机械设计课程设计ZDD1-B说明书.docx

机械毅行根灰薛丑微花说明不题目：胶带输送机传动装置的设计班级：姓名：学号：指导教师：成绩:2012年6月23日目录01、设计任务书11.1设计题目11. 2工作条件11.3技术数据22、电动机的选择计算22.1选择电动机系列22. 2滚筒转动所需要的有效功率22. 3选择电动机33、传动装置的运动及动力参数计算32.1 传动比的分配33. 2各轴功率、转速和转矩的计算44、传动零件的设计计算54.1选择V带的型号54. 2验算带速54. 3确定大带轮的标准直径54. 4确定中心距A和带长LD64. 5验算小轮包角a.64. 6计算带的根数64. 7计算作用在轴上的载荷FR和初拉力K74.8V带传动的参数75、减速器内传动零件的设计计算75.1选择材料75. 2按齿面接触强度确定中心距85. 3验算齿面接触疲劳强度95. 4验算齿根弯曲疲劳强度95. 5齿轮主要几何参数106、轴的设计计算106. 1高速轴的设计计算107. 2低速轴的设计计算及联轴器的选择117、低速轴的强度校核118、滚动轴承的选择及其寿命验算138.1确定轴承的承载能力138.2计算径向支反力138.3求轴承轴向载荷138.4寿命校核139、键联接的选择和验算139.1齿轮处139.2外伸处1410、减速器的润滑及密封形式选择1411指导参考书141、设计任务书1.1 设计题目胶带输送机传动装置的设计1.2 工作条件JL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技术数据题号滚筒圆周力F(N)带速v(ms)滚筒直径D(mm)滚筒长度1.(mm)ZDD-I9002.34005002、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2-2-1确定各局部的效率：弹性联轴器效率n尸0.99一对滚动球轴承效率H2=0.99闭式8级精度齿轮的传动效率n3=0.97V带传动效率1尸0.95一对滑动轴承传动效率115=0.97传动滚筒效率IU=O.96那么总的传动总效率n二1*n2*2*n3*n1*n5*n6二0.99X0.99X0.97X0.95X0.97X0.96=0.8326滚筒的转速所需的电动机的功率2.3 选择电动机查表2-9-1可知可选Y100L2-4或Y132S-6,比拟传动比及电动机其他数据，方案号电动机型号额定功率(kW)同步转速(rmin)满载转速(rmin)总传动比1Y100L2-43.01500143013.0222Y132S-63.0100O9608.7423、传动装置的运动及动力参数计算3.1 传动比的分配一一确定电动机型号总传动比？=以=8.74根据表2-2-1,初定V带传动的i带二2.5Y100L2-4：那么减速器传动比为i减产ii带=5209>5Y132S-6:那么减速器传动比为i减2/i带=3.497比拟两种方案，因为i减要在35之间，故决定采用方案2决定采用选电动机Y132S-6型，额定功率3.Okw,同步转速IoOOrmin,满载转速960rmin0同时，由表2-9-2查得电动机中心高H=132mm,外伸轴段D×E=38mm×80nmo齿轮传动的传动比为：i减二i2i带=8.74/2.5=3.50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0轴：（电动机轴）Po=pl-2.486kwN0=960rminTo=955O*po/n0=9.55*2.486*1000/960=24.73INm1轴：（减速器高速轴）P=P*114=2.486*0.95=2.362kw11=n0i<=9602.5=384rminT1=9550*p1n1=9.55*2.362*1000/384=58.742Nm2轴：（减速器低速轴）P2=Pi*Q2*n2=2.362*0.99*0.97=2.268kwn2=11i<=384/3.479=109.808rminT2=9550*p3n3=9.55*2.268*1000/110=197.248Nm3轴：（即传动滚筒轴）P3-p2*112*111-2.268*0.99*0.99=2.223kwN3=n2=109.808rminT3=9550*p3n3=9550*2.223*1000/109.808=197.248Nm各轴运动及动力参数轴序号功率P(kw)转速n(rmin)转矩(N.m)传动形式传动比效率n12.48696024.731带传动2.50.9522.36238458.742齿轮传动3.500.970.99232.268109.808197.248联轴器10.990.9942.223109.808193.3344、传动零件的设计计算4.1 选择V带的型号因为小轮的转速是960rmin,班制是2年，载荷变动小,取Ka=L2;Pc=KaP1=1.2*2.486=2.983kw查课本图10-8,可得选用A型号带，ddl=75mm查课本表10-4取标准直径即ddl=100mm4.2 验算带速N=*ddi*11/60*1000=5.03m/s；满足5ms<=v<=25ms;4.3 确定大带轮的标准直径dd2=ii2*ddi=2.5*100=25Onlm取dd2=250mm,实际传动比i=dd2df11=2.5百分差二0合格44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,ao=(O.7-2.0)(dtn+dd2)-245700mm暂取ao=35Omm相应a。的带基准长度Ld。：1.d0=2*a0+乃/2*(ddi+dd2)+(d<12-dd)2/(4*%)=1265.85mm;查课本表10-2可得，取Ld=1250mm;由Ld求实际的中心距a,a=a0+(Ld-Ld0)/2=342mm4.5 验算小轮包角i由式Ql=180°-(dd2-ddi)a*57.3°=154.87°>120°符合要求；4.6 计算带的根数Z=Pc/(Po+P0)<,j<1查图10-7可得，P0=I.Okw,P0=0.IOkw查表10-6可得，Ka=O.93查表10-2,Kl=0.93代入得，z=2.98/(L0+0.10)*0.93*0.93=3.13根；取z=4；4.7 计算作用在轴上的载荷Fr和初拉力F0Fo为单根带的初拉力，F0=500*Pc/vz*(2.5/Ka-1)+qv2=500*2.98/(5.03*4)*(2.5/0.93-1)+0.10*5.032=127.55NFr=2*F0*z*sin(/2)=2*127.55*4*sinl54.87°=996N4.8 V带传动的参数选用A型V带，13.Onrni顶宽，节宽ILomnb高度&0mm,共四根长1250mm,Fr=996N,带轮中心距为342mm,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45钢调质处理齿面硬度217-255HBS大齿轮45钢正火处理齿面硬度162-217HBS计算应力循环次数N=60*112*j*Lh=60*384*1*(10*300*16)=LlI*1()9N2=Ni=l.11*1073.50=3.17*IO8查图11-14,Zni=IZn2=L07(允许一定点蚀)%iim】=57OMpa<ii.2=51OMpa,取Snmin-1.0计算许用接触应力因叫<故取b=fi2=545.IMpa5.2 按齿面接触强度确定中心距小轮转矩T2=58740Nmm初取K,Z：=1.1,由表H-5得Z&=188.9J面,=i=3.50;取。,=0.4,Zff=2.5；由式(11-17)计算中心距a取中心距a=140(表2.2-2R40系列，且在13016Omm之间)估算模数11v=(0.0070.02)a=()mm取标准模数m=2mmo小齿轮齿数:2。=2x14。=3111m(«+1)2×(3.50+1),大齿轮齿数：z2=uz1=3.5*31.11=108.88取Z=31,Z2=109实际传动比廉咛=竽=3.5传动比误差M=I理×100%=艮I5XlOO%=0<5%,3.49a=m*(z2÷z2)/2=140mm齿轮分度圆直径dl=mz=62mmd2=mz2=218mm圆周速度7idln260×IO3乃X62X3846×103=1.25ns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K=1.25由图ll-2a,按8级精度和叫/I(X)=1.25X31/I(X)=().3875W/5得Kv=1.04齿宽力=服a=0.4×140=56i?un由图ll-3a,按b/d尸56/62=0.903,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为对称布置，得KB=L04o由表11-4,得KQ=Ll载荷系数K=KaKvKpK0=I.25*1,04*1.04*1.1=1.487由图11-4得:al=0.0265*31=0.8215=0.0075*109=0.8175查图11-6可得,Z,=0.885由式11-16,计算齿面接触应力故平安。5.4 验算齿根弯曲疲劳强度按z1=31z2=l09由图11-10得Yl-al=2.53,YFa2=2.2由图IlTl得YSak1.63,Ysa2=I.81由图11-16b,得分皿=2107/加岛crriim2=200/mm由图11-17,得YM=I.0,Yjv2=l.0由图11T8得Yxi=Yx2=1.0取YRSfmin=L4由式11-25计算许用弯曲应力f2=生峭&Yn2Y2=200-2×1.0×1.0=285.7/V/mm2，SFminI/由式11-12齿根弯曲应力5.5 齿轮主要几何参数Z=31,z2=109,u=3.5,m=2mm,o=O,d=mz=62mm,d2=mz2=218mm,da=d+2ha*m=62+2*l*2=66mm,da2=d2+2ha*m=218+2*1*2=222mm,d=d1-2(ha*+c*)m=62-2*(l+0.25)*2=57三,df2=d2-2(ha*÷c*)m=218-2*(1+0.25)*2=213mm,a=(d+d2)/2=14Omm齿宽b2=b=56mm,b1=b2+(5"10)=64mm6、轴的设计计算6.1 高速轴的设计计算初步估定减速器高速轴外伸段轴径取A=145d>= 145×3= 26.57?, 384受键槽影响加大%5取d=28nm6.2 低速轴的设计计算及联轴器的选择1.2.27140 × 3V 110=38.39受键槽影响加大5%,取d=40mm因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。2.选择联轴器拟选用弹性联轴器(GB5014-85)名义转矩T3=196.90Nm计算转矩为Tc=KT3=I.5×196.90=295.35Nm公称扭矩Tn=630Nm>Tc=295.35Nm满足11=5000rmin>n=l10rmin;由表查得，L=84mm;7、低速轴的强度校核作用在齿轮上的作用力：圆周力5=2=1806N轴向力Fa=Od2径向力Fr=FtZana=1806Xtan20。=657N2）支座反力：因Li=L2=L=GOmmRy=Rby=F2=657N2=328.5NRAZ=RBkK2=1806N2=903N3）求弯矩:Mcy=Rav*L=328.5*0.060=19.71NmMCz=RAz*L=903*0.060=54.18Nm4）求转矩：T=T3=196.90Nm5）求当量弯矩：该轴单向工作，转矩按脉动循环应力考虑，取=0.6C点左边：MyC=JMl+3或）2=131.46.NJC点右边：Mc=M+（aTc）2=57.65NmD点：MvD=4M*+aT，="=118.14Nm6）校核轴的强度由以上分析可见，C点的当量弯矩最大，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13T得%=650Nm/查表13-2得SJ=60N三2°C点轴径dc39c1=27.98加MV1hL因为有一个键槽人=27.98x（1+0.05）=29.38""。该值小于原设计该点处轴径52mm,故平安。D点轴径d。3=27.0mm因为有一个键槽人=27.0x（1+0.05）=28.35mz。该值小于原设计该点处轴径40mm,故平安。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 确定轴承的承载能力查课本表14-16,轴承6210的c°=19800N,c=27000N.8.2 计算径向支反力8.3 求轴承轴向载荷Ai=Az=O8.4 寿命校核查课本表14-8、14-9,¾fp=1.2,ft=1.0P1=P2=R1=R2=96O.9N故深沟球轴承6210适用。9、键联接的选择和验算低速轴上键的选择与验算9.1 齿轮处选择A型普通平键16X10GBlO96-79型，其参数为R=b2=8mm,L：45180；取45mm,h=1Omm1=L-2×R=34mm,d=52mm齿轮材料为45钢，载荷稍有波动，由表97,查得bJ=125N/Wn*因bp<bj,故平安。9.2 外伸处选择A型普通平键12×8,GBlo96-79,其参数为R=b2=6mm,L:28-140mm,取70；1=L-2×R=702×6=58mm,d=40mmo齿轮材料为45钢，载荷稍有波动，查得bp=125N/nrr因b”<bp,故平安10、减速器的润滑及密封形式选择1减速器的润滑采用脂润滑，选用中负荷工业轴承润滑GB492-89。2油标尺M16,材料Q235A。3密封圈：密封圈采用内包骨架密封圈，低速轴选用B45×61×8GB/T13871-1992高速轴选用B35×49×7GB/T13871-1992由于工作环境是多尘环境，选用有过滤灰尘作用的网式通气器。11、指导参考书陈良玉王玉良等著<<机械设计根底>>东北大学出版社2000孙德志王春华等著"机械设计根底课程设计>>东北大学出版社2000孔德志张伟华等著机械设计根底课程设计科学出版社2006