机械设计课程设计-胶带输送机传动装置的设计.doc

机械设计基础课程设计ZDD1B 机械设计基础课程设计说明书题目：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 录目 录11、设计任务书31.1设计题目31.2工作条件31.3技术数据32、电动机的选择计算32.1选择电动机系列32.2滚筒转动所需要的有效功率32.3选择电动机43、传动装置的运动及动力参数计算53.1传动比的分配53.2各轴功率、转速和转矩的计算54、传动零件的设计计算74.1选择V带的型号74.2验算带速74.3确定大带轮的标准直径74.4确定中心距a 和带长Ld74.5验算小轮包角184.6计算带的根数84.7计算作用在轴上的载荷Fr 和初拉力 F084.8 V带传动的参数85、减速器内传动零件的设计计算95.1 选择材料95.2按齿面接触强度确定中心距95.3验算齿面接触疲劳强度115.4验算齿根弯曲疲劳强度125.5齿轮主要几何参数126、轴的设计计算136.1高速轴的设计计算136.2低速轴的设计计算及联轴器的选择137、低速轴的强度校核148、滚动轴承的选择及其寿命验算168.1确定轴承的承载能力168.2计算径向支反力168.3求轴承轴向载荷168.4寿命校核179、键联接的选择和验算179.1齿轮处179.2外伸处1710、减速器的润滑及密封形式选择1811、指导参考书181、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-19002.34005002、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确定各部分的效率:弹性联轴器效率 1 =0.99一对滚动球轴承效率 2=0.99闭式8级精度齿轮的传动效率 3 =0.97V带传动效率 4 =0.95一对滑动轴承传动效率 5 0.97传动滚筒效率 6=0.96则总的传动总效率 = 1*2*2 *3*4*5*6 = 0.990.990.970.950.970.96 = 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，比较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(r/min)满载转速(r/min)总传动比1Y100L2-43.01500143013.0222Y132S-63.010009608.742 3、传动装置的运动及动力参数计算 3.1传动比的分配确定电动机型号总传动比根据表2-2-1，初定V带传动的i带= 2.5Y100L2-4：则减速器传动比为i减1 =i1/i带 =5.2095Y132S-6:则减速器传动比为i减2/i带 =3.497比较两种方案，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3.0kw, 同步转速1000r/min,满载转速960r/min。同时，由表2-9-2查得电动机中心高 H=132mm，外伸轴段 DE=38mm80mm。齿轮传动的传动比为：i减=i2/i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）P0=pr=2.486 kw N0=960r/min T0 =9550*p0/ n0=9.55*2.486*1000/960=24.731Nm1轴： （减速器高速轴）P1=p1*4=2.486*0.95=2.362kwn1=n0/i带=960/2.5=384r/minT1=9550*p1/n1=9.55*2.362*1000/384=58.742Nm 2轴：（减速器低速轴）P2=p1*2 *2= 2.362*0.99*0.97=2.268kwn2=n1/i带=384/3.479=109.808r/minT2=9550*p3/n3=9.55*2.268*1000/110=197.248Nm3轴：（即传动滚筒轴）P3=p2*2*1 =2.268*0.99*0.99=2.223kwN3=n2 =109.808r/minT3=9550*p3/n3=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(r/min)转矩(N.m)传动形式传动比效率12.48696024.731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960r/min，班制是2年，载荷变动小，取Ka=1.2;Pc=Ka P1 =1.2*2.486=2.983kw查课本图10-8，可得选用A型号带，dd1=75mm 查课本表10-4取标准直径即dd1=100mm4.2验算带速v=* dd1 *n1 /60*1000=5.03m/s；满足5m/s = v120符合要求；4.6计算带的根数Z = Pc /(P0 +P0)*K*Kl查图10-7可得，P0=1.0kw, P0 =0.10kw查表10-6可得，K=0.93查表10-2，KL = 0.93代入得，z =2.98/(1.0+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 F0F0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（1/2）=2*127.55*4*sin154.87=996N4.8 V带传动的参数选用A型V带，13.0mm顶宽，节宽11.0mm，高度8.0mm，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N1=60*n2*j*Lh=60*384*1*（10*300*16）=1.11*109N2=N1/i=1.11*109/3.50=3.17*108查图11-14，ZN1=1 ZN2=1.07（允许一定点蚀）由图11-15，ZX1=ZX2=1.0 ，=570Mpa =510Mpa，取SHmin=1.0 计算许用接触应力因，故取5.2按齿面接触强度确定中心距小轮转矩T2 =58740Nmm初取，由表11-5得，;取，=2.5；由式（11-17）计算中心距a取中心距a=140（表2.2-2 R40系列，且在130160之间）估算模数mn=(0.0070.02)a=（0.98-2.8）mm取标准模数m=2mm。 小齿轮齿数：大齿轮齿数：z2=uz1=3.5*31.11=108.88取z1=31，z2=109 实际传动比传动比误差，a=m*( z2+ z2 )/2=140mm齿轮分度圆直径 d1=mz1=62mmd2=mz2=218mm圆周速度由表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由图11-2a，按8级精度和得Kv=1.04 齿宽由图11-3a，按b/d1=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K=1.04。由表11-4，得K=1.1载荷系数K=KAKVKK=1.25*1.04*1.04*1.1=1.487由图11-4得： 查图11-6可得，由式11-16,计算齿面接触应力故安全。5.4验算齿根弯曲疲劳强度按z1=31 z2=109由图11-10得YFa1=2.53, YFa2=2.2由图11-11得YSa1=1.63, YSa2=1.81由图11-12得：Y=0.71由图11-16b，得，由图11-17，得Y=1.0，Y=1.0由图11-18 得 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 齿根弯曲应力5.5齿轮主要几何参数 z1=31, z2=109, u=3.5, m=2 mm, 0=0, d1=mz1=62 mm, d2=mz2=218 mm,da1=d1+2ha*m=62+2*1*2=66mm,da2= d21+2ha*m=218+2*1*2=222mm, df1=d1-2(ha*+c*)m=62-2*(1+0.25)*2=57mm,df2=d2-2(ha*+c*)m=218-2*(1+0.25)*2=213mm,a=(d1+d2)/2=140mm 齿宽b2 = b =56mm, b1=b2+(510)=64mm 6、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=145,受键槽影响加大%5取28mm 6.2低速轴的设计计算及联轴器的选择1.,受键槽影响加大 , 取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=1.5196.90=295.35Nm公称扭矩TN =630 Nm Tc=295.35Nm 满足n=5000r/minn=110r/min;由表查得，L=84mm;7、低速轴的强度校核1）作用在齿轮上的作用力：圆周力 轴向力 Fa=0径向力 2）支座反力：因L1=L2=L=60mmRAY=RBY=Fr/2=657N/2=328.5N RAZ=RBZ=Ft/2=1806N/2=903N3）求弯矩：MCY= RAY*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=0.6 C点左边： C点右边： D点：6）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52mm，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40mm，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确定轴承的承载能力查课本表14-16，轴承6210 的=19800N，c=27000N.8.2计算径向支反力 8.3求轴承轴向载荷A1=A2=0 8.4寿命校核查课本表14-8、14-9，取fp=1.2,ft=1.0P1 = P2=R1=R2=960.9N 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1610 GB1096-79型，其参数为R=b/2=8mm， L：45180；取45mm,h=10mml=L-2R=34mm，d=52mm齿轮材料为45钢，载荷稍有波动，由表9-7，查得 因，故安全。9.2外伸处选择A型普通平键128， GB1096-79,其参数为R=b/2=6mm，L:28-140mm,取70；l=L-2R=70-26=58mm，d=40mm。齿轮材料为45钢，载荷稍有波动，查得 因，故安全10、减速