机械设计基础课程设计ZDD10-C说明书

1、机械设计基础课程设计ZDD-10-C 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： 2013年1月11日目 录目 录 11、设计任务 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Ld 74.5验算小轮包角

2、1 84.6计算带的根数 84.7计算作用在轴上的载荷Fr 和初拉力 F0 84.8 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

3、、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(C)工作年限工作班制工作环境载荷性质生产批量151灰尘较少轻微冲击单件1.3技术数据(ZDD-10)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-1015001.62506002、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2-11-1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8

4、级精度齿轮的传动效率 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 = 1223456 = 0.950.9920.970.990.970.96 = 0.8326 = 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2-18-1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1Y100L2-43.01500143011.702Y132S-63.010009607.85比较两种方案，方案1的传动比比较大，

5、为使传动装置结构紧凑，选择方案2，决定选电动机Y132S-6型 ，同步转速1000（r/min）。电动机额定功率/（kW）3.0电动机满载转速/(r/min)960堵转转矩/额定转矩2.0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/mm1323、传动装置的运动及动力参数计算 3.1传动比的分配总传动比 根据表2-11-1，初定V带传动的i12= 2.5 i12= 2.5则齿轮传动的传动比为：i23=i/i12=7.85/2.5=3.14 i23=3.14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

6、速和转矩的计算1轴：（电动机轴）p1=pr=2.883（kW） n1=960（r/min） T1 =9.55*p1/ n1=9.55*2.883*1000/960=28.68（Nm）2轴： （减速器高速轴）P2=p1*12= p1*1 =2.883*0.95=2.739（kW）n2=n1/i12=960/2.5=384（r/min）T2=9.55*p2/n2=9.55*2.739*1000/384=68.12（Nm） 3轴：（减速器低速轴）P3=p2*23=p2*2 *3=2.739*0.99*0.97=2.630（kW）n3=n2/i23=384/3.14=122（r/min）T3=9.55

7、*p3/n3=9.55*2.630*1000/122=205.87（Nm）4轴：（即传动滚筒轴）P4=p3*34= p3*2 *4=2.630*0.99*0.99=2.578（kW）n4=n3/i34=122/1=122（r/min）T4=9.55*p4/n4=9.55*2.578*1000/122=201.80（Nm）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12.88396028.68带传动2.50.9522.73938468.12齿轮传动3.140.970.99232.630122205.87联轴器10.990.9942.578122201

8、.804、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960（r/min），班制是1年，载荷性质轻微冲击，取Ka=1.2 Ka=1.2PC=KaP1=1.2*2.883=3.4596（kW） PC=3.4596（kW）查书上图10-8，可得选用A型号带，dd1min=75（mm） dd1min=75（mm）查书上表10-4取标准直径即dd1=100（mm） dd1=100（mm）4.2验算带速v=* dd1 *n1 /60*1000=5.03（m/s） v=5.03（m/s）满足4.3确定大带轮的标准直径dd2= i12*dd1 =2.5*100=250（mm） dd2=250（mm

9、）取dd2=250mm，实际传动比i实=dd2/ dd1=2.5 i实=2.5百分差=0 合格4.4确定中心距a和带长LdV带的中心距过长会使结构不紧凑，会减低带传动的工作能力，初定中心距a0=(0.7-2.0)( dd1 +dd2)=245700 （mm）暂取a0=350（mm）相应a0的带基准长度Ld0:Ld0=2*a0 +（/2）*( dd1 +dd2)+(dd2 dd1)2/（4* a0）=1265.85（mm） Ld0=1265.85（mm）查书上表10-2可得，取Ld=1250（mm） Ld=1250（mm）由Ld求实际的中心距aa=a0+(Ld Ld0)/2 =342（mm） a

10、=342（mm）4.5验算小轮包角1由式1=180-（dd2-dd1）/a*57.3=154.87120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=1.0（kW）, P0 =0.10（kW）查表10-6可得，K=0.93 K=0.93查表10-2，KL = 0.93 KL = 0.93代入得z=3.4596/(1.0+0.10)*0.93*0.93=3.63根取z=44.7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/K-1)+qv2=500*3.4596/（5.03*4）*(2.5/0.93-1)

11、+0.10*5.032=147.67（N） F0=147.67（N）Fr=2*F0*z*sin（1/2）=2*147.67*4*sin(154.87/2)=1153(N) Fr=1153(N)4.8 V带传动的参数选用A型V带13.0（mm）顶宽，节宽11.0（mm）高度8.0（mm），共四根长1250（mm），Fr=1153（N），带轮中心距为342（mm），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 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N1=60*n2*j*Lh=

12、60*384*1*（10*300*16）=1.11*109 N1=1.11*109N2=N1/i=1.11*109/3.14=3.54*108 N2=3.54*108查图11-14，ZN1=1.00，ZN2=1.09（允许一定点蚀）由图11-15，ZX1=ZX2=1.0 查图11-13 =570（Mpa） =510（Mpa）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 =68.12（Nm）初取，由表11-5得 ;取，=2.5 =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130-160之间）估算模数mn=(

13、0.0070.02)a=0.98-2.8（mm）取标准模数mn=2mm mn=2mm小齿轮齿数：大齿轮齿数：z2=uz1=3.14*33.82=106.19取z1=34，z2=106 z1=34，z2=106实际传动比 传动比误差a=m*(z2+z2)/2=140（mm） a=140（mm）齿轮分度圆直径 d1=mz1 =68（mm） d1=68（mm）d2=mz2 =212（mm） d2 =212（mm）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 KA=1.25由图11-2（a），按8级精度得Kv=1.05 K

14、v=1.05齿宽 由图11-3(a)，按b/d1=56/68=0.824考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为对称布置K=1.03 K=1.03由表11-4，得K=1.1 K=1.1载荷系数K=KAKVKK=1.25*1.05*1.03*1.1=1.487 K=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=34 z2=106由图11-10得YFa1=2.50, YFa2=2.20 YFa1=2.50, YFa2=2.20由图11-11得YSa1=1.63, YSa2=1.81 YSa1=1.63, YSa2=1.81由图11-

15、12得：Y=0.70 Y=0.70由图11-16b，得，由图11-17，得Y=1.0，Y=1.0 Y=1.0，Y=1.0由图11-18 得 Y=Y=1.0 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 齿根弯曲应力故安全5.5齿轮主要几何参数 z1=34, z2=106, u=3.14, m=2 （mm）d1=mz1=68（mm） d2=mz2=212（mm）da1=d1+2ha*m=68+2*1*2=72（mm）da2= d21+2ha*m=212+2*1*2=216（mm） df1=d1-2(ha*+c*)m=68-2*(1+0.25)*2=63（mm）

16、df2=d2-2(ha*+c*)m=212-2*(1+0.25)*2=207（mm）齿宽b2 = b =56（mm） b1=b2+(510)=64（mm） 6、轴的设计计算6.1高速轴的设计计算（1）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4%-5%，取29（mm） 29（mm）（2）确定减速器高速轴各段轴径 129mmd2= d1+(58)=（3437）mm，取d2=34mmd3=40mmd4= d3+(13)=（4143）mm，取d4=43mmd5=d3=40mm（3）选择高速轴的轴承根据d3=40mm，查表2.4-1，选择轴承的型号为：（GB/T276-1994）-620

17、8 ，其D=80mm，B=18mm。6.2低速轴的设计计算及联轴器的选择（1）初步选定减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（GB5014-85） 名义转矩T3=205.87（Nm）计算转矩为TC=KT3=1.487205.87=306.13（Nm） TC=306.13（Nm）公称扭矩TN =630（Nm） TC=306.13（Nm）满足n=5000（r/min）n=122（r/min）查表2-5-1，其轴孔直径d=3048mm,能满足减速器轴径的要求，轴孔长度 L=60（mm）。 L=60（mm）（3）最

18、终确定减速器低速轴外伸段直径,受键槽影响，轴径加大4%5%,，取140mm； 140mm轴外伸段采用圆柱形。（4）确定减速器低速轴各段轴径 140（mm）d2= d1+(58)=4548（mm），取d2=45（mm）d3=50（mm）d4= d3+(13)= 5153（mm），取d4=53mm轴环直径d5=60mm d6=d3=50mm。（5）选择低速轴的轴承根据低速轴d3=50（mm），查表2.4-1，选择轴承的型号为：GB/T276-1994-6210主要参数：D=90（mm）B=20（mm）da=57（mm）Da=83（mm）（6）选择低速轴的轴承盖轴承外径D=90（mm），螺钉直径d3

19、=8（mm），e=1.2 d3=9.6mm(取e=10mm)，e1=e，D1= D-（34）=（8687）mm，取D1=86（mm），D4= D-（1015）=（7580）mm，取D4=76（mm）b=510mm，取b=6（mm）h=(0.81)b=4.86mm，取h=5（mm）。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 Fa=0径向力Fr=Fttann =707（N） Fr=707（N）2）支座反力：因L1=L2=L=60（mm） L1=L2=L=60（mm）RAY=RBY=Fr/2=707N/2=353.5（N） RAY=RBY= 353.5（N）RAZ=RB

20、Z=Ft/2=1942N/2=971（N） RAZ=RBZ= 971（N）3）求弯矩：MCY= RAY*L=353.5*0.060=21.21（Nm）MCZ= RAZ*L=971*0.060=58.26（Nm） MCZ= RBZ*L2=971*0.060=58.26（Nm）4)求转矩： T=T3=205.87(Nm)5）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53（mm），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40（mm），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表14-16，轴承6210 的C0=19.8(kN)，C =27(kN) 8.2计算径向支反力 8.3计算当量动载荷轴承承受纯径向载荷,A1=A2=0 P1=P2=R1=R2=1033.35(N)8.4寿命校核查表14-8、14-9，取fp=1.2,ft=1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 齿轮材料为45钢，轴径d4=53,载荷轻微