东北大学机械设计基础课程设计作ZDD-6.doc
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机械设计课程设计计算说明书
一、传动方案拟定…………………………………………….2
二、电动机的选择…………………………………………….2
三、计算总传动比及分配各级的传动比………………………4
四、运动参数及动力参数计算…………………………………4
五、传动零件的设计计算………………………………………4
六、轴的设计计算………………………………………………8
1、输出轴的设计计算----------7
2、输入轴的设计计算----------10
七、滚动轴承的选择及校核计算………………………………11
八、键联接的选择及计算………………………………………12
九．联轴器的选择………………………………………………13
十.润滑与密封…………………………………………………13
十一.参考文献…………………………………………………13
计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
设计题目：
用于胶带输送机的机械传动装置，电动机经一级V带传动结构，带动单级圆柱齿轮减速器。
输送机连续工作，单向运转，载荷平稳，空载启动。
小批量生产，使用期限8年，两班制工作，工作环境清洁。
原始数据：
题号
ZDD-6
滚筒圆周力F（KN）
1100
带速度V（m/s）
2.0
卷筒直径D（mm）
320
滚筒长度L（mm）
600
设计任务要求：
1.减速器装配图纸一张（零号图纸）
2.轴和齿轮零件图纸各一张（３号图纸）
3、设计说明书一份
二、电动机选择
1、电动机类型的选择：
Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择：
（1）传动装置的总功率：
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.95×0.992×0.97×0.97×0.96
=0.84
（2）电机所需的工作功率：
P工作=FV/1000η总
=1100×2.0/1000×0.84
=2.62KW
3、确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×2.0/3.14×320
=119.42r/min
按手册推荐（P90,表2-11-1）的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。
取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。
故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒
nd=（6~24）×119.42=716.52~2866.08r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。
根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：
（如下表）
方
案
电动
机型
号
额定功率
电动机转速
（r/min）
电动机重量
N
功率因数
同步转速
满载转速
1
Y100L2-4
3.0
1500
1430
38
2.2
2
Y132S-6
3.0
1000
960
63
2.0
3
Y132M-8
3.0
750
710
79
2.0
根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：
因此有三种传支比方案。
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。
其主要性能：
额定功率：
3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0，质量63kg。
三、计算总传动比及分配各级的伟动比
1、总传动比：
i总=n电动/n筒=960/119.4=8.04
2、分配各级伟动比
（1）据指导书P90表2-11-1，取带i带=2.5（带i=2~4合理）
（2）∵i总=i齿轮×i带
∴i齿轮=i总/i带=8.04/2.5=3.22
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
nI=n电机=960r/min
nII=nI/i带=960/2.5=384（r/min）
nIII=nII/i齿轮=384/3.22=119.4（r/min）
nⅣ=n/i联=119.40/1=119.40（r/min）
2、计算各轴的功率（KW）
PI=P工作=2.61KW
PII=PI×η带=2.61×0.95=2.48KW
PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.48×0.99×0.97
=2.38KW
PⅣ=PIII×η联×η轴=2.38×0.99×0.99
=2.33KW
3、计算各轴扭矩（N·m）
TI=9.55×1000PI/nI=9.55×1000×2.61/960
=25.96N·m
TII=9.55×1000PII/nII
=9.55×1000×2.48/384
=61.67N·m
TIII=9.55×1000PIII/nIII=9.55×1000×2.38/119.4
=190.36N·m
TⅣ=9.55×1000PⅣ/nⅣ=9.55×1000×2.33
/119.4
=186.36N·m
五、传动零件的设计计算
1、皮带轮传动的设计计算
（1）选择普通V带截型
由课本P132表8.21得：
kA=1.2
PC=KAP=1.2×3=3.6KW
由课本P134图8.13得：
选用A型V带
（2）确定带轮基准直径，并验算带速
由课本得，推荐的小带轮基准直径为75~95mm
则取dd1=95mm>dmin=75
dd2=n1/n2·dd1=960/384×95=237.5mm
由课本P116表8.3，取dd2=236mm
实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×95/236
=387.09r/min
转速误差为：
（n2-n2’）/n2=（384-387.09）/384
=0.008<0.05（允许）
带速V：
V=πdd1n1/60×1000
=3.14×95×960/60×1000
=5.01m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
（3）确定带长和中心矩
根据课本P134式（8.14）得
0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）
0.7（95+236）≤a0≤2×（95+236）
所以有：
231.7mm≤a0≤662mm
由课本P134式（8.15）得：
L0=2a0+1.57（dd1+dd2）+（dd2-dd1）2/4a0
=2×500+1.57（95+236）+（236-95）2
/（4×500）
=1529.47mm
根据课本P118表（8.4）取Ld=1600mm
根据课本P135式（8.16）得：
a≈a0+（Ld-L0）/2=500+（1600-1529.5）/2
=535mm
（4）验算小带轮包角
α1=1800-dd2-dd1/a×57.30
=1800-（236-95）/535×57.30
=164.890>1200（适用）
（5）确定带的根数
根据课本P127表（8.9）P0=0.87KW
根据课本P131式（8.11）△P0=0.12KW
根据课本P131图（8.11）Kα=0.97
根据课本P118表（8.4）KL=0.99
由课本P135式（8.18）得
Z>=PC/P’=PC/（P0+△P0）KαKL
=3.6/（0.87+0.12）×0.97×0.99
=3.79
（6）计算轴上压力
由课本P124表8.6查得q=0.1kg/m，由式（8.19）单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2
=[500×3.6/4×4.77×（2.5/0.97-1）+0.1×5.032]N
=151.04N
则作用在轴承的压力FQ，由课本P135式（8.20）
FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×151.04sin164.89/2
=1197.44N
2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。
小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为220~250HBS。
大齿轮选用45钢正火，齿面硬度170~210HBS；根据课本P211表10.22选8级精度。
齿面精糙度Ra≤3.2~6.3μm
（2）按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3
由式（10.21）确定有关参数如下：
传动比i齿=4
取小齿轮齿数Z1=25。
则大齿轮齿数：
Z2=iZ1=4×25=100
实际传动比i0=100/4=25
传动比误差：
i-i0/I=4-4/4=0%<2.5%可用
齿数比：
u=i0=4
由φd=b/d1（b为轮齿宽度,单位为mm）取φd=1
（3）转矩T1
T1=9.55×1000×P/n1=9.55×1000×3/960
=29843.7N·mm
（4）载荷系数k
由课本P192表10.1取k=1.1
（5）许用接触应力[σH]
[σH]=σHlimZNT/SH由课本P188图10.24查得：
σHlimZ1=560MpaσHlimZ2=530Mpa
由课本P212式计算应力循环次数NL
NL1=60n1rth=60×960×1×（10×52×40）
=1.20×109
NL2=NL1/i=1.20×109/4=2.995×108
由课本P190图10.27查得接触疲劳的寿命系数：
ZNT1=1ZNT2=1.06
通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=560×1/1.0Mpa
=560Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=530×1.06/1.0Mpa
=562Mpa
故得：
d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3
=76.43[1.1×100000×5/1×4×5602]1/3mm
=58.3mm
模数：
m=d1/Z1=58.3/25=2.33mm
根据课本P172表10.3取标准模数：
m=2.5mm
（6）校核齿根弯曲疲劳强度
根据课本P195（10.24）式
σF=（2kT1/bm2Z1）YFaYSa≤[σH]
确定有关参数和系数
分度圆直径：
d1=mZ1=2.5×25mm=62.5mm
d2=mZ2=2.5×100mm=250mm
齿宽：
b=φdd1=1×62.5mm=62.5mm
取b=65mmb1=70mm
（7）齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=20,Z2=120由表10.13和表10.14得
YFa1=2.65YSa1=1.59
YFa2=2.18YSa2=1.80
（8）许用弯曲应力[σF]
根据课本P189（10.14）式：
[σF]=σFlimYSTYNT/SF
由课本图10.25查得：
σFlim1=210MpaσFlim2=190Mpa
由图10.27查得：
YNT1=1YNT2=1
试验齿轮的应力修正系数YST=2
按一般可靠度选取安全系数SF=1.3
计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFlim1YSTYNT1/SF=210/1.3Mpa
=162Mpa
[σF]2=σFlim2YSTYNT2/SF=190/1.3Mpa
=146Mpa
将求得的各参数代入式（10.24）
σF1=（2kT1/bm2Z1）YFa1YSa1
=（2×1.1×100000/65×2.52×25）×2.65×1.59Mpa
=91Mpa<[σF]
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