机械设计ZDD7汇总.docx
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机械设计ZDD7汇总
机械设计课程设计
说明书
材料与冶金学院冶金055班制作者：
吴开基学号：
20051729指导教师：
修世超
2007年7月12日
、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
滚筒圆周
力F（N）
带速
v（m/s）
滚筒直径
D（mm）
滚筒长度
L（mm）
ZDD-7:
1200
2.0
400
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
FV1200汇2.0一
Pw2.4kw
10001000
ni=0.95
n2=0.99
根据表4.2-9确定各部分的效率：
V带传动效率
一对滚动轴承效率
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
n6=0.96
则总的传动总效率
n=nixn2n2xn3Xn4Xn5Xn6
=0.95X0.99X0.99X0.97X0.99X0.97X
=0.8326
0.96
3）.电机的转速
602.0二95.5r/min
■:
0.4
所需的电动机的功率
Pr二丛242.8&W
0.8326
现以同步转速为丫132S-4型（1500r/min）及Y132M2-6型（1000r/min）两种方案比较，由［2］表4.12-1查得电动机数据，
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
1
Y132S-4
3.0
1500
1430
14.97
2
Y132S-6
3.0
1000
960
10.05
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132S-6型，额定功率3.0kw,同步转
速1000r/min,满载转速960r/min。
同时，由表4.12-2查得电动机中心高H=132mm
外伸轴段DxE=38mm80mm
三、传动装置的运动及动力参数计算
总传动比i=na/nw=10.05;由表2.2-1得，V带传动的i-2=2.5，则齿轮传动的传动比为：
i23=i/i12=10.05/2.5=4.02
此分配的传动比只是初步的，实际的要在传动零件的
参数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
1.1轴：
（电动机轴）
p1=p=2.88kw
n1=960r/min
T1=9.55*p1/n1=9.55*2.88*1000/960=28.65Nm
2轴：
（减速器高速轴）
P2=pn*n12=2.88*0.95=2.736kw
N2=n』i12=960/2.5=384r/min
T2=9.55*p2/n2=9.55*2.736*1000/384=68.04Nm
3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
4.轴：
（即传动滚筒轴）
N4=rb/i34=95.5/1=95.5r/min
P4=p3*n34=2.627*0.99*0.99=2.57kw
T4=9.55*2.57*1000/95.5=257.47Nm
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
1
2.88
960
28.65
弹性联轴器
鼻口
1.0
0.99
2
2.736
384
68.04
齿轮传动
4.02
0.97
3
2.627
95.5
262.7
带传动
2.5
0.95
4
2.57
95.5
257.47
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,
取Ka=1.2;
Pc=Ka.P=1.2*2.88=3.456kw
查表10-3和课本图10-7，可得选用A型号带，dd1min
=75mm由表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〃n2*dd1=960/384*100=250mm;
查表10-5，取其标准值
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）（ddi+ddi）=245~~700mm
取350mm
相应a0的带基准长度Ld0:
2
Ld0=2*a0+3.14/2*（ddi+ddi）+（dd2—ddi）/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a1,由式a1=1800-2r;
r=arcsin（dd2-dd"/2a可得,r=arcsin（250-100）/2*343=12.65a1=18（f-2*12.630=154.74>120°
符合要求；
6.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，KI=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Qr和初拉力F0
Qr=2F0*z*cosr=2*148.68*4*cosr=1160.6N
且F0为单根带的初拉力，
2
F0=500*Pc/v*z*（2.5/Ka-1）+qv=148.68N
（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
.减速器内传动零件的设计计算；
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
2=60n2jLh=603841（1030082）=1.11109
N2
1.11109
4.02
=2.7510
查图5-17，ZN1=1.0Zn2=1.08（允许一定点蚀）由式5-29，Zx1=Zx2=1.0，
取Smir=1.0ZV=1.0ZLVF=1.0
由图5-16b，得
由5-28式计算许用接触应力
tH1^^ZniZxi=71Q7N/mmf
SHmin
tH2严ZN2ZX2=4752N/mm2
SHmin
因I-H2L1「h」，故取L'h卜H2475.2N/mm2
2）按齿面接触强度确定中心距
小轮转矩Ti=68044N・mm
初取KtZ；=1.1，由表5-5得Ze=1889苇N/mm2
减速传动，u=i=4.02；取\=0.4
由图11-7可得，Zh=2.5；
由式（5-39）计算中心距a
KT1
ZhZeZ£
gu
1显】
a_（u1）3
11.11*8044
「2.5x188.9Y
〔2汉0.4汉4.02
<448.8）
=（4.021）3
=148.3mm
由4.2-10,取中心距a=149mm
估算模数m=（0.007~0.02）a=1.04—2.96mm,取标准模数
a=150mm
m=2mm
n=2mm
小齿轮齿数:
Z1
2a
2149
mnu1-24.021-29.68
大齿轮齿数：
取Z1=30,Z2=120
2=uZ"i=29.68x4.02=119.31
1=30，乙=120
实际传动比i实
Z2
Z1
=込4.0
30
传动比误差
△i=—；乂100%
i理
齿轮分度圆直径
d1=mnz1=60mm
d2=mnZ2=240mm
叮沖60384
41.2im/s
610
由表5-6,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5-3,取Ka=1.25
由图5-4b，
按8级精度和vz/100/.2130/100=0.363m/s，
得Kz=1.04。
齿宽b=：
：
aa=0.4149=59.6mm。
由图5-7a，按b/d1=0.99,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5-4，得K«=1.1
载荷系数K二KAKvK：
K一=1.251.041.081.1=1.54
齿顶圆直径
da1=d12h；mn=64mm
da2=d22h；mn=244mm
喇=0.02730=0.810
；a2=0007120=0.840
a=；a1；a2=1.650
查表11-6可得，Z.广0.89
由式5-39,计算齿面接触应力
〔2口u+1
<
=4642N/mm*2£bHl=4752N/mm2
2
Fiim2=152N/mm
“bd；u
由式5-32,m^=2mm<5m故YX1=YX2=1.0。
取丫ST=2・°,SFmin=1.4
由式5-31计算许用弯曲应力
!
「fi]=fhmMTYniYxi二29021.0i.o=4i4N/mm2
Sfmin1.4
jF2Flim2丫STyn2yX2J5221.01.0=217N/mm2,
SFmin1.4
由图5-14得YFa1=2.65,YFa2=2.18
由图5-15得YSa1=1.63,YSa2=1.82
由式（5-47）计算Yb,
2KT
bdm
¥aYY=21.54680442.561.630703
596602
=8f559N/mni<'-_FJ-414M/mni
故安全
2KT22
匚F21YFa1Ysa2Y=81.38N/mm2:
:
217N/mm2
bd1m
安全。
（5）齿轮主要几何参数
Z1=30,z2=120,u=4.0,mn=2mm,B°=0,
d1=60mm,d2=240mm,
ha1=ha2=2mm,
da1=64mm,d2=244mm
df1=55mm,cb=235mm,a=150mm
齿宽b2=b1=59.6mm,b1=b2+（5~10）=68mm
（6）低速轴上齿轮的主要参数
D0=da2-14=230mm
D3=1.6D4=91.2mm
C=（0.2-0.3）B=（12-18）mm,取16；
r=0.5C;
n2=0.5m=1.0;
D4=57mm;
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8-2,
d_A3P-13032.73^25.02mm,受键槽影响加Yn\384
大％5取"28mm
（二）低速轴的设计计算
fpb627
1.d_A。
3140342.26mm,受键槽影响加
Kn\384
，轴径加大$%,,取小=45mm。
因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。
初取联轴器HL4,公称转矩Tn=1.5665.38=998.87N•
Tc=KT=1250N-m>T=998.87N•m
满足要求取轴伸长d=112
2.选择联轴器
拟选用弹性联轴器（GB5014-85
名义转矩T=9550Xp=262.7Nm
n
计算转矩为Tc=KT=1.5X262.7=394.05N•m
从表2.5-1可查得，HL3满足Tn>Tc
[n]=5000r/min>n=95.5r/min;
由表查得，L=112mm;
六、轴的强度校核
1.低速轴校核：
作用在齿轮上的圆周力Ft=经二2189.17Nd4
径向力Fr-Fttg「=2189.17tg20=796.8N
轴向力Fn二Ft/cosa=2329.67N
a.垂直面支反力
3Mb=0—RAy（L1L2）FtL^0
FtL2
RAyI-=1094.585N
yL1L2
ZY=0
RBy二Ft-RAy=1094.585N
1AL.
jd
Is!
1—r
——
i2―
D/rb
pll
c
-J
b.水平面支反力
二Mb=0得，
-Raz（LiL2）-Fa2卡丄2"
FL-Fad
RAz2=-1719.48N
LiL2
二Z二0,RBz二Fr-RAz-2516.28N
C点，垂直面内弯矩图
Mcy二RAyLi=72.2Nm
C点右M'cz二RBzL2
=116.07Nm
C点左,MCz=RAzL1=
=113.49Nm
a.合成弯矩图
••2
C点右，Mc二MCyCZ
=136.69Nm
C点左,Mc=MCyMcz
=134.51Nm
（3）作转矩T图
T3=262.7Nm
（4）作当量弯矩图
该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑,取a=0.6
C点左边
Mvc=$Mc+（応）=207.2Nm
C点右边
MVc=-Mc2（：
TC）2=208.6Nm
D点
MVD=•_MD■卜蔦To^=：
T=157.6Nm
（5）校核轴的强度
13-1可得）
按当量转矩计算轴的直径：
（轴的材料选择45号调质钢，查表由以上分析可见，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［；「b］」=60N/mm2。
C点轴径de色3McaC=32.56mm
\0.^bI
因为有一个键槽dC=32.56（1•0.05）=34.29mm。
该值小于原
设计该点处轴径57mm故安全。
D点轴径dD叮M/aD=29.73mm
V0.^bL
因为有一个键槽dC=29.73（1-0.05）=31.2mm。
该值小于原
设计该点处轴径45mm故安全。
（6）精确校核轴的疲劳强度
（a）校核I,n,川剖面的疲劳强度
I剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1，
查得-1.825，k=1.625
n剖面因配合引起的应力集中系数由附表1-1，
查得k；：
-=1.97，k=1.51
所以1.825，k=1.625。
因1-1、2-2剖面主要受转矩作
用，k起主要作用，故校核1-1剖面。
1-1剖面产生的max=W^=（Q.5J453=13'75N/mm2
a二m=6.88N/mm2
2
45钢的机械性能查表8-1,
绝对尺寸影响系数由附表1-4，得；--0.81,；=0.76
表面质量系数由附表1-5，得：
;一=0.92,：
=0.92
查表1-5，得二=0.34,[=0.21
1-1剖面安全系数
S=S1155=8.69
lk1625
—6.880.216.880名atm0.92x0.76
TT
取Sl=1.5~1.8，SS1,所以1-1剖面安全。
b.校核III,IV剖面的疲劳强度
III剖面因配合（H7/k6）引起的应力集中系数由附表1-1，
查得k：
；胡.97，k=1.51
IV剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表1-2:
k；「=2.099，g=1.845。
IV剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1，查得k；：
-=1.825，J=1.625。
故应按过渡圆角引起的应力集中系数校核III剖面
III剖面承受
M''bI
M=—L1-—i=2.36x105Nmm
Li2丿
T=626.7103Nm
III剖面产生正应力及其应力幅、平均应力为
III剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为
.厂5=4=1.56N/mm2
2
由附表1-4,查得备=0.81%=0.76,表面质量系数由附表1-5:
得备=0.92,札=0.92
怙=0.34，裂=0.21,表面质量系数同上」11剖面的安全系数按
配合引起的应力集中系数计算,
=15.76
268
2.099
5.590
0.920.75
s.=
155
=3358k1845
丘+甲汉1.56十0.21".56
BeaTm0.927.73
S：
S15.52
s2s2
SS-1.5~1.8,所以III剖面安全。
其他剖面危险性小，不予校核。
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9-7，轴承6211的c0=25000Nc=33500N.
2）、计算径向支反力
.2少—
&=.R1HR1V-2038.33N
R^R；hR；v二2744.04N
3）、求轴承轴向载荷
A1=0
A2=2329.67N
4）、计算当量动载荷
A/C°=2329.67/25000=0.093插值定e2=0.29
由A/R2=0.849〉0.29
查表9—10X2=0.56,Y2=1.50
查表9—11,取fd=1.2,fm=1.0,ft=1.0Pi=1.2X2038.33=2445.996NP2=fd（X2R+Y2A）=6037.4N;
为R>R,按P2计算，
10（CV106f33500V
L10h=—I=從
60niP丿60汉95.5<6037.4J
1
=29814.67h—480000h
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=8mmL:
45—180;取50;
l=L-2XR=34,
d=57mm齿轮材料为45钢，载荷平稳，静联接,
由表2-1，查得tJ-140N/mm2
3
4262.710
2
二54.22N/mm
⑵外伸处:
选择键14X9,GB1096-79,其参数为
R=b/2=7mmL取102;匸L-2XR=102-2x7=88mmd=45mm齿轮材料为45钢，载荷稍有波动，静联接，由表2-1，查得Jp】=140N/mm2
4T4262.71032
p29.48N/mm
pdhl45988
因匚p：
：
：
—L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Q235A
3密圭寸圈：
密封圈采用毡圈密封，型号45JB/ZQ4606-86
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
陈良玉孙志礼著<<机械设计基础>>
冶金工业出版社1997
孙德志王春华等著<<机械设计课程设计>>东北大学出版社2000
21.54680444.02159.66024.02
故安全。
（4）验算齿根弯曲疲劳强度
按乙=30,乙=120,
由图5-18b，得二Fiim1=290N/mm2,
由图5-19，得丫阳=1.0,Yn2=1.0
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