东北大学课程设计ZDD5B.docx
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东北大学课程设计ZDD5B
、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
多灰尘
稍有波
动
小批
3）技术数据
题号
滚筒圆
带速
滚筒直
滚筒长
周力
v（m/s）
径
度
F（N）
D（mm）
L（mm）
ZDD-5
1100
2.2
320
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Fv/1000=2.42
根据表2-11-1确定各部分的效率
V带传动效率
n=0.95
一对滚动球轴承效率
n=0.99
闭式齿轮的传动效率
n=0.97
弹性联轴器效率
n=0.99
滑动轴承传动效率
n=0.97
传动滚筒效率
n=0.96
则总的传动总效率：
n=nXnXnXnXn=0.95X0.99X0.99X0.97X0.99X0.97X0.96=0.8326
3）、需要电动机的功率2.91KW丄/2.9ikw
0.8326
电机的转速131.3r/min
现以同步转速为Y100L2-4型（1500r/min）及
Y132S2-6型（1000r/min）两种方案比较，传动比
1440
10.96
131.3
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
1
Y100L2-
4
3.0
1500
1430
10.96
2
Y132S-6
3.0
1000
960
7.31
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3.0
kw,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二匹=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=2.88kw
ni=960r/min
Ti=9.55*pi/n1=9.55*2.88*1000/960=28.6
5Nm
1轴：
（减速器高速轴）
P2=p1*n12=2.88*0.95=2.736kw
N2=n1/i12=960/2.5=384r/min
T2=9.55*p2/n2=9.55*2.736*1000/384=68.04Nm
2轴：
（减速器低速轴）
P3=p2*n23=2.736*0.99*0.97=2.627kw
N3=n2/i23=384/4.02=95.5r/min
T3=9.55*2.6278*1000/95.5=262.7Nm
3轴：
（即传动滚筒轴）
N4=n3/i34=95.5/1二95.5r/min
P4=p3*n4=2.627*0.99*0.99=2.57kw
T4=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
传动
效率
号
率
n（r/mi
（N.m
式
比
n
P（k
n）
）
w）
1
2.8
960
28.65
弹性联
1.0
0.99
8
轴器
2
2.7
384
68.04
36
齿轮传
4.02
0.97
3
2.6
95.5
262.7
动
27
带传动
2.5
0.95
4
2.5
95.5
257.4
7
7
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，
由课本表10-3查得，取Ka=1.2;
Pc二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=100mm
2.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=n術2*dd1*
（1）=960/384*100*（1-0.02）=245m
m;
查课本表10-5，取其标准值250mm
4.确定中心距a和带长：
V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
.专业专注
=（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_*
得二
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*0.93）
=3.55;
取4根；
7.计算作用在轴上的载荷FR和初拉力F0
FR=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实二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
162-185HBS
计算应力循环次数N
N1=60njLh=603841（1030082）=1.11109
N11.11x1098
N213.8108
i2.92
查图11-14,Zn1=1.0Zn2=1.08（允许一定点蚀）
由式11-15,Zx1=Zx2=1.0,
取SHmin=1.0
由图11-13b,得
Simi=690MPa;-Him2=440MPa;
由11-24式计算许用接触应力
tH1H^1ZN1ZX^7107N/mm
SHmin
»2斗Zn2Zx2二4752N/mm
Sdmin
因JH2「：
：
!
「h」,故取—L卜H2L475.2N/mm2
2）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.jMPa
减速传动，U「二2.92；取a二0.4
由图11-7可得，Zh=2.5；
由式11-17计算中心距a
取中心距a=132mm。
估算模数mn=（0.0070.02）a=0.924—2.64mm,
取标准模数mn=2mm。
大齿轮齿数:
Z2=uz1=33.672.92二98.32；
取z1=34，z2=98;
传动比误差
齿轮分度圆直径：
d!
=mnz!
=68mm
d2二mnz2二196mm
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vz1/100=1.3734/100二0.46m/s，
得Kv=1.04。
齿宽b=aa=0.4132二52.8mm。
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©=1.07。
由表11-4，得Ka=1.1
K=Ka&KK二1.251.041.071.1二1.53
齿顶圆直径
a1=0.02634=0.884
a2—0.00998=0.882
；a=勺亠為2=1.766
由图11-6可得，Z=0.87
da1=d12h；mn=68mm
da2=d22h；mn=192mm
由式11-16,计算齿面接触应力
=441.1N/mm<屛】=4752MP
HHE；bdjU
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
!
冷丨=*lim1YstYnY1=29021.01.0二414MPa
Sfmin1.4
'■.F|im2Yst1522
tF2Flim2STYN2Yx21.01.0=217MPq
SFmin1.4
由式11-21计算齿根弯曲应力：
二84.63MPa：
：
tFJ二414MPa
故安全
2KT
；「F21YFa1Ysa2Y二81.24MPa：
：
217MPa
bd1m
安全。
（5）齿轮主要几何参数
Z1=34,Z2=98,u=2.92,mn=2mm,£=0,
d1=68mm,d2=196mm,
ha1=ha2=2mm,
da1=72mm,da2=200mm
df1=63mm,df2=191mm,a=132mm
齿宽b2=b1=52.8mm,b1=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2-11-2，
d_A3P=13032.736=25.02mm,受键槽影响加
Yn>384
大％5取d=28mm
（二）低速轴的设计计算
1.d_A。
3P=14032.627=42.26mm,受键槽影响加
\nV384
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=1.5665.38
=998.87Nm
Tc=KT=1250Nm>Tc=998.87Nm满足要求取轴伸长d=82
2.选择联轴器
拟选用弹性联轴器（GB5014-85）
名义转矩T=9550Xp=262.7Nm
n
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Ft=d3=2653.53N
径向力Fr二F
tan：
二2653.53tan20-965.80N
轴向力Fa=Fttan2-0N
a.垂直面支反力
1Mb=0—RAy（L1L2）FtL^0
=1315.639N
RBy=Ft—RAy=1337.891N
J——k
<1——
丿
1
3/T
A
H
八
1C
/
F
B
F>J
F口
T-
b.水平面支反力
-Mb=0得，
-Raz（LiL2）-Fa；FrL2=0
2
Raz
工478.85N
LiL2
1Z=0,Rbz=Fr
-Raz=486.95N
c点，垂直面内弯矩图
MCy=RAyLi=81.5Nm
C点右Mb二RbzL2二29.66Nm
C点左,MCz=RazLi=29.66Nm
a.合成弯矩图
C点右,Mc=MCyIcz=80.68Nm
C点左,MC=MyMCz=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=0.6
C点左边
MVc二Ml（T）2=81.7Nm
C点右边
Me二MC2（:
T）2=81.7Nm
D点
MVd二mD：
To2二:
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■-B=650N/mm2查表13-2得
2
［；「b］」二60N/mm。
I
C点轴径de-323.88mm
\0.^bl
因为有一个键槽de-23.88（1•0.05）=25.07mm。
该
值小于原设计该点处轴径56mm，故安全。
D点轴径d^>J一MVD—=29.73mm
\0.1玩L
因为有一个键槽de=29.73（10.05）=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C0=33500N，c=25000N.
2）、计算径向支反力
R1二r2hR：
=1458.4N
R2二.R；hr2v二2744.04N
3）、求轴承轴向载荷
Ai=ON
A2=0N
4）、计算当量动载荷
为P仁P2=482.9N
因为P仁P2,按P2计算
查表14-8和14-9,取ft=1.0,fp=1.0
106fcV106（33500Y
Lioh———!
—汉
60n\P}60汉95.5,482.9’
1
=58265057.98h480000h
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=8mm,L:
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,查得卜pLyoN/mm2
4T
dhl
4262.7103
561029"~
二64.71N/mN
因二p：
：
：
匸p,故安全⑵外伸处：
选择键14X9,GB1096-79,其参数为
R=b/2=7mm,L取82;l=L-2XR=82-2X
7=68mm,
d=45mm。
齿轮材料为45钢，载荷稍有波动，静联接，
由表9-7，查得卜p—40N/mm2
4T4262.71032
二p38.15N/mm
pdhl45968
因二p：
：
：
-pL故安全
九、减速器的润滑及密封形式选择
1减速器的润滑采用脂润滑，选用中负荷工业轴承润滑
GB492-89。
2油标尺M16,材料0235A
3密封圈：
密封圈采用毡圈密封，型号FZ/T92010-1991
由于工作环境是多尘环境，选用有过滤灰尘作用的网式通气器。
十、指导参考书
陈良玉等著<<机械设计基础>>
东北大学出版社2000
孙德志等著<<机械设计课程设计>>科学出版社2010
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由于涉及版权问题，希望同学们不要侵权，自觉在学习参考
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版权及最终解释权归原作者所有。
（已经擦出涉及个人隐私的部分）
**（科学出版社出版的<机械设计基础课程设计>的作
业ZDD-5）**
21.54680442.921
x
52.86822.92
故安全。
（4）验算齿根弯曲疲劳强度
按Z1=34，Z2=98,由图11-10得YFa1=2.50，丫尸玄2
=2.20
由图11-11得YSa1=1.65，YSa2=1.80。
由图11-12得丫尸0.703。
由图11-16（b），得；"im1=290MPa,
-Flim2=152MPa
由图11-17,得YN1=1.0,YN2=1.0
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