机械设计Word文档格式.docx
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4.6计算带的根数9
4.7计算作用在轴上的载荷Fr和初拉力F09
4.8V带传动的参数9
5、减速器内传动零件的设计计算10
5.1选择材料10
5.2按齿面接触强度确定中心距10
5.3验算齿面接触疲劳强度11
5.4验算齿根弯曲疲劳强度12
5.5齿轮主要几何参数13
6、轴的设计计算14
6.1高速轴的设计计算14
6.2低速轴的设计计算及联轴器的选择14
7、低速轴的强度校核15
8、滚动轴承的选择及其寿命验算17
8.1确定轴承的承载能力17
8.2计算径向支反力17
8.3求轴承轴向载荷17
8.4寿命校核17
9、键联接的选择和验算18
9.1齿轮处18
9.2外伸处18
10、减速器的润滑及密封形式选择19
11、指导参考书19
1、设计任务书
1.1设计题目
胶带输送机传动装置的设计（带传动）
1.2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
1.3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-9
1400
1.8
320
500
2、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，
封闭式自扇冷式结构，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2-2-1确定各部分的效率:
V带传动效率η1=0.95
一对滚动球轴承效率η2=0.99
闭式8级精度齿轮的传动效率η3=0.97
弹性联轴器效率η
=0.99
滑动轴承传动效率η5＝0.97
传动滚筒效率η6=0.96
则总的传动总效率
η=η1*η2*η2*η3*η4*η5*η6
=0.95×
0.99×
0.98×
0.97×
0.96
=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2-9-1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
1440
16.75
Y132S-6
1000
960
11.16
比较两种方案，为使传动装置结构紧凑，
决定选电动机Y132S-6型，额定功率3.0kw,
同步转速1000r/min,满载转速960r/min。
同时，由表2-9-2查得电动机中心高H=132mm，
外伸轴段D×
E=38mm×
80mm，额定转矩2.0。
3、传动装置的运动及动力参数计算
3.1传动比的分配
根据表2-2-1，初定齿轮传动的传动比为
得出V带传动的
，
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、转速和转矩的计算
0轴：
（电动机轴）
P0=pr=3.027kw
n0=960r/min
T0=9.55*p1/n1=9.55*3.027*1000/960=30.11Nm
1轴：
（减速器高速轴）
P1=p0*η01=3.027*0.95=2.876kw
n1=n0/i01=960/2.79=344.086r/min
T1=9.55*p1/n1=9.55*2.876*1000/344.086=79.822Nm
2轴：
（减速器低速轴）
P2=p1*η12=2.876*0.97=2.785kw
n2=n1/i12=86.022r/min
T2=9.55*p2/n2=9.55*2.785*1000/86.022=309.185Nm
3轴：
（即传动滚筒轴）
P3=p2*η23=2.785*0.99=2.757kw
n3=n2/i23=86.022/1=86.022r/min
T3=9.55*p3/n3=9.55*2.757*1000/86.022=306.077Nm
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η
3.027
30.11
带传动
2.79
0.95
2.876
344.086
79.822
齿轮传动
4
0.97
2.785
86.022
309.185
联轴器
0.99
3
2.757
306.077
4、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960r/min，班制是2，载荷稍有
波动，取Ka=1.2;
（计算功率）Pc=1.2*3.027=3.6324kw
查课本图10-8，可得选用A型号带.
查课本表10-4取标准直径即dd1=100mm
4.2验算带速
v=
*dd1*n1/60*1000=5.03m/s；
满足5m/s<
=v<
=25m/s；
4.3确定大带轮的标准直径
dd2=（1-
）*i12*dd1=2.79*100*（1-0.02）=273.42mm
取dd2=280mm，实际传动比i实=dd2/dd1=2.8
合格
4.4确定中心距a和带长Ld
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a0,a0=（0.7-2.0）（dd1+dd2）=266~~760mm
暂取a0=350mm
相应a0的带基准长度Ld0:
Ld0=2*a0+
/2*（dd1+dd2）+（dd2–dd1）2/（4*a0）
=1319.74mm;
查课本表10-2可得，取Ld=1400mm;
由Ld求实际的中心距a,
a=a0+（Ld–Ld0）/2=390mm
4.5验算小轮包角α1
由式α1=180°
-（dd2-dd1）/a*57.3°
=150.51°
>
120°
符合要求；
4.6计算带的根数
Z=Pc/[（P0+ΔP0）*Kα*Kl]
查图10-7可得，P0=1.0kw,ΔP0=0.10kw
查表10-6可得，Kα=0.92
查表10-2，KL=0.96
代入得，z=3.6324/[（1.0+0.10）*0.91*0.96]=3.74
根;
取整z=4；
4.7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=500*Pc/vz*（2.5/Ka-1）+qv2
=500*3.6324/（5.03*4）*（2.5/0.91-1）
+0.10*5.032
=157.56N
Fr=2*F0*z*sin（α1/2）
=2*157.56*4*sin（150.51°
/2）
=1218.93N
4.8V带传动的参数
选用A型V带，13.0mm顶宽，节宽11.0mm，
高度8.0mm，共四根长1400mm，Fr=1218.93N，
楔角=40
带轮中心距为390mm，实际传动比为2.8.
5、减速器内传动零件的设计计算
5.1选择材料
小齿轮45钢调质处理齿面硬度217-255HBS
大齿轮45钢正火处理齿面硬度162-217HBS
计算应力循环次数
N1=60*n1*j*Lh=60*344.086*1*（10*300*16）
=9.91*108
N2=N1/i=9.91*108/4=2.48*108
查图11-14，ZN1=1.02ZN2=1.10（允许一定点蚀）
由图11-15，ZX1=ZX2=1.0，
=610Mpa
=560Mpa，
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T1=79822N·
mm
初取
，由表11-5得
;
取
=2.5；
由式（11-17）计算中心距a
取中心距a=140
估算模数mn=（0.007~0.02）*a=（0.98-2.8）mm
取标准模数m=2mm。
小齿轮齿数：
大齿轮齿数：
z2=uz1=4.0*28=112
取z1=28，z2=112
实际传动比
a=m*（z2+z2）/2=140mm
齿轮分度圆直径
d1=mz1=56mm
d2=mz2=224mm
圆周速度
选择脂润滑形式。
由表11-6，选齿轮精度为8级。
5.3验算齿面接触疲劳强度
由工作条件：
按电机驱动,载荷稍有波动,由表11-3,取KA=1.35
由图11-2a，
按8级精度和
得Kv=1.03齿宽
由图11-3a，按b/d1=56/56=1.0,考虑轴的刚度较
大和齿轮相对轴承为对称布置，得Kβ=1.05。
由表11-4，得Kα=1.2
载荷系数
K=KAKVKβKα=1.35*1.03*1.05*1.2=1.755
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=28z2=112由图11-10得YFa1=2.42,YFa2=2.20
由图11-11得YSa1=1.62,YSa2=1.81
由图11-12得：
Y
=0.71
由图11-16b，得
由图11-17，得Y
=1.0，Y
=1.0
由图11-18得Y
=Y
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
5.5齿轮主要几何参数
z1=28,z2=112,u=4,m=2mm,β0=0,
d1=mz1=56mm,
d2=mz2=224mm,
da1=d1+2ha*m=56+2*1*2=60mm,
da2=d21+2ha*m=224+2*1*2=228mm,
df1=d1-2（ha*+c*）m=56-2*（1+0.25）*2=51mm,
df2=d2-2（ha*+c*）m=224-2*（1+0.25）*2=219mm,
a=（d1+d2）/2=140mm
齿宽b2=b=56mm,b1=b2+（5~10）=62mm
6、轴的设计计算
6.1高速轴的设计计算
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