东北大学课程设计ZDD

1、、设计任务书设计题目：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力F(N)带速v(m/s)滚筒直径D(mm)滚筒长度L(mm)ZDD-511002.2320500二、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、滚筒转动所需要的有效功率Fv/1000=2.42根据表2-11-1确定各部分的效率V带传动效率4=0.95一对滚动球轴承效率改=0.99闭式齿轮的传动效率叩=0.97弹性联轴器效率14=0.99滑动轴承传动效率吓=0.97传动滚筒

2、效率吓=0.96则总的传动总效率：门=T1X12T2qXX丹=0.95X0.99X0.99X0.97X0.99X0.97X0.96=0.8326、需要电动机的功率2.91KW邑=2竺=2.9"0.8326电机的转速131.3r/min60/602.21=131-3(r/min)二D二0.32现以同步转速为Y100L2-4型(1500r/min)及i1440131.3Y132S2-6型(1000r/min)两种方案比较，传动比=10.96960131.3=7.31;由表2-19-1查得电动机数据，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1Y1

3、00L2-43.01500143010.962Y132S-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2-19-1和2-19-2查得电动机堵载转矩/额定转矩为2.2,中心高H=132mm,外伸轴段直径与长度分别为D=38mm,E=80mm。三、传动装置的运动及动力参数计算总传动比i=匝=7.31;由表2-11-1得，V带传nw动的i12=2.5,则齿轮传动的传动比为：i23=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

4、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）pi=pr=2.88kwni=960r/minTi=9.55*p1/n1=9.55*2.88*1000/960=28.65Nm1轴：（减速器高速轴）P2=p1*t12=2.88*0.95=2.736kwN2=n1/i12=960/2.5=384r/minT2=9.55*p2/n2=9.55*2.736*1000/384=68.04Nm2轴：（减速器低速轴）P3=p2*T23=2.736*0.99*0.97=2.627kwN3=n2/i23=384/4.02=95.5r/minT3=9

5、.55*2.6278*1000/95.5=262.7Nm3轴：（即传动滚筒轴）N4=n3/i34=95.5/1=95.5r/minP4=p3*吓4=2.627*0.99*0.99=2.57kwT4=9.55*2.57*1000/95.5=257.47Nm将以上计算结果汇总于下表，以供机械零件设计计算时查用。各轴运动及动力参数轴序功转速转矩传动形效率号率n(r/mi(N.m式比P(kn)w)12.896028.65弹性联1.00.998轴器22.738468.0436齿轮传4.020.9732.695.5262.7动27带传动2.50.9542.595.5257.477四、传动零件的设计计算1.

6、 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，由课本表10-3查得，取Ka=1.2;Pc=Ka.Pi=1.2*2.88=3.514kw查课本表10-5和课本图10-8,可得选用A型号带，dd1min=75mm;由课本表10-5,取标准直径即dd1=100mm2. 验算带速V=3.14*dd1*n1/60*1000=5.024;满足5m/s<=V<=25-30m/s;3. 确定大带轮的标准直径：Dd2=n1/n2*dd1*(1)=960/384*100*(1-0.02)=245mm;查课本表10-5,取其标准值250mm4. 确定中心距a和带长：V带的中心

7、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=(0.7-2.0)(ddi+dd2)=245700mm取350mm相应的带基准长度：=2*+3.14/2*(ddi+ddi)+(dd2Fdi)2/4*=1265.57mm;查表10-2可得，取=1250mm;由放过来求实际的中心距a,a=+(-)/2=342.5mm(取343mm)5. 验算小轮包角，由式一*得=符合要求；6. 计算带的根数；Z=Pc/(+)*Ka*KL查表10-7可得，=1.0kw,=0.13kw查表10-6计算可得,Ka=0.926,查表10-2,KL=0.93代入得，z=3.456/(0.13+1.0)*0.926

8、*0.93)=3.55;7. 取4根；计算作用在轴上的载荷FR和初拉力F0FR=2*F0*z*sin(/2)=2*148.68*4*sin(154.94/2)=1161.1N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=dd2/dd2=250/100=2.5.减速器内传动零件的设计计算：选择材料：小齿轮：40Cr钢调质处理齿面硬度250-280HBS大齿轮：zg310-57钢正火处理齿面硬度162-185HBS2.92Zni=1.0Zn2=1.08(允许一定点蚀)Zxi=Zx2=1

9、.0,计算应力循环次数NN160n1jLh=603841(1030082)=1.11109N冬J.11109-i查图11-14,由式11-15,取SHmin=1.0由图11-13b,得Slim1=690MPa;bHiim2=440MPa;由11-24式计算许用接触应力hiI=ByZN1ZX1=7107N/mmSHmin知2七二里Zn2Zx2=4752N/mmHmin因虹2】0H1L故取bH】=&H2】=475.2N/mm22）按齿面接触强度确定中心距小轮转矩Ti=68044Nmm初取KtZ：=1.1,由表11-5得Ze=188.9掴MPa减速传动，U=i=2.92;取加=0.4由图11

10、-7可得，Zh=2.5;由式11-17计算中心距aa_(u1=(2.921)31.1x68044(2.5x188.9)了2x0.4x2.92、475.22=120.1mm取中心距a=132mm。估算模数mn=(0.0070.02)a=0.9242.64mm,取标准模数mn=2mm。小齿轮齿数Z12amu1213222.921=33.67大齿轮齿数:Z2=uz1=33.672.92=98.32;取zi=34,Z2=98;实际传动比i实=全=丝=2.88Zi34传动比误差理i实2.922.88Ai=乂100%=x100%=1.37%<5%i理2.92齿轮分度圆直径：d1=m1z1=68mmd

11、2=mnz2=196mmdm二68384,圆周速度v=4=1.37m/s6010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11-2(a),按8级精度和vz1/100=1.37X34/100=0.46m/s,得Kv=1.04。齿宽b=aa=0.4132=52.8mn由图11-3(a),按b/d1=0.78,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得匕=1.07。由表11-4,得Ka=1.1610载荷系数.专业专注由表11-6,取齿轮精度为8级.K=KaKKK=1.251.041.071.1=1.53齿顶圆直径司=0.02634=0.884；a2=0.00

12、998=0.882；a=；a2=1.766由图11-6可得，Z=0.87*da1=d12hamn=68mm*da2=d22hamn=192mm由式11-16，计算齿面接触应力2KTu1；H=ZHZEZw12.50188.90.87=441.1N/mm：匕1=4752MPHH"bd11.54680442.921x52.86822.92故安全。(4) 验算齿根弯曲疲劳强度按Zi=34,Z2=98,由图11-10得YFa1=2.50,Ya2=2.20由图11-11得YSa1=1.65,YSa2=1.80。由图11-12得Y井0.703。由图11-16(b),得bFlim1=290MPa,&

13、quot;im2=152MPa由图11-17,得Yni=1.0,Yn2=1.0u由式11-18,mn=2mm<5mm,故Yxi=Yx2=1.0。取Yst=2.0,SFmin=1.4由式5-31计算许用弯曲应力!1=c-Flim1YsTYN1Yx1=29021.01.0=414MPaSfmin1.4*21='Flim2YstYN2YX2=15221.01.0=217MPaSfmin1.4'-2kTYYY、-F1=YFa1Ysa1Ybdmn由式11-21计算齿根弯曲应力：21.54680442.501.650.70352.8682=84.63MPa：tFJ-414MPa故安全

14、2KT；F21YFa1Ysa2Y=81.24MPa：217MPabdmsa，安全。(5) 齿轮主要几何参数zi=34,Z2=98,u=2.92,mn=2mm,矿=0,d1=68mm,d2=196mm,ha1=ha2=2mm,da1=72mm,da2=200mmdf1=63mm,df2=191mm,a=132mm齿宽b2=b1=52.8mm,S=b2+(510)=60mm五、轴的设计计算1. （一）高速轴的设计，联轴器的选择初步估定减速器高速轴外伸段轴径由表2-11-2,d_A3P=13032.736=25.02mm,受键槽影响加.n384大%5取d=28mm（二）低速轴的设计计算d_A。3P=

15、14032.627=42.26mm,受键槽影响加.n.384,轴径加大5%,取d=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=1.5乂665.38=998.87NmTc=KT=1250Nm>TC=998.87Nm满足要求取轴伸长d=821. 选择联轴器拟选用弹性联轴器（GB5014-85）名义转矩T=9550XP=262.7Nmn计算转矩为Tc=KT=1.5X262.7=394.05Nm从表2.5-1可查得，HL3满足Tn>Tcn=5000r/min>n=95.5r/min;由表查得，L=82mm;六、轴的强度校核1.低速轴校核：作用在齿轮

16、上的圆周力Ft=奕=2653.53Nd4径向力Fr=Etan：=2653.53tan20=965.80N轴向力Fa=Fttan%=0Na.垂直面支反力EMb=0RAy(L1L2)FtL2=0FtL2=1315.639NRBy=E-RAy=1337.891Nb.水平面支反力，Mb=0得，-Raz(LiL2)-FagFrL2=02FrL-FadRAz=478.85NAZL1L2HZ=0,Rbz=Fr-Raz=486.95NC点，垂直面内弯矩图MCy=RAyLi=81.5NmC点右M's=RbzL2=29.66NmC点左，MCz=RazL=29.66Nma.合成弯矩图C点右，M，c=、：MC

17、y+Mcz=80.68NmC点左，眺=*岫+眺、=80.68Nm(3)作转矩T图T=262.7Nm(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=0.6C点左边MVc=(:T)2=81.7NmC点右边MtC=mC2(:T)2=81.7NmD点MVd=mD：To2=T=157.6Nm(5)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13-1得Bb=650N/mm2查表13-2得22b=60N/mm。IC点轴径deN3：%,=23.88mmPi

18、!bL因为有一个键槽de=23.88x(1+0.05)=25.07mni该值小于原设计该点处轴径56mm,故安全。D点轴径dD芝3,'D=29.73mm0.1上L因为有一个键槽de=29.73x(1+0.05)=31.2mm。该值小于原设计该点处轴径45mm,故安全。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14-16,轴承611的c°=33500N,c=25000N.、计算径向支反力R1=R12hR2/=1458.4NR2=：;；'R；hr2v=2744.04N3）、求轴承轴向载荷Ai=0NA2=0N4）、计算当量动载荷为P1=P2=482.9N因为P1=P2,按P2计算查表14-8和14-9,取ft=1.0,fp=1.0,106fc¥106（33500*Lh!x60nP60x95.5482.9,1=58265057.98h1480000h2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择普通平键8X7,GB1096-79（三）.低速轴上键的选择与验算（1）齿轮处选择普通平键16X10GB1096-79型，其参数为R=b/2=8