机械设计基础课程设计说明书

1、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 10 2 P多灰尘 稍有波动 P小批; 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-7 1200 2.0 400 500 、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，丫 系列电动机 2)、滚筒转动所需要的有效功率 FV1200汇

2、2.0 Pw2.4kw 1000 1000 n i =0.95 n 2 =0.99 根据表4.2-9确定各部分的效率： V带传动效率 一对滚动轴承效率 23 闭式齿轮的传动效率 n 3 =0.97 弹性联轴器效率 n 4 =0.99 滑动轴承传动效率 n 5 = 0.97 传动滚筒效率 n 6=0.96 则总的传动总效率 n = n i x n 2 n 2 x n 3X n 4Xn 5X n 6 =0.95X 0.99 X 0.99 X 0.97 X 0.99 X 0.97 X =0.8326 0.96 3).电机的转速 nw 60v 60 汉 2 0 60 日二 95.5r/min 0.4

3、所需的电动机的功率 卩 匹 242.88kw 0.8326 现以同步转速为 丫132S-4型(1500r/min ) 及丫132M2-6 型(1000r/min )两种方案比较，由2表4.12-1查得电动机 数据， 万案 号 电动机型 号 额定功 率(kW) 同步转 速 (r/mi n) 满载转 速 (r/mi n) 总传 动比 1 Y132S-4 3.0 1500 1430 14.97 2 Y132S-6 3.0 1000 960 10.05 比较两种方案，为使传动装置结构紧凑，决定选用方案2 选电动机丫132S-6型，额定功率3.0kw,同步转 速 1000r/min,满载转速 960r/

4、min。 同时，由表4.12-2查得电动机中心高H=132mm 外伸轴段 D x E=38mm 80mm 三、传动装置的运动及动力参数计算 则齿轮传动的 总传动比i=n /nw=10.05;由表2.2-1得，V带传动的i沪2.5 传动比为：i 23=i/i 12=10.05/2.5=4.02 此分配的传动比只是初步的，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） p1=pr=2.88kw n1=960r/mi n T1 =9.55*p 1/ n 1=9.55*2.88*1000/960=28.65Nm

5、2轴：（减速器高速轴） P2=p1* n 12= 2.88*0.95=2.736kw N2=ni 12=960/2.5=384r/mi n T2=9.55*p 2/n 2=9.55*2.736*1000/384=68.04Nm 3 轴：（减速器低速轴） P3=p2* n 23=2.736*0.99*0.97=2.627kw N3=n2/i 23=384/4.02=95.5r/min T3=9.55*2.6278*1000/95.5=262.7Nm 4. 轴：（即传动滚筒轴） N4=na/i 34=95.5/1=95.5r/min P4=p3* n 34=2.627*0.99*0.99=2.57

6、kw 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/mi n) 转矩(N.m) 传动形式 传动比 效率n 1 2.88 960 28.65 弹性联轴; .口 器 1.0 0.99 2 2.736 384 68.04 齿轮传动 4.02 0.97 3 2.627 95.5 262.7 带传动 2.5 0.95 4 2.57 95.5 257.47 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.Pi =1.2*2.88=3.456k

7、w 查表10-3和课本图10-7，可得选用A型号带，ddimin =75mm由表10-5，取标准直径 即dd1=100mm 2. 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 +AP0)*Ka*Kl 查表可得，P0 =1.0kw, AP0 =0.13kw 查表 10.6 可得，Ka =0.926, 查表 10.7 , KI = 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F0

8、Qr =2 F0 *z *cosr= 2* 148.68 *4*cosr =1160.6N 且F0为单根带的初拉力， 2 F0 = 500* Pc/v*z *(2.5/Ka -1 ) +qv =148.68N (查表可得，q =0.10kg/m ) 验算带的实际传动比， i 实=dd2/dd2 =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 2 =6 0n 2jLh =60 384 1 (10 300 8 2) =1.11 109 N

9、2=N42.75 108 i 4.02 查图 5-17，ZN1=1.0 Z n2=1.08 (允许一定点蚀) 由式 5-29 ， Zx1=Zx2=1.0 ， 取 Smin=1.0 Z W=1.0 Z LVF=1.0 由图 5-16b，得 由5-28式计算许用接触应力 | _H Iim1 SH min 2 ZN1ZX1 =7107N /mm !H2 LiZnzZx? =4752N/mmf min 因卜H2 J：卜H1，故取 LHH2 L 475.2N / mm2 2）按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩Ti=68044N - mm 初取 KtZ： =1.1，由表 5-5 得ZE =188.9. N

10、/mm2 减速传动，u =i =4.02;取a -0.4 由图11-7可得，ZH =2.5 ； 由式（5-39）计算中心距a 1.1仆680442.5x188.9 丫 1483mm 4488 由 4.2-10,取中心距 a=149mma=150mm 估算模数 m=(0.0070.02)a=1.04 2.96mm, 取标准模数 (4.02 1)? 2 0.4 4.02 mn=2mm n=2mm 小齿轮齿数: 2a 2 149 Zi mn u 124.02 1 -29.68 大齿轮齿数： 取乙=30, Z2=120 z2=uz1= 29.68x4.02 = 119.31 z 1=30，Z2=120

11、 实际传动比i实 亞-空=4.0 30 Zi 传动比误差 00% i理 齿轮分度圆直径 4.024.0 寸 “00%49%， =60mm dmnZ2 =240mm 圆周速度 他n1 v 一60 103 NzeZJ2 1 X】丿 a _(u 1)3 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 31.25 由图5-4b， 按 8 级精度和 vz1 /100 =1.21 30/100 = 0.363m/s , 得 Kv=1.04。 齿宽 b =：沁=0.4 149 = 59.6mm。 由图5-7a，按b/d 1=0.99,考虑轴的刚度较大和

12、 齿轮相对轴承为非对称布置，得Kp =1.08。 由表5-4，得K =1.1 载荷系数 K -KaKvK -1.25 1.04 1.08 1.1 =1.54 齿顶圆直径 * da1 = d12hamn 二64mm da2 =d2 2h；mn = 244mm ；a =0.027 30 = 0.810 ；a2 =0.007 120 = 0.840 查表11-6可得，Z.=0.89 由式5-39,计算齿面接触应力 巧=ZhZeZ町型J*1 bd1 =2.50 汉 1889 汇 0.89 汉 u ：25恥6804食叱=4642N/mm2 59.6 602 故安全。 (4)验算齿根弯曲疲劳强度 按乙=3

13、0,乙=120, 4.02 c n2 =0.5m = 1.0; D4 = 57mm; 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, fpJ 2 736 d _A3130 325.02mm,受键槽影响加 Y n 384 大 5取28mm (二) 低速轴的设计计算 1. d K Ao =1402627 = 42.26mm,受键槽影响加 ，轴径加大5 % , 取小=45mm。 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 =998.87 N m Tc=KT=1250 N- mT =998.8

14、7 N m 满足要求取轴伸长d=112 2. 选择联轴器 拟选用弹性联轴器(GB5014-85) 名义转矩 T=9550X P=262.7Nm n 计算转矩为Tc=KT=1.5X 262.7=394.05N m 从表2.5-1可查得，HL3满足Tn T c n =5000r/mi nn=95.5r/mi n; 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Ft =经=2189.17N d4 径向力 Fr =Ft tga =218917xtg20 = 796.8N 轴向力 Fn 二 Ft/cosa = 2329.67N a. 垂直面支反力 3Mb = 0RA

15、y(L1L2)Ft L 0 Ft L2 L1 L2 = 1094.585N RBy = Ft _ RAy = 1094.585 rj y i2 b.水平面支反力 二Mb =0 得， -Raz(Li L2) - Fa； FrL0 2 FrL2 - Fa - RAz2 = -1719.48N Li L2 3Z =0, RBz =Fr RAz =2516.28N C点，垂直面内弯矩图 M Cy 二 RAy L1 = 72.2N m C点右Mcz 二 RbzL2 =116.07N m C点左,M Cz 二 RAzL1 =113.49N m a.合成弯矩图 C 点右，M c M； +MCZ =13669

16、N m C 点左,Mc = M Cy M CZ = 134.51N m (3)作转矩T图 T3 二 262.7N m (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 a =0.6 C点左边 Mvc =辆总 +（応）2 =207.2N m C点右边 （：TC）2 = 208.6N m D点 M vd =、M D ：食T。2 = ： T =157.6N m (5) 校核轴的强度 13-1可得） 按当量转矩计算轴的直径：(轴的材料选择45号调质钢，查表 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 得二b =6

17、50N/mm2查表 8-3 得匚b丄=60N /mm2。 C 点轴径 dC 一 3 M caC 32.56mm 0.bl 因为有一个键槽de =32.56 (10.05 34.29mm。该值小于原 设计该点处轴径57mm故安全。 r D点轴径 dD _ 3 M caD 二 29.73mm 因为有一个键槽de -29.73 (1 0.0531.2mm。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I , n ,川剖面的疲劳强度 I剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1， 查得 k；=1.825，k =1.625 n剖面因配合引起的应力集中系数由附表1-1，

18、 查得 k.：；=1.97， J -1.51 所以k .：； -1.825， g -1.625。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-max 2 =13.75N /mm T 626.7 103 WT _ 0.50 453 = 6.88 N / mm2 2 45钢的机械性能查表8-1 , 得匚 A = 268N / mm2,.=155N / mm2 绝对尺寸影响系数由附表1-4，得；:.一 -0.81 ,； = 0.76 表面质量系数由附表1-5，得-厂-0.92= 0.92 查表 1-5，得 I =0.34,=0.21 1-1剖面安全系数

19、 S=S1155 =8.69 l k1 625 +cp T汉 6.88+0.21 汉 6.88 人肌 a T m0.927.76 取S丄1.5 1.8，S S 1，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 k；：一 =1.97， k =1.51 IV 剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表 1-2 : k；=2.099， k = 1.845。 IV剖面因键槽引起的应力集中系数由附表 1-1， 查得 k ：；=1.825，-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 Mb I

20、M =丄 L1 - i=2.361.51.8,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. 2）、计算径向支反力 尺二 RH R2v =2038.33N R2 = . R；hR2v 二 2744.04N 3) 、求轴承轴向载荷 A1=0 A2=2329.67N 4) 、计算当量动载荷 A/C=2329.67/25000=0.093 插值定e2=0.29 由 A2/R2 =0.8490.29 查表 910 X2=0.56 , Y2=1.50 查表 911,取 fd=1.2 , fm=1.0,ft=1.0 Pi =1.2 X 2038.33=2445.996N P2=fd (X2R +Y2A) =6037.4N; 为RR,按R计算， ,1057 10 34 (C V106r 33500 V Ljoh I =共I 60n iP 丿60 汉 95.5 6037.4 ) 1 = 29814.67h 480000h 2 故深沟球轴承6211适用。 八、键联接的选择和验算 （一）高速轴上键的选择 选