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机械设计基础课程设计zdd

机械设计基础课程设计

计算说明书

材料与冶金学院

冶金工程1006班

设计者：

赵大鹏指导教师：

李翠玲

2012

东北大学

1设计任务书

2电动机的选择计算

3传动装置的运动和动力参数计算

4传动零件的设计计算

4.1V带传动的设计计算

4.2圆柱齿轮传动的设计计算

5轴的设计计算

6滚动轴承的选择及其寿命计算

7键连接的选择和计算

8联轴器的选择

9润滑与密封

参考文献

1、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

L清洁—

平稳

p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-8

1200

2.1

400

600

2、电动机的选择计算

2.1电动机的转速选择

2.1.1计算传动滚筒的转速

2.1.2电动机的转速

考虑经济性，可同步转速为1500或1000r/min的电动机。

选用丫系列三相异步电动机。

2.2电动机的输出功率

2.2.1工作机的功率

Pw二Fv二2520w二2.52kw

2.2.2传动装置的总效率

n6=0.96

根据表2-11-1确定各部分的效率：

V带传动效率

n1=0.95

一对滚动球轴承效率

n2=0.98

闭式齿轮的传动效率

n3=0.97

弹性联轴器效率

n4=0.99

滑动轴承传动效率

n5=0.97

传动滚筒效率

则总的传动总效率

n=0.99X0.98X0.98X0.97X0.95X0.97X0.96=0.816

2.2.3所需的电动机的输出功率

Pr3.09kw

2.3选择电动机型号

现以同步转速为丫112皿-4型（1500r/min）及Y132M1-6

型（1000r/min）两种方案比较，传动比i''14.257

万案号

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

Y112M-4

4.0

1500

1440

14.26

Y132M1-6

4.0

1000

960

9.5

nonw

=9.5；由表得电动机数据,

比较两种方案，为使传动装置结构紧凑，决定选用方案2

选电动机丫132M—6型，额定功率4.0kw,同步转速1000r/min,满载转速960r/min。

3、传动装置的运动及动力参数计算

3.e1分配传动比

3.1.1总传动比

二9.5

3.1.2各级传动比分配

取V带传动的i带=2.5，则齿轮传动的传动比为：

I闭=i/i带=9.5/2.5=3.8

3.2各轴功率、转速和转矩的计算

0轴：

（电动机轴）

P0=P=3.09kw

N0=96Or/min

To=955O*Po/n°=9550*3.09/960=30.74Nm

1轴：

（减速器高速轴）

Pi=F0*n带二3.09*0.95=2.9355kw

Ni=rb/i带=960/2.5=384r/min

Ti=9.55*Pi/ni=9.55*2.9355*1000/384=73Nm

2轴：

（减速器低速轴）

P2=p*n滚n齿=2.9355*0.98*0.97=2.79kw

N2=ni/i闭=384/3.8=101.05r/min

T3=9.55*2.79*1000/101.05=263.68Nm

3轴：

（即传动滚筒轴）

N3=rb=101.05r/min

P3=p2*n滚动n联=2.79*0.99*0.98=2.71kw

Ta=9.55*2.71*1000/101.05=256.12Nm

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n

3.09

960

30.74

带传动

2.5

0.95

2.9355

384

齿轮传动滚动球轴承

3.8

0.9506

2.79

101.05

263.68

弹性联轴器滚动球轴承

1.0

0.9702

2.71

101.05

256.12

4、传动零件的设计计算

4.1.V带传动的设计计算

（1）选择V带型号

因为小轮的转速是960r/min，班制是2年，载荷变动小,取Ka=1.1;

Pc=Ka.P=1.1*3.09=3.399kw

根据PC与no,由图可得选用A型号带，ddlmin

=75mm取标准直径即ddi=100mm

（2）.验算带速

V=3.14*ddi*n。

/60*1000=5.024;满足5m/s<=V<=25-30m/s;

（3）.确定大带轮的标准直径：

Dd2=ni/n2*ddi=960/384*100=250mm;

（4）.确定中心距a和带长Ld:

初定中心距a0,a0=（0.7-2.0）（dd1+cL）=245~~700mm取350mm

相应a0的带基准长度Ld0:

Ld0=2*a0+3.14/2*（d出+dd1）+（dd2—dd1）/4*a0=1265.57mm;

查表10-2可得，取Ld=1250mm;

由Ld放过来求实际的中心距a,

a=a0+（Ld-Ld0）/2=342.5mm（取343mm

（5）.验算小轮包角a,

由式a1=1800-2r;

r=arcsin（dd2-dd"/2a可得,r=arcsin（250-100）/2*343=12.65a1=18d-2*12.630=154.7>1200

符合要求；

（ds6）.计算带的根数；

Z=Pc/（P0+AP0）*Ka*Kl

查表可得，P0=1.0kw,AP0=0.13kw

查表10.6可得，Ka=0.926,

查表10.7,Kl=0.93

代入得，z=3.399/（0.13+1.0）*0.926*0.93=3.50

取4根；

（7）.计算作用在轴上的载荷Fr和初拉力F0

Fr=2F0*z*sin（a1/2）=2*148.68*4*cosr=1141.76N

且F0为单根带的初拉力，

F0=500*Pc/v*z*（2.5/Ka-1）+qv2

=146.27N

（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

4.2圆柱齿轮传动的设计计算

（1）材料选择

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=60n2jLh=603841（1030082）=1.11109

N2黑二2.92108

查图11-14,Zn1=1.0Zn2=1.10（允许一定点蚀）

由式11-15,Zx1=Z<2=1.0,

取Smir=1.0

由图11-13（b）得

二Hlim1=690MPa「Hlim2=440MPa

-H1

Hlim1

SHmin

ZN1ZX1=690N/mm

tH2晋ZN2Zx2=484N/mmf

SHmin

因H2J1「H1，故取hI!

.hJ=484N/mm2

（2）按齿面接触强度确定中心距

小轮转矩T1=73000N・mm初定螺旋角B=12°由图11-20得ZB=0.99

初取KtZ：

=1.0，由表11-5得ZE=188.9.N/mm2

减速传动，u二i=3.8;取\=0.4

由图11-7可得，Zh=2.45;

由式（11-32）计算中心距a

IKT1

ZhZeZ?

「2

^aU

a-（u1）3

实际传动比i实=生=3.73

传动比误差

I理一I实

一——灯00%=

I理

3.73一3.8100%=1.8%：

：

5%,

3.8

修正螺旋角B=arccos[Mn（Z2+Zi）]/（2a）=11.675与初选12°ZH,ZB可不修正

齿轮分度圆直径

di=mnZi=61.268mm

d2=mnZ2=228.732mm

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，载荷平稳，由表11-3,取KA=1.0

按8级精度和vz1/100=1.2330/100=0.369m/s,

得K/=1.02。

齿宽bh：

：

aa=0.4145=58mm。

由图11-3a，按b/d1=0.95,考虑轴的刚度较大和

齿轮相对轴承为非对称布置，得Kb=1.08。

由表11-4，得K=1.4

载荷系数K二KaKvK『K.=1.251.041.081.1=1.54由图11-4按Zv1=Z1/cos3B=31.94

Zv2=Z2/cosB=119.25得：

a1=0.846

a2=0.835

；a=；a1；a2=「681

查表11-6可得，Z；=0.775

由式11-31,计算齿面接触应力

巧=ZhZeZZ*2KT1U+1=245汉18897.775勺.08\bd1u

=44^4N/mm:

t^=484N/mm

21.54730003.81

5861.26823.8

故安全。

（4）验算齿根弯曲疲劳强度

按Zvi=31.94,Zv2=119.25,

由图11-10，得

YFa1=2.54,YFa2=2.19

由图11-11得

Ys：

1=1.62Ys：

2=1.81

由图11-12得

Y1:

=0.65

由式11-33计算许用弯曲应力

tF12KT1Yf1Ys.1YY：

=118.46MPa十f]1

bd〔mn

安全

「F2I-；「f1Yf'2Ys-：

2=114.12MPa：

：

[c]2YFa1YSa1

安全

（5）齿轮主要几何参数

Z1=30,z2=112,u=3.8,mn=2mm,B°=11.675

m=m/cosB=2.042mm

d1=61.268mm,d2=228.732mm,

da1=d1+2ham=65.268mm,da2=232.732mm

df1=d1-2（ha+c）m=56.267,df2=223.732mm齿宽b2=b1=58mm,b1=b2+（5~10）=66mm

5、轴的设计计算

5.1高速轴的设计

5.1.1选择轴的材料

45号钢

5.1.2按转矩初步估计轴伸直径

d_A3P=11032.935=21.67mm,受键槽影响加

Yn\384

大％5取"25mm

5.1.3设计轴的结构

考虑到密圭寸毡圈对轴径尺寸的要求，去d2=30mm

选择角接触球轴承，考虑到其对轴径的要求，取da=35mm

选择7207c型角接触球轴承。

5.1.4小齿轮上的作用力

2T1

圆周力Ft1，2384N

轴向力Fa1=Ft1tan-■492.6N

径向力Fn=Ftitan:

n-：

-cos：

=886N

齿面间正压力Fn1=F『-Fa1=2591N

5.2低速轴的设计计算

5.2.1选择轴测材料

材料选择45号钢，调质处理

5.2.2.按轴矩初步估计轴伸直径

，轴径加大$%,,取小=35mm。

选择角接触球轴承

根据毡圈密封件的尺寸要求，取d2=40mm根据轴承内径的尺

寸要求，取d3=45mmd4=48mmds=58mm

箱体壁厚s=8mm箱体内壁距轴承座孔最外端的距离为8+G+C

+（5~8）=（8+20+16+5）=49

口=轴段超出轴承盖19mm

轴承端盖的厚度参考毡圈密封件的尺寸而定，取10mm

因T2=263.68Nm

1x2型弹性联轴器的公称转矩Tn=560》1.5T2选用此联轴器，

轴孔长度L=60mm

综上，确定轴各段长度如下：

L1=58mmL2=47mmL3=47mmL4=56mm大齿轮宽小2mm以

利于挡油盘给大齿轮定位）

I5=10mmL6=35mm

选择滚动轴承选择7209c型角接触球轴承

5.2.4轴的计算简图

大齿轮受力：

圆周力Ft2305.6N

转矩T=9.55*106P/N=263.68nmm

径向力Fr二Fttg：

n/cos1=856.9N

轴向力Fa二Fttan-=1109N

5.2.5铅直面内的支座反力

据vMb=0，得

FAOQFrJO

Ray二-「1528NL

2Y=0,RBY=Fr-Ray=1152.8N

5.2.6水平面内的支座反力

-RAz（LiL2）-Fa二FrL2=0

FrL2_Fa-

Rbz=Fr~■Raz-854.11N

C点，垂直面内弯矩图

Mcy二RayJ=7.37104Nmm

水平面内弯矩M

C点右M'cz=RbzL2=5.47104Nmm

C点左，Mcz二RazL1=178.5Nmm

a.合成弯矩图

C点右，MC=Y‘MCy+MCz=9.18汉104Nm

C点左，M'c=\.‘MCy+MCZ=2.37O04Nmm

5.2.7作转矩T图

T3=2.64105Nmm5.2.8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=JMC+化）2=1.75"05Nmm

C点右边

M；c=

D点

Mvd=MD：

T。

2二:

T=1.58105Nmm

5.2.9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8-1得二b=650N/mm2查表8-3得匸b］」.=60N/mm2。

因为有一个键槽de=30.78（10.05^32.32mm。

该值小于原

设计该点处轴径45mm故安全。

D点轴径dD-\0Mj/29.75mm

因为有一个键槽de=29.75（10.05）=31.24mm。

该值小于原

设计该点处轴径35mm,故安全。

6滚动轴承的选择及其寿命验算

6.1高速轴滚动轴承的选择及其寿命计算

6.1.1选择轴承类型及初定型号:

选7207c型角接触球轴承

6.1.2计算轴承的受力

6.1.3计算当量动载荷

由表14-15，G=17.5KNC=23.5KN

由表14-11,Xa==1,Ya==0Xb=1,Yb=0

当量动载荷：

由表14-8表14-9取ft=1.0fp=1.0

Lh二22261

6.2低速轴的滚动轴承选择及寿命计算

6.2.1选择轴承型号：

7209c角接触球轴承

6.2.2轴的受力

RFrL2

"JL2

T1528N

Rby二Fr-RaY=1152.8N

FrL2-Fad

Raz2二2.79N

Rbz二Fr-Raz二854.11N

Aa=0

对b处轴承RB=Jrby2Rbz2=1434.7

A=Fa=1109N

6.2.3计算当量动载荷

Pb二XbRbYbAbT434.7

6.2.45计算轴承寿命：

Lh=98560.6h符合要求

7键联接的选择和计算

7.1大齿轮与低速轴的链连接

轴径为48mm,选择b=14mmh=9m的平键L取50mm

由表9-7,[’p]=130MPa

4T2

「p67.82[「p]

d4h（L-b）

7.2大带轮与高速轴的键连接

轴径为25,选择b=8mmh=7mm取32mm

「p=69.52[「p]

符合要求

8联轴器的选择

选择1x2型弹性柱销联轴器

9润滑与密封

9.1润滑脂选择

ZN2型钠基润滑脂

9.2密封装置的选择

选择毡圈密封圈

参考文献

《机械设计基础课程设计》

孙德志张伟华邓子龙编

《机械设计基础》

陈玉良王玉良李力主编

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