEREF _Toc312795699 h 14 HYPERLINK l _Toc312795700 8、滚动轴承的选择(xunz)及其寿命验算 PAGEREF _Toc312795700 h 16 HYPERLINK l _Toc312795701 8.1确定(qudng)轴承的承载能力 PAGEREF _Toc312795701 h 16 HYPERLINK l _Toc312795702 8.2计算径向支反力 PAGEREF _Toc312795702 h 16 HYPERLINK l _Toc312795703 8.3求轴承轴向载荷

9、 PAGEREF _Toc312795703 h 16 HYPERLINK l _Toc312795704 8.4寿命校核 PAGEREF _Toc312795704 h 17 HYPERLINK l _Toc312795705 9、键联接的选择和验算 PAGEREF _Toc312795705 h 17 HYPERLINK l _Toc312795706 9.1齿轮处 PAGEREF _Toc312795706 h 17 HYPERLINK l _Toc312795707 9.2外伸处 PAGEREF _Toc312795707 h 17 HYPERLINK l _Toc312795708

10、10、减速器的润滑及密封形式选择 PAGEREF _Toc312795708 h 18 HYPERLINK l _Toc312795709 11、指导参考书 PAGEREF _Toc312795709 h 181、设计任务书1.1设计(shj)题目:胶带(jiodi)输送机传动装置的设计(shj)1.2工作条件(C)工作年限工作班制工作环境载荷性质生产批量151灰尘较少轻微冲击单件1.3技术数据(ZDD-10)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-1015001.62506002、电动机的选择计算2.1选择电动机系列根据工作要求及工作条件应选用

11、三相异步电动机，封闭式结构，电压380伏，Y系列电动机。2.2滚筒转动所需要的有效功率 根据表2-11-1确定各部分的效率:V带传动效率 1 =0.95一对滚动球轴承效率 2 =0.99闭式8级精度齿轮的传动效率 3 =0.97弹性联轴器效率 = 4 * Arabic 4 =0.99滑动轴承传动效率 5 0.97传动滚筒(gntng)效率 6=0.96则总的传动(chundng)总效率 = 1223456 = 0.950.9920.970.990.970.96 = 0.8326 = 0.8326 滚筒(gntng)的转速 所需的电动机的功率 2.3选择电动机查表2-18-1可知可选Y100L2

12、-4或Y132S-6，比较传动比及电动机其他数据， 方案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1Y100L2-43.01500143011.702Y132S-63.010009607.85比较两种方案，方案1的传动比比较大，为使传动装置结构紧凑，选择方案2，决定选电动机Y132S-6型 ，同步转速1000（r/min）。电动机额定功率/（kW）3.0电动机满载转速/(r/min)960堵转转矩/额定转矩2.0电动机轴伸直径D/mm38电动机轴伸长度E/mm80电动机中心高H/mm1323、传动装置的运动及动力(dngl)参数计算 3.1传动比的分配(fn

13、pi)总传动比 根据(gnj)表2-11-1，初定V带传动的i12= 2.5 i12= 2.5则齿轮传动的传动比为：i23=i/i12=7.85/2.5=3.14 i23=3.14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,并且允许有（3-5%）的误差。 3.2各轴功率、转速和转矩的计算1轴：（电动机轴）p1=pr=2.883（kW） n1=960（r/min） T1 =9.55*p1/ n1=9.55*2.883*1000/960=28.68（Nm）2轴： （减速器高速(o s)轴）P2=p1*12= p1*1 =2.883*0.95=2.739（kW）n2=n1/i

14、12=960/2.5=384（r/min）T2=9.55*p2/n2=9.55*2.739*1000/384=68.12（Nm） 3轴：（减速器低速(d s)轴）P3=p2*23=p2*2 *3=2.739*0.99*0.97=2.630（kW）n3=n2/i23=384/3.14=122（r/min）T3=9.55*p3/n3=9.55*2.630*1000/122=205.87（Nm）4轴：（即传动(chundng)滚筒轴）P4=p3*34= p3*2 *4=2.630*0.99*0.99=2.578（kW）n4=n3/i34=122/1=122（r/min）T4=9.55*p4/n4=9

15、.55*2.578*1000/122=201.80（Nm）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12.88396028.68带传动2.50.9522.73938468.12齿轮传动3.140.970.99232.630122205.87联轴器10.990.9942.578122201.804、传动零件的设计计算4.1选择V带的型号因为(yn wi)小轮的转速是960（r/min），班制是1年，载荷(zi h)性质轻微(qngwi)冲击，取Ka=1.2 Ka=1.2PC=KaP1=1.2*2.883=3.4596（kW） PC=3.4596（k

16、W）查书上图10-8，可得选用A型号带，dd1min=75（mm） dd1min=75（mm）查书上表10-4取标准直径即dd1=100（mm） dd1=100（mm）4.2验算带速v=* dd1 *n1 /60*1000=5.03（m/s） v=5.03（m/s）满足4.3确定大带轮的标准直径dd2= i12*dd1 =2.5*100=250（mm） dd2=250（mm）取dd2=250mm，实际传动比i实=dd2/ dd1=2.5 i实=2.5百分差=0 合格4.4确定中心距a和带长LdV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=(0.7-2.0)( dd1

17、+dd2)=245700 （mm）暂取a0=350（mm）相应a0的带基准长度Ld0:Ld0=2*a0 +（/2）*( dd1 +dd2)+(dd2 dd1)2/（4* a0）=1265.85（mm） Ld0=1265.85（mm）查书上表10-2可得，取Ld=1250（mm） Ld=1250（mm）由Ld求实际(shj)的中心距aa=a0+(Ld Ld0)/2 =342（mm） a=342（mm）4.5验算(yn sun)小轮包角1由式1=180-（dd2-dd1）/a*57.3=154.87120符合要求4.6计算(j sun)带的根数z= Pc /(P0 +P0)*K*Kl查图10-7可

18、得，P0=1.0（kW）, P0 =0.10（kW）查表10-6可得，K=0.93 K=0.93查表10-2，KL = 0.93 KL = 0.93代入得z=3.4596/(1.0+0.10)*0.93*0.93=3.63根取z=44.7计算作用在轴上的载荷Fr和初拉力 F0F0为单根带的初拉力，F0=500*Pc/vz*(2.5/K-1)+qv2=500*3.4596/（5.03*4）*(2.5/0.93-1)+0.10*5.032=147.67（N） F0=147.67（N）Fr=2*F0*z*sin（1/2）=2*147.67*4*sin(154.87/2)=1153(N) Fr=115

19、3(N)4.8 V带传动(chundng)的参数选用(xunyng)A型V带13.0（mm）顶宽，节宽11.0（mm）高度(god)8.0（mm），共四根长1250（mm），Fr=1153（N），带轮中心距为342（mm），实际传动比为2.5。5、减速器内传动零件的设计计算5.1 选择材料小齿轮 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N1=60*n2*j*Lh=60*384*1*（10*300*16）=1.11*109 N1=1.11*109N2=N1/i=1.11*109/3.14=3.54*10

20、8 N2=3.54*108查图11-14，ZN1=1.00，ZN2=1.09（允许一定点蚀）由图11-15，ZX1=ZX2=1.0 查图11-13 =570（Mpa） =510（Mpa）取SHmin=1.0 计算许用接触应力因，故取 5.2按齿面接触强度(qingd)确定中心距小轮(xio ln)转矩T2 =68.12（Nm）初取，由表11-5得 ;取，=2.5 =2.5由式（11-17）计算中心(j sun zhn xn)距a取中心距a=140（表2.2-2 R40系列，且在130-160之间）估算模数mn=(0.0070.02)a=0.98-2.8（mm）取标准模数mn=2mm mn=2m

21、m小齿轮齿数：大齿轮齿数：z2=uz1=3.14*33.82=106.19取z1=34，z2=106 z1=34，z2=106实际传动比 传动比误差(wch)a=m*(z2+z2)/2=140（mm） a=140（mm）齿轮(chln)分度圆直径 d1=mz1 =68（mm） d1=68（mm）d2=mz2 =212（mm） d2 =212（mm）圆周(yunzhu)速度 由表11-6，选齿轮精度为8级。5.3验算齿面接触疲劳强度按电机驱动,载荷稍有波动,由表11-3,取KA=1.25 KA=1.25由图11-2（a），按8级精度得Kv=1.05 Kv=1.05齿宽 由图11-3(a)，按b/

22、d1=56/68=0.824考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为对称布置K=1.03 K=1.03由表11-4，得K=1.1 K=1.1载荷系数K=KAKVKK=1.25*1.05*1.03*1.1=1.487 K=1.487由图11-4得： 查图11-6可得， 由式11-16,计算(j sun)齿面接触应力故安全(nqun)5.4验算齿根(ch n)弯曲疲劳强度按z1=34 z2=106由图11-10得YFa1=2.50, YFa2=2.20 YFa1=2.50, YFa2=2.20由图11-11得YSa1=1.63, YSa2=1.81 YSa1=1.63, YSa2=1.81由图11-12得

23、：Y=0.70 Y=0.70由图11-16b，得，由图11-17，得Y=1.0，Y=1.0 Y=1.0，Y=1.0由图11-18 得 Y=Y=1.0 Y=Y=1.0取Y=2，S=1.4由式11-25计算许用弯曲应力，由式11-12 齿根(ch n)弯曲应力故安全(nqun)5.5齿轮主要(zhyo)几何参数 z1=34, z2=106, u=3.14, m=2 （mm）d1=mz1=68（mm） d2=mz2=212（mm）da1=d1+2ha*m=68+2*1*2=72（mm）da2= d21+2ha*m=212+2*1*2=216（mm） df1=d1-2(ha*+c*)m=68-2*(1

24、+0.25)*2=63（mm）df2=d2-2(ha*+c*)m=212-2*(1+0.25)*2=207（mm）齿宽b2 = b =56（mm） b1=b2+(510)=64（mm） 6、轴的设计计算6.1高速轴的设计计算（1）初步估定减速器高速轴外伸段轴径取A=145受键槽(jinco)影响加大4%-5%，取29（mm） 29（mm）（2）确定(qudng)减速器高速轴各段轴径 129mmd2= d1+(58)=（3437）mm，取d2=34mmd3=40mmd4= d3+(13)=（4143）mm，取d4=43mmd5=d3=40mm（3）选择(xunz)高速轴的轴承根据d3=40mm，

25、查表2.4-1，选择轴承的型号为：（GB/T276-1994）-6208 ，其D=80mm，B=18mm。6.2低速轴的设计计算及联轴器的选择（1）初步选定减速器低速轴外伸段直径d=(0.81.0)d电机=(0.81.0) 38=30.438（mm）（2）选择联轴器拟选用弹性联轴器（GB5014-85） 名义转矩T3=205.87（Nm）计算转矩为TC=KT3=1.487205.87=306.13（Nm） TC=306.13（Nm）公称扭矩TN =630（Nm） TC=306.13（Nm）满足(mnz)n=5000（r/min）n=122（r/min）查表2-5-1，其轴孔直径(zhjng)d

26、=3048mm,能满足(mnz)减速器轴径的要求，轴孔长度 L=60（mm）。 L=60（mm）（3）最终确定减速器低速轴外伸段直径,受键槽影响，轴径加大4%5%,，取140mm； 140mm轴外伸段采用圆柱形。（4）确定减速器低速轴各段轴径 140（mm）d2= d1+(58)=4548（mm），取d2=45（mm）d3=50（mm）d4= d3+(13)= 5153（mm），取d4=53mm轴环直径d5=60mm d6=d3=50mm。（5）选择低速轴的轴承根据低速轴d3=50（mm），查表2.4-1，选择轴承的型号为：GB/T276-1994-6210主要参数：D=90（mm）B=20（

27、mm）da=57（mm）Da=83（mm）（6）选择低速轴的轴承盖轴承(zhuchng)外径D=90（mm），螺钉(ludng)直径d3=8（mm），e=1.2 d3=9.6mm(取e=10mm)，e1=e，D1= D-（34）=（8687）mm，取D1=86（mm），D4= D-（1015）=（7580）mm，取D4=76（mm）b=510mm，取b=6（mm）h=(0.81)b=4.86mm，取h=5（mm）。7、低速(d s)轴的强度校核1）作用在齿轮上的作用力：圆周力 轴向力 Fa=0 Fa=0径向力Fr=Fttann =707（N） Fr=707（N）2）支座反力：因L1=L2=L=

28、60（mm） L1=L2=L=60（mm）RAY=RBY=Fr/2=707N/2=353.5（N） RAY=RBY= 353.5（N）RAZ=RBZ=Ft/2=1942N/2=971（N） RAZ=RBZ= 971（N）3）求弯矩：MCY= RAY*L=353.5*0.060=21.21（Nm）MCZ= RAZ*L=971*0.060=58.26（Nm） MCZ= RBZ*L2=971*0.060=58.26（Nm）4)求转矩： T=T3=205.87(Nm)5）求当量(dngling)弯矩：该轴单向工作，转矩按脉动循环应力(yngl)考虑，取=0.6 C点左边(zu bian)： C点右边： D点： 6）校核(xio h)轴的强度由以上(yshng)分析可见，C点的当量(dngling)弯矩最大，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。由45钢（调质处理）查表13-1得查表13-2得。C点轴径 因为有一个键槽。该值小于原设计该点处轴径53（mm），故安全。D点轴径 因为有一个键槽。该值小于原设计该点处轴径40（mm），故安全。8、滚动轴承的选择及其寿命验算选择一对6210深沟球轴承，低速轴轴承校核8.1确定轴承的承