机械设计基础课程设计ZDD5B

一、设计任务书1） 设计题目：设计胶带输送机的传动装置3）技术数据题号滚筒圆带速滚 筒直滚筒长周力v(m/s)径度f(n)d(mm)l(mm)zdd-511002.232005002） 工作条件：工作年工作班工作环载荷性生产批限制境质量102多灰尘稍有波小批动二、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fv/1000=2.42, .根据表 4.2-9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闭式齿轮的传动效率3 =0.97弹性联轴器效率4 =0.99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 34 5 6= 0.950.99 0.99 0.97 0.99 0.97 0.96= 0.83263).电机的转速131.3需的电动机的功率 2.91;. .ppw2.42r0.83262.91kw现以同步转速为y100l2-4 型（ 1500r/min ）及 y132m2-6型（ 1000r/min ）两种方案比较，传动比i1n01440nw131.310.96in 09602nw131.37.31 ；由表2.9-1查得电动机数据，方电动机案型号号额定功率(kw)同步转速 (r/min)满载转速总传(r/min动比)y100l2-10.9143.01500143062y132s-63.010009607.31比较两种方案，为使传动装置结构紧凑，决定选用方案2选电动机y132s6 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de=38mm 80mm。三、传动装置的运动及动力参数计算总传动比 in07.31 ; 由表 2.2-1得， v 带传nw动的 i 12= 2.5 ，则齿轮传动的传动比为：i 23=i/i12=7.31/2.5=2.92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。（二）各轴功率、转速和转矩的计算0 轴：（电动机轴）p1=pr =2.88kwn1=960r/mint1 =9.55*p1/ n1=9.55*2.88*1000/960=28.65nm1 轴：（减速器高速轴）p2=p1* 12= 2.88*0.95=2.736kwn2=n1/i12=960/2.5=384r/mint2=9.55*p 2/n 2=9.55*2.736*1000/384=68.04nm3轴：（减速器低速轴）p3=p2* 23=2.736*0.99*0.97=2.627kwn3=n2/i23=384/4.02=95.5r/mint3=9.55*2.6278*1000/95.5=262.7nm4.轴：（即传动滚筒轴）n4=n3/i34=95.5/1=95.5r/minp4=p3* 34=2.627*0.99*0.99=2.57kw t4=9.55*2.57*1000/95.5=257.47nm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12.8896028.65弹性联轴器1.00.9922.73638468.0432.62795.5262.7齿轮传动4.020.9742.5795.5257.47带传动2.50.95, .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.p1=1.2*2.88=3.456kw查表 10-3 和课本图10-7 ，可得选用a 型号带， dd1min=75mm由;表 10-5 ，取标准直径即 dd1=100mm2. 验算带速v=3.14* d d1 *n 1 /60*1000=5.024;满 足 5m/s = v120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,查表 10.7 ， kl = 0.93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 =2 f0 *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 d2/d d2 =250/100 =2.5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250-280hbs大齿轮zg310-570钢正火处理齿面硬度162-185hbs计算应力循环次数n 160n 2 jl h603841(1030082)1.111099nn 11.111022.75108i4.02查图 5-17 ， zn1=1.0zn2=1.08 （允许一定点蚀）由式 5-29 ， zx1=zx2=1.0，取 shmin=1.0zw=1.0zlvr=1.0由图 5-16b ，得由 5-28 式计算许用接触应力h lim 1h 1sh minzn1 zx1710.7n / mm2h lim 2h 2sh minzn2 zx 2475.2n / mm2因h 2h 1，故取hh 2475.2n/ mm22） 按齿面接触强度确定中心距小轮转矩t1=68044nmmz2初取 k tt1.1 ，由表 5-5 得z e188.9.n / mm2减速传动， ui4.02 ; 取a0.4由图 11-7 可得， zh =2.5 ；由式（ 5-39 ）计算中心距aa(u1)3kt12zh ze z2 a uh(4.021)31.11680442.52188.9148.3mm20.44.02448.8小齿轮齿数：z1由 4.2-10,取中心距a=149mm。a=150mm估算模数mn=(0.0070.02)a=1.04取标准模数mn=2mm。2.96mm,m2a mn u1214924.02129.68n=2mm大齿轮齿数：z2=uz1=29.68x4.02119.31取 z1=30， z2=120z1=30，z2=120实际传动比 i实z2120z1304.0传动比误差i理i 实ii 理100%4.024.024.0100%0.49%5% ，齿轮分度圆直径d1mn z160mmd 2mn z2240mm圆周速度 vd 1 n1603841.21m / s6010 36104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 ka=1.25由 图 5-4b ， 按 8 级精度和vz1/ 1001.2130 /1000.363m / s ，得 kv=1.04 。齿宽ba a0.414959.6 mm 。由图 5-7a ，按 b/d 1=0.99, 考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得k =1.08 。 由表 5-4 ，得 k =1.1载荷系数 kk a kv kk1.251.041.081.11.54齿顶圆直径d a1d 12h* m64mmandd2h* m244mma22ana10.027a20.007301200.8100.840aa1a 21.650查表 11-6 可得， z0.89由式 5-39, 计算齿面接触应力hzhze z2kt1u11bd 2u2.50188.90.8921.5459.6680446024.021 4.02464.2n / mm2475.2n / mm2h故安全。（4）验算齿根弯曲疲劳强度按 z1=30， z2=120,由图 5-18b ，得f lim 1290n / mm ，22f lim 2152n / mm由图 5-19 ，得 yn1 =1.0 ， yn 2 =1.0由式 5-32 ， mn =2mmtc =998.87 n m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=9550p =262.7nmn计算转矩为tc=kt=1.5262.7=394.05n m从表 2.5-1可查得， hl3满足 tn tcn=5000r/minn=95.5r/min;由表查得， l=112mm;六、轴的强度校核1. 低速轴校核：作用在齿轮上的圆周力ft2t3d 42189.17n径向力frfttg2189.17tg20796.8n轴向力fn.垂直面支反力ft / cos a2329 .67 nm b0ftrayl1y0rbyftl2l2rayray ( l11094.585n1094.585nl 2 )ftl 20b.水平面支反力m b0得，fr lraz (l1d2fadfl 2 )a2fr l 20raz2l1l21719.48 nz0 ，rbzfrraz2516.28 nc点，垂直面内弯矩图m cyray l172.2nmc点右m czrbz l 2116.07 nmc点左,m czraz l1113.49nma.合成弯矩图c点右,m c2mcycz136.69nmc点左, m c2mmcycz134.51nm（）作转矩 t 图t3262.7 nm（）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=0.622c点左边m vcctc )207.2nmm(c点右边mm2vcc(t ) 2208.6nmcd 点2m vdm d2157.6nmtto（）校核轴的强度按当量转矩计算轴的直径： （轴的材料选择45 号调质钢， 查表 13-1 可得） 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 8-1 得b650 n / mm2 查表 8-3 得b 160n/ mm 2 。c点轴径d c3m cac32.56mm0.1b1因为有一个键槽d c32.56(10.05)34.29mm 。该值小于原设计该点处轴径57mm，故安全。d点轴径 d dm cad329.73mm0.1b1因为有一个键槽d c29.73(10.05)31.2 mm 。该值小于原设计该点处轴径45mm，故安全。（6） ）精确校核轴的疲劳强度（ a）校核 , , 剖面的疲劳强度剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1 ，查得 k1.825 ， k1.625剖面因配合引起的应力集中系数由附表1-1 ，查得 k所以 k1.97 ，k 1.825 ，k1.511.625 。因 1-1 、2-2 剖面主要受转矩作用， k起主要作用，故校核1-1 剖面。1-1 剖面产生的twmaxt626.70.5010345313.75n/ mm2maxam26.88n /mm245 钢的机械性能查表8-1 ，得1268 n/ mm2 ，155 n/ mm21绝对尺寸影响系数由附表1-4 ，得0.81，0.76表面质量系数由附表1-5 ，得0.92 ,0.92查表 1-5 ，得0.34 ，0.211-1 剖面安全系数ss1k1.6251556.880.216.888.69am0.920.76取 s1.5 1.8， ss ，所以 1-1 剖面安全。b. 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 ，查得k1.97 ，k1.51iv 剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表1-2 ：k2.099 ，k1.845 。iv 剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1 ，查得 k1.825 ， k1.625 。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1mm clbl122.36105 nmmt626.710 3 nmiii剖面产生正应力及其应力幅、平均应力为mmaxw2.360.110 57535.59 n/ mm 2amax5.59 n/ mm20miii剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为tmaxwt262.70.21037533.12n / mm2maxam21.56n/ mm2由附表1-4, 查 得0.810.76 , 表面质量系数由附表1-5 ，得0.92 ,0.920.34 ,0.21, 表面质量系数同上.iii剖面的安全系数按配合引起的应力集中系数计算，s1k2.0992685.59015.76am0.920.75s115533.58k1.8451.560.211.56am0.920.73s ss15.52s 2s 2ss1.5 1.8 , 所以 iii剖面安全。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6208 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 6208的c0 =22800n， c=15800n.r2） 、计算径向支反力rr21v11h21458.4nr2r22 h22744.04nr2v3） 、求轴承轴向载荷 a1=0a2=2329.67n4） 、计算当量动载荷a2/c 0=2329.67/25000=0.093插值定e2=0.29由 a2/r 2 =0.849 0.29查表 9 10 x2=0.56 ， y2=1.50查表 9 11，取 fd=1.2 ， fm=1.0,ft=1.0 p1 =1.2 2038.33=2445.996np2=f d(x 2r2 +y 2a2)=6037.4