机械设计基础课程设计ZDL3B

1、1、设计任务书1.1设计题目1.2工作条件1.3技术条件2、传动装置总体设计2.1电动机选择2.2分配传动比2.3传动装置的运动和动力参数计算3、传动零件设计计算以及校核3.1减速器以外的传动零件设计计算3.2减速器内部传动零件设计计算4、轴的计算4.1初步确定轴的直径4.2轴的强度校核5、滚动轴承的选择及其寿命验算5.1初选滚动轴承的型号5.2滚动轴承寿命的胶合计算6、键连接选择和验算7、连轴器的选择和验算8、减速器的润滑以及密封形式选择9、参考文献精品文档1.1 设计题目设计胶带传输机的传动装置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

2、题号滚筒圆周 带速滚筒直径滚筒长度力 F(N)v(m/s)D(mm)L(mm)ZDL-316001.6320400传动装置总体设计2.1 电动机的选择2.1.1 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，封闭自扇冷式结构，电压 380 伏， Y 系列电动机2.1.2选择电动机的功率（ 1）卷筒所需有效功率p wFV16001. 62 .56 kw10001000（ 2）传动总效率根据表 4.2-9确定各部分的效率 :弹性联轴器效率1=0.99一对滚动轴承效率2=0.98闭式齿轮的传动效率3=0.97 （8 级）开式滚子链传动效率4=0.92一对滑动轴承的效5=0.97传动滚筒的

3、效率6=0.9621234560 .990.99 20.970 .90 0 .970 .960 .7901pw2.56kw0.7901.精品文档（ 3）所需的电动机的功率pw 2.56KwPr=3.24kwpr3.240.7901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，Y 系列。查表 2.9-1 可选的 Y 系列三相异步电动机Y160M1-8型，额定P04kw ，或选 Y132M2-6型，额定 P04kw 。满足 P0Pr2.1.3确定电动机转速传动滚筒转速60v601.695.5r / minnw0.32D现以同步转速为 Y132S-4 型（ 1500r/m

4、in ） 及 Y132M2-6型（ 1000r/min ）两种方案比较，查得电动机数据方案电动机型额 定 功同 步 转满 载 转电 动 机总 传 动速速号号率(kW)质量 /kg比(r/min)(r/min)1Y160M1-84750720737.542Y132M2-64100096011810.05比较两种方案，方案 2 选用的电动机使总传动比较大。为使传动装置结构紧凑，选用方案 1。电动机型号为 Y160M1-8。由表 2.9-2 查得其主要性能数据列于下表电动机额定功率 P0/kW4电动机满载转速 n0/(r/min)720电动机轴伸直径 D/mm42电动机轴伸长度 E/mm110电动机

5、中心高 H/mm160堵转转矩 / 额定转矩2.0.精品文档2.2分配传动比（ ） 总传动比n07207.541i95.5nw查表 2.2-1 得齿轮传动的传动比为 i12 =3.6则取链传动比i7.542.094i 233.6i122.3 传动装置的运动和动力参数计算2.3.1各轴功率、转速和转矩的计算轴：即电动机的主动轴p 0p r3 . 24 kwn0720r / minT09.55p09.553.24 103n072042.98 N m1 轴： 即减速器的高速轴p 1p 0013 .240 .993 . 21 kwn 1n 0720 r / m ini 01T19.55p13.2110

6、342.58N mn19.55960轴：即减速器的低速轴p2p1123.24 0.99 0.980.973.05 kwn2n1720200 / mini123.6rT29.55P29.55 3.05 103145.64 Nmn2200轴：即传动滚筒轴p3p2233.050.980.922.75 kw.精品文档n3n220095.5/ mini 232.094rT39.55 P39.552.75 103275 N mn395.52.3.2各轴运动及动力参数列表示轴序号功率转速转矩传动形传动比 i效率 P(kw)n(r/min)T(N.m)式03.2572042.98联轴器10.9913.2172

7、042.5823齿轮传动3.60.953.05200145.64链传动2.0940.902.7595.5275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设计链传动1）确定链轮齿数由传动比取小链轮齿数Z1292i 292 2.09424.812 所以取 Z1 =25大链轮齿数Z2iZ 12.09424 .81251 .956 所以取 Z 2 =52实际传动比iZ2522.08Z125i理 i实100% 0.67%ii理2）确定链条节距.精品文档由式 P0K A PK zK p查表得，工况系数 K A1.4小链轮齿数系数K z( Z1 )1.081.3419取双排链，取 K p =1.

8、71.43.05P01.87 kW1.341.7因为 n1200 r/min查表得选链号 No10A，节距 p=15.875计算链长初选a0 =40p=40 15.875=635mm链长L p2 a0z2 z1p ( z2z1 )22 4052 2515.875 (52 25) 2118.96 节p2a0 226352取 L p =120 节所以实际中心距a643验算链速vz1 n1 p25 200 15.875 1.32601000601000V15 m/s适合5）选择润滑方式按 v=1.32m/s, 链号 10A，查图选用滴油润滑。6）作用在轴上的力有效圆周力1000P10003.05NF

9、e2319.6v1.32作用在轴上的力 FQ 1.2Fe1.2 2310 .2 2772.7N7）链轮尺寸及结构分度圆直径d1p15.875mm1800sin 1800126.662sinz125.精品文档15.875262.925mmd11800sin523.2 减速器以内的传动零件设计计算设计齿轮传动1） 材料的选择：小齿轮选用 45#钢，调质处理，齿面硬度 217255HBS，大齿轮选用 45#钢，正火处理，齿面硬度 162217HBS。计算应力循环次数N160n1jL h607201 (10 300 8 2) 2.0736 109N 2N12.07361095.76 1083.6i查图

10、 11-14，Z =1.0 Z=1.05 （允许一定点蚀）由式 11-15N1N2，Z =Z =1.0，X1X2取 SHmin=1.0由图 11-13b ，得H lim 1575MPa ,H lim 2540MPa计算许用接触应力H 1H lim 1 ZN1 ZX 15701.0 1.0575.0MPaSH min1.0H 2H lim 2ZN 2ZX 25401.05 1.0567.0MPaSH min1.0因H 2H1，故取 HH 2567.0N / mm22） 按齿面接触强度确定中心距小轮转矩 T14.26 104 N mm初取 K tZ 2t1.1 ，取 a0.4 ，由表 11-5得

11、Z E 189.8 MPa由图 11-7 得， ZH2.45 ，减速传动， ui 3.6 ;由式（ 5-39 ）计算中心距 a.KT1ZHZEZ Z2at (u1)32 a uH2(3.61)31.1426002.45189.8120.43.6567.0102.13由 4.2-10,取中心距 a=140mm。a=140mm估算模数 m=(0.0070.02)a=0.98 2.8mm,取标准模数 m=2.5mm。m=2.5mm小齿轮齿数： z12a214024.35mu 12.53.61大齿轮齿数：z2=uz = 3.624.3587.65z1取 z1=24， z2=98实际传动比i实z288z

12、13.6724传动比误差i理i 实100%3.6 3.671.94%5% ，ii理100%3.6在允许范围内。齿轮分度圆直径d1 m z12.5 24 60mmd2 m z22.588220mm圆周速度d1 n160 7202.26m / sv103610 460由表 11-6, 取齿轮精度为 8 级 .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 由图 11-2 （ a），按 8 级精度和 vz1 /1002.26 24 / 1000.542m / s ，v。得 K =1.03齿宽 b a a0.4 14056mm 。由图 11-3(a) ，按

13、b/d1=56/60=0.93, 取 K =1.08 。由表 11-4 ，得 K =1.2载荷系数 KK A K v KK1.25 1.031.08 1.2 1.669精品文档1 =24，z2=88.精品文档由图 11-4 ，得1 0.775，2 0.810 ，所以121.585由图 11-6得， Z0.78计算齿面接触应力H2KT1u 1ZHZEZ Zbd2u2.45 189.8 0.78 1.0121.669426003.61344.34MPa H567.0MPa5623.660故在安全范围内。（4）校核齿根弯曲疲劳强度按 Z1=27， Z2=98,由图 11-10得， YFa1 =2.6

14、5 ，YFa 2 =2.21由图 11-11得， Ysa11.59 ， Ysa 2 1.78由图 11-12得， Y0.7由图 11-16 （b），得F lim 1 210N / mm2 ， F lim 2 205N / mm2由图 11-17 ，得 YN1 =1.0 ，Y N 2 =1.0由图 11-18 得,Y X 1 =YX 2=1.0 。取 YST =2.0 ，SF m in =1.4计算齿根许用弯曲应力F 1F lim 1YST YN1YX 121021.01.0300MPaSF min1.4F 2F lim 2YST YN2 YX 220521.01.0292.8N / mm2SF

15、 min1.4F12KT1 YFa1Ysa1Y2 1.66942600 2.65 1.59 0.7bd1 mn50 602.552.01MPaF1300MPa故安全。.精品文档YFa 2YSa252.012.211.78F 2F1 YF1YSa12.651.5948.56MPa292.8MPa故安全。（ 5）齿轮主要几何参数z1=24, z2 =88, u=3.6 ， m=2.5 mm，d1mz12.52460mm, d2mz22.588220 mmda1d12ha m6021.02.565mm,da2d22ha m2202 1.0 2.5 225 mmd f 1d12( hac )m60 2

16、 (1.0 0.25)2.553.75 mmd f 2d22( hac ) m2202(1.00.25)2.5213.75 mma1d2 )140mm( d12b2b56mm , b1=b2+(510)=64mm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初步估定减速器高速轴外伸段轴径根据所选电机d电机42mm, 轴伸长 E110mm则 d=(0.8 1.0)d 电机 =(0.8 1.0) 42=33.6 42mm取 d=35mm。d=35mm2选择联轴器根据传动装置的工作条件你选用弹性柱销联轴器（GB5014-85）。计算转矩 Tc 为Tc = K AT =1.5 5

17、3.1=79.7N.m式中 T联轴器所传递的标称扭矩，.精品文档T=9.55 P =9.55 410353 .1N.mn720K A 工作情况系数，取K A =1.5 。根据 Tc =79.77N.m, 从表 2.5-1 可查的 HL2号联轴器就可以转矩要求（ Tn315N m,TnTc ）。但其轴孔直径（ d=2032mm）不能满足电动机及减速器高速轴轴径的要求。因此重选HL3号联轴器（ Tn630N mTc79.7N m, n5000r / minn720r / min ）。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d A03 P

18、130 3 3.0532.24mmn200取 d=35mm4.2 轴的强度校核计算小齿轮上的作用力转矩 T=146N.m圆周力Ft2T2146000Ft =1327.27 Nd1327.27N220径向力FrFttg1327.27tg20483.09NFr =483.09 N轴向力 FaFttg1327 .27tg 00 NFa =0N（）绘轴的受力简图，求支座反力 .垂直面支反力L1L254mmM B0RAy ( L1L 2 )Ft L 20.精品文档RAyFt L2Ft 1327.27RAY=663.64NL1L22663.642Y0RByFtRAy1327.27663.64 663.64

19、NRBY=663.64N水平面支反力0 得，dM cRAz ( L1L2 )Fa 2Fr L20Fr L2Fad483.0954RAz2RAz =241.55NL1L254241.55N540得：RBzFrRAz483.09241.55241.55RBZ=241.55N(2) 作弯矩图垂直面弯矩 MY 图B 点 ， M cy RAy L4N mmMc=35800N.mm663.54 54 3.58 10Y水平面弯矩 MZ 图C 点右M c右RBZ L21.3 10 4 N mmM c右 =13000N.mmC点左 ,M C左RAz L11.3 104 N mmM c左 =13000N.mm合成

20、弯矩图B 点右 , MCB右223.8104N mmM CB右 =38000N.mmM cyc右B点左, MCB左M c2yM c2左3.8104N mmM CB 左 =38000N.mm（）作转矩T 图d4.264 N mmT =42600N.mmTFt 210（）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 =0.6点左边M ca左M c2左 ( TC )2(3.58 104 )2(0.6 4.26 104 )2ca 左 =45800N.mm4.58104 N mmM.精品文档点右边M ca右M c右2( TC )2(3.8 104 )2( 0.6 4.26

21、104 )24.58104 NmmM ca右 =45800N.mm点M caDM D2To225560N mmMcaD=25560N.mm（）校核轴的强度由以上分析可见， 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 13-1 得B650N / mm2 查表 13-3 得 b 160N / mm2 。C 点轴径MdC 30.1caC3 4.581050.119.7mmb601.精品文档因为有一个键槽 dC19.7(10.05)20.7mm 。该值小于原d c =20.7mm44mm故,安全。M caD3 2556016.21mmD 点轴径 dD 30.1

22、 600.1b 1因为有一个键槽 dC16.21(10.05)17.02mm 。该值小于原设计该点处轴径35mm，故安全。滚动轴承的选择及其寿命验算低速轴轴承1）、选定轴承类型及初定型号深沟球轴承（ GB/T276-94），型号 6208 ：查表得 Cr22.8kNC 0r15.8kN2）、计算径向支反力R122706.4NR=1703.54NRAYRAZ1R2RBY2RBZ2706.4NR2=3913.423N校核轴承寿命101063106L10hft C1 2280060nf p p60 200706.46.510657600h(2830010)103故满足轴承的寿命要求高速轴轴承高速轴承的确定与低速轴承相同，选取深沟球轴承（ GB/T276-96）型号 6208。键联接的选择和验算( 一 ). 减速器大齿轮与低速轴的键联接1）键的材料类型号钢， A 型普通平键2）确定键的尺寸.精品文档b=12mm, h=8mm, L=45mm3）验算键的挤压强度键和轴的材料为钢轮毂材料为铸铁，铸铁的许用力比钢的许用挤压应力低，按铸铁校核键连接的挤压强度。查表的许用挤压应力p53mPa，键的计算长度l=L-b=45-12=33mm由下式得p4T4146