机械设计基础课程设计说明书

机械设计课程设计说明书材料与冶金学院2007年7月12日一、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带速滚筒直径滚筒长度力F(N)v(m/s)D(mm)L(mm)ZDD-712002.0400500二、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p10001000FV12002.02.4kww根据表4.2-9确定各局部的效率:η=0.951V带传动效率η=0.99一对滚动轴承效率闭式齿轮的传动效率弹性联轴器效率滑动轴承传动效率2η=0.973η=0.994η＝0.975η=0.966传动滚筒效率那么总的传动总效率η=η×ηη×η×η×η×η1223456=0.95×0.99×0.99×0.97×0.99×0.97×0.96=0.83263).电机的转速n60v6002..4095.5r/minDw所需的电动机的功率pw2.4pr2.88kw0.8326现以同步转速为Y132S-4型〔1500r/min〕及Y132M2-6型〔1000r/min〕两种方案比拟，由[2]表4.12-1查得电动机数据，同步转满载转方案电动机型额定功号号率(kW)(r/min)(r/min)总传动比速速1Y132S-43.01500143014.972Y132S-63.0100096010.05比拟两种方案，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D×E=38mm×80mm。三、传动装置的运动及动力参数计算总传动比i=n/n=10.05;由表2.2-1得，V带传动的i=2.5，那么齿轮传动120w的传动比为：i=i/i=10.05/2.5=4.0223此分配的传动比12只是初步的，实际的要在传动零件的参数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1．1轴：〔电动机轴〕p=p=2.88kw1rn=960r/min1T=9.55*p/n=9.55*2.88*1000/960=28.65Nm1112轴：〔减速器高速轴〕η=12P=p*2.88*0.95=2.736kw12N=n/i=960/2.5=384r/min2112T=9.55*p/n=9.55*2.736*1000/384=68.04Nm2223轴：〔减速器低速轴〕η=2.736*0.99*0.97=2.627kw23P=p*23N=3n/i=384/4.02=95.5r/min232T=9.55*2.6278*1000/95.5=262.7Nm34.轴：〔即传动滚筒轴〕N=n/i=95.5/1=95.5r/min3443η=2.627*0.99*0.99=2.57kw34P=p*34T=9.55*2.57*1000/95.5=257.47Nm4各轴运动及动力参数轴序号功率转速转矩(N.m)传动形式传动比效率ηP(kw)n(r/min)12.8896028.65弹性联轴器1.00.9922.73638468.04齿轮传动4.02带传动2.50.970.95342.62795.52.5795.5262.7257.47四、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960r/min，班制是2年，载荷变动小，取Ka=1.2;Pc=Ka.P=1.2*2.88=3.456kw1查表10-3和课本图10-7，可得选用A型号带，dd1min=100mm=75mm;由表10-5，取标准直径即dd12.验算带速V=3.14*d*n/60*1000=5.024;d11满足5m/s<=V<=25-30m/s;3.确定大带轮的标准直径:D=n/n*d=960/384*100=250mm;d212d1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=(0.7-2.0)(d+d)=245~~700mmd1d1取350mm相应a0的带基准长度Ld0:Ld0=2*a0+3.14/2*(d+d)+(d–d)2/4*a0=1265.57mm;d2d1d1d1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343mm〕5.验算小轮包角a1,由式a=1800-2r;1r=arcsin(d–d)/2a可得，d2d1r=arcsin(250-100)/2*343=12.650a=1800-2*12.630=154.74>12001符合要求；6.计算带的根数；Z=Pc/(P0+^P0)*Ka*Kl查表可得，P0=1.0kw,^P0=0.13kw查表10.6可得，Ka=0.926,10.7，Kl=0.93查表代入得，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=2F0*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〕验算带的实际传动比，i实=d/d=250/100=2.5d2d2．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250-280HBSzg310-570钢正火处理齿面硬度162-185HBS大齿轮计算应力循环次数N60n2jL603841(1030082)1.111091h1.111094.02NN12.75108i2查图5-17，Z=1.0Z=1.08〔允许一定点蚀〕N1N2由式5-29，Z=Z=1.0，X1X2取S=1.0Z=1.0Z=1.0HminW由图5-16b，得LVR由5-28式计算许用接触应力Hlim1ZZ710.7N/mm2N1X1H1SHminHlim2ZZ475.2N/mm2N2X2H2S475.2N/mm2，故取HH2Hmin因H2H12〕按齿面接触强度确定中心距小轮转矩T=68044N·mm1KZ1.1，由表5-5得Z188.9.N/mm2初取t2tE减速传动，ui4.02;取0.4a由图11-7可得，Z=2.5；H由式〔5-39〕计算中心距a2KTZZZa(u1)1HE32uaH1.11680442.5188.920.44.02448.82148.3mm(4.021)3由4.2-10,取中心距a=149mm。估算模数m=(0.007~0.02)a=1.04—2.96mm,a=150mmn取标准模数m=2mm。m=2mmnn2amu2149124.021小齿轮齿数：z29.681n29.68x4.02119.31z=uz=21大齿轮齿数：取z=30，z=120z=30，z=1201122z1204.0实际传动比i2z30实1传动比误差ii理4.024.0100%0.49%5%，4.02i实100%i理齿轮分度圆直径dmz60mm1n1dmz240mm2n2603846104dn1v圆周速度1.21m/s160103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=1.25A由图5-4b，按8级精度和vz/1001.2130/1000.363m/s，1得K=1.04。v齿宽ba0.414959.6mm。a由图5-7a，按b/d=0.99,考虑轴的刚度较大和1齿轮相对轴承为非对称布置，得K=1.08。β由表5-4，得K=1.1α载荷系数KKKKK1.251.041.081.11.54Av齿顶圆直径dd2h*m64mma11andd2h*m244mma22an0.027300.810a10.0071200.840a21.650a2aa1Z查表11-6可得，0.89由式5-39,计算齿面接触应力2KTu12.50188.90.89ZZZ1bduHHE2121.54680444.0214.02464.2N/mm2475.2N/mm259.6602故平安。H〔4〕验算齿根弯曲疲劳强度按Z=30，Z=120,215-18b，得Flim1152N/mm2，Flim2由图290N/mm2由图5-19，得Y=1.0，Y=1.0N1N2由式5-32，m=2mm<5mm,故Y=YX1=1.0。nX2取Y=2.0，S=1.4STFmin由式5-31计算许用弯曲应力Flim1STYY29021.01.0414N/mm21.4YSF1N1X1FminYY15221.01.0217N/mmYFlim2STS2，1.4F2N2X2Fmin由图5-14得Y=2.65，Y=2.18Fa1Fa2由图5-15得Y=1.63，Y=1.82。Sa1Sa2由式〔5-47〕计算Y，β0.75cos2Y0.250.703b2KT1YYY21.546804459.66022.561.630.703Fa1sa1bdm1F1n85.59N/mm2414N/mm2F1故安全。2KT1YYY81.38N/mm2217N/mm2bdmFa1sa2F21安全。〔5〕齿轮主要几何参数z=30,z=120,u=4.0,m=2mm,β0=0,n12d=60mm,d=240mm,12h=h=2mm,a1a2d=64mm,d=244mma1a2d=55mm,d=235mm,a=150mmf1f2齿宽b=b=59.6mm,b=b+(5~10)=68mm2112(6)低速轴上齿轮的主要参数D=d-14=230mm0a2D=1.6D=91.2mm34C=(0.2-0.3)B=(12-18)mm,取16；r=0.5C;n=0.5m=1.0;2D=57mm;4五、轴的设计计算〔一〕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，dA3Pn13032.73625.02mm,受键槽影响加384大%5取ｄ＝28mm〔二〕低速轴的设计计算Pn14032.62742.26mm,受键槽影响加3841.dA30，轴径加大％,,取ｄ＝45ｍｍ。５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=1.5665.38=998.87N·mTc=KT=1250N·m>T=998.87N·mC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T=9550×p=262.7Nmn计算转矩为T=KT=1.5×262.7=394.05N·mC从表2.5-1可查得，HL3满足T>TN[n]=5000r/min>n=95.5r/min;c由表查得，L=112mm;六、轴的强度校核1.低速轴校核：2T32189.17N作用在齿轮上的圆周力Ftd4FFtg2189.17tg20796.8N径向力rt轴向力FF/cosa2329.67Nntａ.垂直面支反力M0R(LL)FL0BAy12t2FLtRAy1094.585N2LL12Y0RFR1094.585NBytAyb.水平面支反力M0得，BdR(LL)FFL02Az12ar2FLFdRr2a21719.48NLLAz12Z0，RFR2516.28NBzrAzC点，垂直面内弯矩图MRL72.2NmCyAy1C点右M'RL116.07NmCzBz2RL113.49NmAz1C点左,MCza.合成弯矩图C点右,M’M2136.69NmCCyCZC点左,MM2M134.51NmCCyCz（３）作转矩T图T262.7Nm3（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考虑，取α=0.6C点左边MM2(T)2207.2NmvCCCC点右边M'M'2(T')2208.6NmvCCCD点MM2T2T157.6NmVDDo（５）校核轴的强度直径：〔轴的材料选择45号调质钢，查表13-1可得〕C点弯矩值最大，而D点轴按当量转矩计算轴的由以上分析可见，径最小，所以该轴危险断面是C点和D点所在剖面。b1查表8-1得650N/mm2查表8-3得60N/mm2。[]BM32.56mmC点轴径dcaC3C0.11b因为有一个键槽d32.56(10.05)34.29mm。该值小于原C设计该点处轴径57mm，故平安。MD点轴D径d329.73mmcaD0.11b因为有一个键槽d29.73(10.05)31.2mm。该值小于原C设计该点处轴径45mm，故平安。〔6〕精确校核轴的疲劳强度（a）校核Ⅰ,Ⅱ,Ⅲ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1-1，k1.825k1.625，查得Ⅱ剖面因配合引起的应力集中系数由附表1-1，k1.97k1.51，1.625。因1-1、2-2剖面主要受转矩作查得所以k1.825k，用，k起主要作用，故校核1-1剖面。626.710313.75N/mm20.50453T1-1剖面产生的WTmax6.88N/mm2max2am45钢的机械性能查表8-1，1得268N/mm2，155N/mm21绝对尺寸影响系数由附表1-4，得，0.810.76外表质量系数由附表1-5，得0.92,0.920.210.34查表1-5，得，1-1剖面平安系数155SS8.6911.625k0.920.766.880.216.88am，，所以1-1剖面平安。SSS取1.5~1.8b.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，k查得1.97k，1.51IV剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表1-2：k，1.845。k2.099IV剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1，k查得1.825k，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MBM2.36105NmmLcL112T626.7103NmIII剖面产生正应力及其应力幅、平均应力为M2.36105W5.59N/mm20.1753max0m5.59N/mm2amaxIII剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为262.71033.12N/mm20.2753TWTmaxm1.56N/mm2max2a由附表1-4,查得0.810.76,外表质量系数由附表1-5，得0.920.92,0.34,0.21,外表质量系数同上.III剖面的平安系数按配合引起的应力集中系数计算，268S15.7612.099k0.920.755.590am155S33.5811.845k0.920.731.560.211.56amSSS15.52S2S2SS1.5~1.8,所以III剖面平安。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6211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6211的c=25000N，c=33500N.02〕、计算径向支反力RR2R22038.33N11H1VRR2R22744.04N22H2V3〕、求轴承轴向载荷A=01A=2329.67N24〕、计算当量动载荷A/C=2329.67/25000=0.09320插值定