东北大学机械课程设计说明书ZDLB.docx

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东北大学机械课程设计说明书ZDLB

机械设计基础课程设计说明书

题目：

设计用于胶带运输机的机械传动装置

班级：

姓名：

学号：

指导教师：

成绩：

年月日

1.设计任务书

设计题目

设计用于胶带运输机的机械传动装置。

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）

ZDL-4

1800

300

500

2.传动装置总体设

计

电动机的选择

工作条件

技术数据

2.1.1选择电动机系列

按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷

式结构，电压380V,Y系列。

2.1.2选择电动机功率

1）传动滚筒所需有效功率：

2）传动装置总效率：

按表2-11-1确定各部分效率如下

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

弹性联轴器的效率一对滚动轴承的效率闭式齿轮传动的效率幵式滚子链传动的效率一对滑动轴承的效率传动滚筒的效率

传动装总效率

3）所需的电动机功率:

10.99

20.99

30.97（暂定精度为8级）

40.92

0.97

0.96

查表2-19-1,可选Y系列三相异步电动机Y112M-4

型，或选Y系列三相异步电动机Y132M1-6型，额定功率均为

P）4.0kW，均满足RPr

2.1.3确定电动机转速

1）传动滚筒轴工作转速:

现以同步转速为1500r/min及1000r/min两种方案进行比

较，查表2-18-1（P158）得电动机数据，计算总传动比列于下表:

方

案

号

电动机

型号

额定功率

kW

同步转速r/mi

n

、卄-H、.

满载

转速

r/mi

n

电动机

质量

kg

总传动

比

1

Y112M-4

1500

1440

47

2

Y132M1-

6

1000

960

73

比较两方案可见，方案1选用的电动机虽然质量和价格较

低，但总传动比较大。

为使传动装置结构紧凑，决定选用方案2

电动机型号为Y132M1-6,同步转速为1000r/min。

由表2-19-1

总传动比：

据表2-11-1（P90）取链传动比:

则齿轮传动的传动比：

匹鱼010.05

nw95.5

i232.5

i12

i

i23

8.38

2.5

3.352

和表2-19-2查得主要性能技术数据和安装尺寸：

额定功率P°/kW

满载转速n0/（r/min）

960

堵载扭矩/额定扭矩

电动机外伸轴直径D/mm

38

电动机外伸轴长度E/mm

80

电动机中心高H/mm

132

分配传动比

传动装置的运动和动力参数计算

2.3.1各轴功率、转速和转矩的计算

0轴：

即电动机的主动轴：

0.99，

1轴：

即减速器高速轴，与电动机轴采用联轴器链接，传

动比i011,查表2-11-1（P90）弹性联轴器的传动效率

则:

2轴：

即减速器低速轴，动力从1轴到2轴经历了1轴上的

一对滚动轴承和一对齿轮啮合，故发生两次功率损耗，计算效率时都要计入，查表2-11-1（P90）—对滚动轴承的传动效率利率

20.99，闭式齿轮传动的效率为30.97（暂定齿轮精度为8

级），则：

3轴：

即传动滚筒轴，动力从2轴到此轴经历了2轴上的一对滚动轴承和幵式滚子链传动，故发生两次功率损耗，计算效

0.99，幵式滚子链传动的效率为

0.92，则:

率时都要计入，查表2-11-1（P90）一对滚动轴承的传动效率为

2.3.2各轴运动及动力参数列表

轴序

号

功率P

kW

转速n

r/min

转矩T

传动

形式

传动比

i

效率

n

0

960

联轴

器

1

1

960

齿轮

传动

2

链传

动

3

3.传动零件的设计计算

减速器以外的传动零件设计计算

3.1.1设计链传动

1）确定链轮齿数:

由传动比取小链轮齿数z,292i24,因链轮齿数最好为

z25,z263

i链2.52

奇数，z,25;大链轮齿数z2iz,2.52460,取，z?

63。

实际传动比：

i空632.52

乙25

2）确定链条节距：

查表10-16（教材P166）得，工况系数Ka

小链轮齿数系数：

取单排链，由表10-17（教材P166）取Kp=

由式Po圧，得

因为n2286.40r/min，查图10-23（教材P164），得选链号

p19.05mm

Lp126节

No12A节距p19.05mm。

3）计算链长：

初选：

a040p4019.05762mm

链长：

取Lp126节

4）验算链速：

v15m/s，适合。

5）选择润滑方式：

按v2.273m/s,链号12A,查图10-26（教材P167）选用滴油润滑。

6）作用在轴上的力：

有效圆周力：

作用在轴上的力：

7）链轮尺寸及结构：

分度圆直径

减速器以内的传动零件设计计算

3.2.1设计齿轮传动

1）材料的选择：

小齿轮选用45钢,调质处理,齿面硬度220—250HBS,

大齿轮选用45钢,正火处理,齿面硬度170—210HBS。

计算应力循环次数：

查图11-14（教材P187）,（允许一定点蚀）取

ZN10.96,ZN21.02。

ZX1

ZX21.0。

由图11-15（教材P187），得

取SHmin1.0，由图11-13（b）（教材P186），得

Hlim1567MPa,Hlim2517MPa

许用接触应力：

2522.17MPa

H522.17MPa

2）按齿面接触强度确定中心距:

由表11-5（教材P181）得:

计算中心距:

a140mm

查表2-11-2（P90）,在R40系列中取中心距a140mm。

估算模数:

取z,32,z2108

Z1

32，z2108

确定齿数:

实际传动比:

传动比误差:

|3・352彳37®100%0.69%，

3.352'

i5%，在允许范围内。

齿轮分度圆直径:

圆周速度:

由表11-6（教材P185）,取齿轮精度为8级。

3）验算齿面接触疲劳强度：

计算载荷系数：

按电机驱动,载荷稍有波动,由表11-3（教材P176）,取：

计算vz1/1003.0132/1000.96m/s，由图11-2（a）（教材

P177），按8级精度得：

齿宽baa0.414056mm。

由图11-3（a）（教材P177），按b/d156/640.88，考虑轴

的刚度较大和齿轮相对轴承为对称布置得：

由表11-4（教材P178），得：

载荷系数：

计算齿面接触应力：

由图11-4（教材P178），得10.816，20.832，所以：

由0，查由图11-6（教材P180）得：

齿面接触应力：

故在安全范围内。

4）校核齿根弯曲疲劳强度：

按z1

32，z2108

由图

11-10（教材P183）得：

YFa1

2.53，YFa2

2.20

由图

11-11（教材P184）得，

Ysa1

1.635，Ysa2

1.80

由图

11-12（教材P184）得，

Y

0.70（

1.648）

由图11-16（b）（教材P187），得,

22

Flim1204N/mm2，Flim2213N/mm2

由图11-17（教材P188），得，Yni1.0,YN21.0

由图11-18（教材P188）得,Yx1Yx21.0

取Yst2.0,YFmin「4，由式（11-25）（教材P188）计算许用弯曲应力：

故安全。

故安全。

5）齿轮主要几何参数：

z132，z2108，u3.352，m2mm

齿宽b2b56mm，取b1b25~1064mm

4.轴的设计计算

初步确定轴的直径

4.1.1高速轴及联轴器的设计

1）初步选定减速器高速轴外伸段轴径：

根据所选电机d电机D38mm，则

2）选择联轴器：

联轴器所传递的标称扭矩：

根据传动装置的工作条件拟选用弹性柱销联轴器（GB/T50

14-2003）查表16-1（教材P268），取工作情况系数Ka1.5

计算转矩

由表2-14-1（P114）可查得LH2号联轴器就可以满足转矩要

求（Tn315NmTc60.0Nm）。

但其轴孔直径（d20~35mm）

不能满足电动机及减速器高速轴轴径的要求。

因此重选HL3号

联轴器（Tn630NmTc60.0Nm,n5000r/minn960r/min）

3）

d32mm

最后确定减速器高速轴外伸直径为d32mm

4.1.2低速轴的设计计算

1）选择轴的材料

选择材料为45号钢，调质处理。

2）按转矩初步计算轴伸直径

d035mm

d140mm

d245mm

取d035mm

取d140mm（按标准密封圈尺寸取值）

d2d1,根据轴承取标准值，取d245mm

查表2-13-1（P106），选6209型号的深沟球轴承。

轴承型号为6209GB/T276-1994

轴的强度校核

4.2.1计算大齿轮上的作用力

转矩T

127380Nmm

圆周力

Ft

2T2

127380Kl

1179N

Ft

1179N

d

216

Fttan

1179tan20

径向力

Fr

429N

Fr

429N

cos

cos0

轴向力

Fa

Fttan

1179tan0

0N

Fa

0N

4.2.2绘轴的受力简图，求支座反力

1）垂直面支座反力

据MB0，得

据Y0，得

2）水平面支座反力

据MB0，得

据Z0，得受力简图如图（b）

4.2.3作弯矩图

1）垂直面弯矩MY图

A点

C点

垂直面弯矩图如图（c）

2）水平面弯矩MZ图

A点

C点

水平面弯矩图如图（d）

3）合成弯矩图

A点

C点

合成弯矩图如图（e）

4.2.4作转矩图转矩图如图（f）

4.2.5作当量弯矩图

该轴单向工作，转矩按脉动循环应力考虑，取0.6当量弯矩

D点

A点

C点左

C点右当量弯矩图如图（g）

4.2.6校核轴的强度

由以上分析可见，A点弯矩值最大，C点有键槽，而D点轴径最小，所以该轴危险断面是A点、C点和D点所在剖面。

查表13-1（教材P218）得b650MPa

查表13-2（教材P224）得[b]160MPa。

A点轴径

该值小于原设计该点处轴的直径45mm安全。

C点轴径

考虑键槽影响，有