机械设计基础ZDDB3

1、 机械设计基础课程设计说明书题目： 设计胶带输送机的传动装置ZDD-B3。 班 级：姓 名：学 号：指导教师:成 绩： 年 月一、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-310002.0500500二、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 根据表2-11-1，确定各部分的效率:V带传

2、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 ×3×4×5×6 = 0.95×0.99×0.99×0.97×0.99×0.97×0.96 = 0.8326 （3）电机的转速 所需的电动机的功率 现以同步转速为1500r/min（Y100L2-4型）及1000r/min （Y132S-6型）两种方案比较，传动比，

3、；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1Y100L2-43.01500143018.722Y132S-63.0100096012.57比较两种方案，为使传动装置结构紧凑，决定选用方案2 即选电动机Y132S6型 ，同步转速1000r/min 。同时，由表2-19-2查得其主要性能数据列于下表：电动机额定功率/kW3.0电动机满载转速/(r/min)960电动机轴伸直径D/mm38电动机轴伸长度E/mm80电动机中心高H/mm132堵转转矩/额定转矩2.0三、传动装置的运动及动力参数计算 （1）分配传动比总传动比;由

4、表2-11-1得，V带传动的传动比i01= 2.5，则齿轮传动的传动比为：i12=i/i01=12.57/2.5=5.03，此分配的传动比只是初步的，实际传动比的准确值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。 （2） 各轴功率、转速和转矩的计算0轴：（电动机轴） P0=pr=2.40kw，n0=960r/min T0=9550×p0/ n0=9550×2.40/960=23.88Nm 1轴：（减速器高速轴） P1=p0×01= p0×1=2.40×0.95=2.28kw n1=n0/i01=960/2.5=384r

5、/min T1=9550×P1/n1=9550×2.28/384=56.70 Nm 2轴：（减速器低速轴）12=0.99×0.97=0.96 P2= P1×12=2.28×0.96=2.19kw n2=n1/i12=384/5.03=76.34r/min T2=9550×P2/n2=9550×2.19/76.34=273.97Nm 3.轴：（即传动滚筒轴）23=0.99×0.99=0.98 n3=n2/i23=76.34/1=76.34r/min P3= P2×23=2.19×0.98=2.15

6、kwT3=9550×P3/n3=9550×2.15/76.34=268.96Nm （3）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02.4096023.88带传动2.50.9512.2838456.70齿轮传动2.920.9722.1976.34273.97弹性联轴器10.9932.1576.34268.96 四、传动零件的设计计算电动机型号为Y132S-6，额定功率=3.0kw，转速为n1=960r/min，减速器高速轴转速n2=384r/min，班制是2年，载荷稍有波动。（1）减速器以外的传动零件的设计计算1.选择V带的型

7、号 由书中表10-3查得工况系数KA=1.2;Pc=KAP0 =1.2×3.0=3.6kw查课本图10-8，可得选用A型号带，dd1min =75mm;由表10-4，取推荐值直径,即dd1=100mm;2.验算带速v=dd1n1 /(60×1000)=3.14×100×960/60×1000=5.024m/s;满足5m/s v25m/s;3.确定大带轮的标准直径 i=n1/n2, =0.01 dd2=idd1(1-)=(960/384)×100×(1-0.01)=247.5mm;查表10-5，取其标准值dd2=250mm；验

8、算带的实际传动比：i实=dd2/dd1=250/100 =2.5；4.确定中心距a 和带长LdV带的中心距过长会使结构不紧凑，会降低带传动的工作能力；初定中心距a0, a0=(0.7-2.0)( dd1 +dd1)=245700 mm取a0=350mm，相应 a0的带基准长度Ld0:Ld0=2×a0+3.14/2 ×( dd1 +dd2)+(dd2 dd1)2/（4× a0）=1265.57 mm; 查表10-2可得，取Ld=1250mm;由Ld求实际的中心距a,a = a0+(LdLd0)/2 =342.5mm（取343mm）5.验算小轮包角1由式1=1800-

9、(dd2 dd1)/a×57.30;1 =1800 -(250-100)/343×57.30 =154.940>1200 符合要求；6.计算带的根数 z= Pc /( P0 +P0 )×K×KL 由图10-7查得， P0 =1.0kw, P0 =0.13kw 查表10-6可得，K=0.93，查表10-2，KL = 0.93，代入得，z =3.6/(0.13+1.0)×0.93×0.93 =3.68; 取z =4根。7.计算作用在轴上的载荷FR和初拉力F0 F0为单根带的初拉力， F0= 500Pc(2.5/K-1)/vz +qv

10、2 =500×3.6×(2.5/0.93-1)/5.024×4+0.1×5.0242 =153.73N（查表可得，q =0.10kg/m）FR =2 F0zsin(1/2) = 2×153.73×4×sin(154.940/2) =1200.55N（2） 减速器箱内的圆柱齿轮传动的设计计算1选择材料由表11-1，大小齿轮材料选择如下:小齿轮40Cr钢调质处理齿面硬度250-280HBS大齿轮 ZG310-570正火处理齿面硬度162-185HBS2计算应力循环次数N 查图11-14得ZN1=1.0，ZN2=1.0（允许有一定

11、点蚀）。由图11-15得ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0， 由图11-13（b）,得Hlim1=690Mpa，Hlim2=440 Mpa。3计算许用接触应力 因，故取4按齿面接触强度确定中心距小轮转矩 T1=9550×P1/n1=9550×2.28/384=56700N·mm初取，取，由表11-5得；由图11-7可得，=2.5，减速传动，; 由式（11-17）计算中心距a取中心距a=160mm。 估算模数mn=(0.0070.02)a=1.123.2mm,取标准模数mn=2mm。 小齿轮齿数：大齿轮齿数：z2=uz1=取z1=27，z2=133 实际传

12、动比传动比误差， 齿轮分度圆直径 圆周速度由表11-6,取齿轮精度为8级。5 验算齿面接触疲劳强度按电机驱动,载荷平稳，由表11-3，取KA=1.0。由图11-2（a），按8级精度和，查得Kv=1.05。齿宽。由图11-3(a)，按b/d1=64/54=1.19,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得K=1.15。由表11-4，得K=1.1。载荷系数由图11-4得查图11-6，得由式11-16，计算齿面接触应力故安全。6验算齿根弯曲疲劳强度 按Z1=27，Z2=133，由图11-10得Y=2.60，Y=2.18。由图11-11得Y=1.62，Y=1.82。由图11-12，得Y=0.70

13、。由图11-16(b)，得，。由图11-17，得FN1=1.0，FN2=1.0。.由图11-18，得Y=Y=1.0。取Y=2.0，S=1.4。由式（11-25）计算许用弯曲应力，由式（11-21）计算齿根弯曲应力 7齿轮主要几何参数 z1=27, z2=133, u=5.03, mn=2 mm, 0=0, mm mm ha1 = ha2 =2mm,a=（d1+d2）/2=160mm b2=b=aa=0.4×160=64mm, b1=b2+(510)=69mm。五、轴的设计计算根据要求，选择轴的材料为45钢，调质处理。（一）高速轴的设计1确定减速器高速轴外伸段轴径,受键槽影响，加大4%

14、5%，dmin=21.73×1.05=22.82mm,取d25mm 。 2 确定减速器高速轴各段轴径 轴头1d=25mm，轴肩d2= d1+(34)C1=25+(34)×1.6=（29.831.4）mm，查表2-11-3，C1=1.6，取d2=30mm，轴颈d3=35mm（d3为与6207深沟球轴承配合的轴颈），轴头d4= d3+(13)=（3638）mm，取d4=38mm，轴环d5=d4+(34)C1=38+(34)×2=(4446)mm,查表2-11-3，C1=1.6，取d5=45mm，d6=d3=35mm。3选择高速轴的轴承根据高速轴d3=35mm，查表2-

15、13-1，选择轴承的型号为：（GB/T276-1994）-6207，D=72mm，B=17mm。4选择高速轴的轴承盖查表2-16-4，轴承外径D=72mm，螺钉直径d3=8mm，d2= d3+1=9mm，D0=D+2.5 d3=92mm，D2= D0+2.5 d3=112mm，e=1.2 d3=9.6mm(取e=10mm)，e1>=e，D1= D-（34）mm=（6869）mm，取D1=68mm，D4= D-（1015）mm=（5762）mm，取D4=60mm，b=510mm，取b=6mm，h=(0.81)b=4.866mm，取h=5mm。（二）低速轴的设计计算，联轴器的选择1初步选定减

16、速器低速轴外伸段直径d=(0.81.0)d电机=(0.81.0) ×38=30.438（mm）2选择联轴器拟选用弹性联轴器（GB/T 5014-2003） 名义转矩T=9550×=9550×2.19/76.34=273.97Nm 计算转矩为TC=KAT=1.5×273.97=410.96N·m从表2-14-1可查得，LX3号联轴器满足要求公称转矩Tn =1250N.m，许用转速n=4750r/min,轴孔直径d=3048mm,能满足减速器轴径的要求。3最终确定减速器低速轴外伸段直径,按一个键槽考虑，最小直径加大5%，得dmin=33.67

17、15;1.05=35.35，取136mm。 根据减速器低速轴外伸端直径d1=36mm,故联轴器主动端轴孔直径选择d=36mm,Y型轴孔长度L联轴器= 82mm,C型键槽，并取低速轴外伸端长度为80mm,因减速器低速轴外伸端直径d1=36mm,查表2-12-13选定A型键槽b=10mm,h=8mm,因低速外伸长度为80mm，所以取键长L=70mm。 4 确定减速器低速轴各段轴径与长度轴头135mm，轴肩d2= d1+(34)C1=4143mm，查表2-11-3，C1=2.0，取整d2=42mm， 轴颈d3=45mm（d3为与6209深沟球轴承配合的轴颈）， 轴头d4= d3+(13)=4648m

18、m，取d4=47.5mm，轴环直径d5=d4+(34)C1=47.5+（34）×2=53.555.5mm,取d5=56mm， 轴颈d6=d3=45mm。各段长度：按照表1-5-4的形式进行说明 d1 轴头L1=L联轴器-l=82-2=80mm,l=2。从齿轮定位轴环d4端面为设计基准到各轴梯的长度到d1轴外伸端，L2=b2+5+（K+）+t+e+s2+L1=64+10.5+50+2+10+(1520)+80=231.5236.5mm,取L2=235(则s2=19mm)到d3轴颈，L3=b2+5+s1+B=64+10.5+(1015)+19=103.5108.5mm取L3=105mm(

19、则s1=12mm)到d4轴头，L4=b2-l=64-3=61mm轴环宽度，L5=0.7（d5-d4）=5.95,取L5=6mm轴的总长度=L2+5+s1+B=235+10.5+12+19=276.5mm取轴的总长度=277mm。5选择低速轴的轴承根据低速轴d3=45mm，查表2-13-1，选择轴承的型号为：（GB/T276-1994）-6209,主要参数D=85mm，B=19mm。6选择低速轴的轴承盖轴承外径D=85mm，螺钉直径d3=8mm，d2= d3+1=9mm，D0=D+2.5 d3=105mm，D2= D0+2.5 d3=125mm，e=1.2 d3=9.6mm(取e=10mm)，e

20、1>=e，D1= D-（34）=（8182）mm，取D1=82mm，D4= D-（1015）=（7075）mm，取D4=72mm，b=510mm，取b=6mm，h=(0.81)b=4.86mm，取h=5mm。六、轴的强度校核1.低速轴校核（1）求作用于齿轮上的作用力，绘出轴的空间受力图 作用在齿轮上的作用力转矩T T=9.55×106×=9.55×106×2.19/76.34=2.74×105Nmm 圆周力 Ft=2T/d2= 2×2.74× 105/266=2060N. 径向力 Fr=Fttan=2060×

21、tan20=749.78N 轴向力 Fa=Fttan=2060×0=0N （2）求支座反力(图1（a）) 1垂直面支反力MB=0-RAy(LAC+LBC)+FtLBC=0 (式中LAC=B/2+s2+5+B2/2=19/2+19+10.5+64/2=71mm, LBC=B2/2+5+s1+B/2=64/2+10.5+12+19/2=64mm.)-RAy= = 1083.41NY=0RBy=Ft-RAy=976.69N2水平面支反力得，-RAz(LAC+LBC)-Fad/2+FrLBC=0 RAz=(FrLBC-Fad/2)/(LAC+LBC)=355.45NRBz=Fr-RAZ=39

22、4.33N （3）作弯矩图1垂直面内弯矩图MY(图1（b）)C点，MCy=RAYLAC=1083.41×71=7.69×104N·mm2水平面内弯矩图MZ (图1（c）)C点左边 MCZ=RAZLAC=2.52×104N·mm C点右边 MCZ=RBZLBC=2.52×104N·mm 3作合成弯矩图(图1（d）)C点左边 MC=8.09×104N·mm C点右边 MC=8.09×104N·mm 4作转矩T图(图1（e）)T=2.74×105Nmm 5作当量弯矩图(图1（f）)

23、该轴单向工作，转矩按脉动循环应力考虑，取=0.6 。C点左边 =1.83×105N·mm C点右边 D点 轴的结构及计算6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45mm，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35mm，故安全。七、滚动轴承的选择及其寿命验算1、低速轴轴承的选择选择低速轴的一对6209深沟球轴承校核：（1）、确定轴承的承载能力查表2-13-1，轴承6209 的基本额定静载荷=17.5kN，基本额定动载荷Cr=24.5kN.（2）、计算径向支反力 =1053.29N （3）、计算当量动载荷由于轴承承受纯径向载荷，所以P1 =R1=NP2= R2=1053.29N;2、 低速轴承寿命计算该轴承为深沟球轴承，=3,C=Cr=24500N. 故深沟球轴承6209适用。八、 键联接的选择和验算（一）高速轴上键