东北大学课程设计ZDD-5B

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-511002.2320500、电动机的选择计算.、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2-11-物定各局部的效率：V®传动效率「=0.95一对滚动球轴承效率42=0.99闭式齿轮的传动效率43=0.97

弹性联轴器效率44=0.99滑动轴承传弹性联轴器效率44=0.99滑动轴承传动效率55=0.9746=0.96=="iX"242沟3Xr]4X1]5X463)、需要电动机的功率2.91KWPrPw2.422.91kw0.8326电机的转速131.3r/min63)、需要电动机的功率2.91KWPrPw2.422.91kw0.8326电机的转速131.3r/min60/nwD602.2一^2131.3(r/min)iinonwiinonwi2n0nw典7.31;131.3现以同步转速为Y100L2-4型〔1500r/min及Y132S2-6型〔1000r/min两种方案比拟,传动比144010.96131.3由表2-19-1查得电动机数据,力杀电动机型额定功同步转满载转总传号号率(kW)速(r/min)速(r/min)动比1Y100L2-43.01500143010.962Y132S-63.010009607.31比拟两种方案,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/mi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,中央高H=132mm外伸轴段直径与长度分别为D=38mmE=80mm三、传动装置的运动及动力参数计算总传动比i匹7.31；由表2-11-15,V#传nw动的i.2.5,那么齿轮传动的传动比为：i23=i/i1=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*M=9.55*2.88*1000/960=28.65Nm1轴：〔减速器高速轴〕P尸P1*q12=2.88*0.95=2.736kwN2=m/i12=960/2.5=384r/minT2=9.55*p/n2=9.55*2.736*1000/384=68.04Nm2轴：(减速器低速轴)P3=p2*r]23=2.736*0.99*0.97=2.627kwN3=n2/i23=384/4.02=95.5r/minT3=9.55*2.6278*1000/95.5=262.7Nm3轴：(即传动滚筒轴)N4=n3/i34=95.5/1=95.5r/minP4=p3*q34=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号功率P(kw)转速n(r/min)转矩(N.m)传动形式传动比效率刀12.8896028.65弹性联轴器1.00.9922.73638468.04齿轮传动4.020.9732.62795.5262.7带传动2.50.9542.5795.5257.47四、传动零件的设计计算1.选才¥V带的型号由于小轮的转速是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,dd1m=75mm由课本表10-5,取标准直径即dd=100mm.验算带速V=3.14*d*仆/60*1000=5.024;满足5m/s<=V<=25-30m/s;.确定大带轮的标准直径：Dd2=n/r2*cd*(1：)=960/384*100*(1-0.02)=245mm;查课本表10-5,取其标准值250mm.确定中央距a和带长乜：V带的中央距过长会使结构不紧凑,会减低带传动的工作水平;初定中央距fa=(0.7-2.0)(dd1+dd2)=245700mm取350mm相应例的带基准长度4：一=2*+3.14/2*(cd1+dd)+(dd2d1)2/4*=1265.57mm;查表10-2可得,取一=1250mm;由上放过来求实际的中央距a,a=^+(&二以2=342.5mm(取343mm.验算小轮包角a由式*-.-：得°=3杯＞助符合要求；.计算带的根数；Z=Pc/〔：+h“〕*Ka*KL查表10-7可得,加=1.0kw,wp『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*0.93=3.55;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*s而154.94/2)=1161.1N且F0为单根带的初拉力,F0=500*Pc/(v*Z*(2.5/Ka-1)+q4=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：40C钢调质处理齿面硬度250-280HBS大齿轮：zg310-5钢正火处理齿面硬度162-185HBS计算应力循环次数N9N11.111098N160nljLh603841(1030082)1.11109N2三———3.810查图11-14Zn=1.0Zn2=1.08(允许一定点蚀)由式11-15Zx1=Zx2=1.0,取SHmi=1.0由图11-13b得Hlim1=690MPa；Hlim2=440MPa；由11-2轼计算许用接触应力hi上^ZniZxi71Q7N/mmShminH25m^ZN2ZX24752N/mrriH2N2X2SHmin因H2hi,故取hH2475.2N/mm22〕按齿面接触强度确定中央距小轮转矩Ti=68044N・mm初取KtZ；1.1,由表11-5马Ze188.9.MPa减速传动,ui2.92；取a0.4由图11-而T得,Zh=2.5;由式11-1计算中央距a2*工ZHZEZa(u12——2aUh120.1mm‘c“八’1.1680442.120.1mm(2.921)320.42.92475.2取中央距a=132mm估算模数m=(0.0070.02)a=0.924-2.64mm,取标准模数mn=2mm小齿轮齿数：Zi2a2132m"U12~~2^2~~133.67大齿轮齿数：z2=uzi=33.672.9298.32;取z=34,Z2=98;TOC\o"1-5"\h\z实际传动比i实空电2.88乙34传动比误差理।实2.922.88100%-100%1.37%5%,i理2.92齿轮分度圆直径TOC\o"1-5"\h\zd10Z168mmd2mnz2196mm圆周速度vd1n二一68誉1.37m/s601036104由表11-6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11-3取Ka=1.25由图11-2(a)按8级精度和vzi/1001.3734/1000.46m/s,得Kv=1.04齿宽baa0.413252.8mm由图11-3(a)按b/d=0.78,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置,得Kb=1.07.由表11-4彳3Ka=1.1TOC\o"1-5"\h\z载荷系数KKaKvKK1.251.041.071.11.53齿顶圆直径a10.026340.884aa20.009980.882a2aa1a2「766

由图11-6T得,Z0.87*TOC\o"1-5"\h\zda1d12ham168mm*da2d22hamn192mm由式11-1时算齿面接触应力2KTu1HZHZEZ:-12.5018890.87441.1N/mrn441.1N/mrn4752MPF2曹%YN2YX215221.01.0217MPaSFmin1.4由式11-2计算齿根弯曲应力：2KT、/、/、/21.5468044F1———YFa1Ysa1Y2.501.650.703bd1mn52.868284.63MPaF1414MPa故平安.2KTF21YFa1Ysa2Y81.24MPa217MPabd〔m平安.(5)齿轮主要几何参数z=34,Z2=98,u=2.92,mh=2mm,00=0,d=68mm,2=196mm,ha1=ha2=2mm,da=72mm,矗=200mmdf1=63mm,f2=191mm,a=132mm齿宽b2=b1=52.8mm,1=b2+(5〜10)=60mm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2-11-2A3P130

n3/2.736:38425.02mm,受键槽影响加大％即<1=28mm〔二〕低速轴的设计计算'I.dA031P1403：262742.26mm,受键槽影响加.n.384,轴径加大5%一取d=45mm.由于是小批生产,故轴外伸段采用圆柱形.初取联轴器HL4,公称转矩Tn=1.5665.38=998.87N・mTc=KT=1250N-m>TC=998.87NJ-m满足要求取轴伸长d=82.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>Tc[n]=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：作用在齿轮上的圆周力Ft2T32653.53Nd4径向力FrFttan2653.53tan20965.80N

轴向力FaFtan0Na.垂直面支反力Mb0RAy(LiL2)FtL20t21315.639NLiL2「b.水平面支反力Mb0得,dRaz(LiL2)Fa—FrL202F,Raz—Fa2478.85NZ0,RbzFrRaz486.95NC点,垂直面内弯矩图MCyRyL81.5NmC点右M'czRbzL229.66NmC点左,MczRazLi29.66Nma.合成弯矩图C点右,Mcv'MCyCZ80.68NmC点左,MC\MyMCz80.68Nm作转矩T图T262.7Nm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MVcMC(T)281.7NmC点右边欣同(T)281.7NmD点M/dVMDTO2T157.6Nm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B650N/mm2查表13-2得[b]160N/mm2.C点轴径de3,一MaC—23.88mm,0.1b1由于有一个键槽dC23.88(10.05)25.07mms该值小于原设计该点处轴径56mm故平安D点轴径dD3一MD一29.73mm0.1b1由于有一个键槽dC29.73(10.05)31.2mm.该值小于原设计该点处轴径45mm故平安七、滚动轴承的选择及其寿命验算低速轴轴承选择一对621深沟球轴承,低速轴轴承校核：1)、确定轴承的承载水平查表14-16轴承611的,-33500N,c=25000N.2〕、计算径向支反力R1R；R1V1458.4NR2/R；1R2V2744.04N3〕、求轴承轴向载荷Ai=0NA2=0N4〕、计算当量动载荷为P1=P2=482.9N由于P1=P2,按P2计算查表14-8和14-9,取ft=1.0,fp=1.0TOC\o"1-5"\h\z63_63106C10633500L10h-—二-1一一60nP6095.5482.9,1.58265057.98h-480000h2故深沟球轴承621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16X10GB1096-7型,其参数为R=b/2=8mmL:45-180取45;l=L-2XR=29,d=56mm齿轮材料为45钢,载荷平稳,静联接,由表9-7,查得140N/mm2p4Tdhl4262.7103""561029-64.71N/mn2外伸处：选择键14X9,GB1096-7职参数为R=b/2=7mmL取82;l=L-2义R=82-2义7=68mmd=45mm齿轮材料为45钢,载荷稍有波动,静联接,由表9-7,查得p140N/mm24T

dhl4262.710345968238.15N/