机械设计ZDD.docx
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机械设计ZDD
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：
指导教师：
修世超
2007年7月12日
一、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
工作班
工作环
载荷性
生产批
限
制
境
质
量
10
2
多灰尘
稍有波
小批
动
3）技术数据
题号
滚筒圆带
速滚筒直滚筒长
周力
v（m/s）
径
度
F（N）
D（mm）
L（mm）
ZDD-7
1200
400
500
二、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，Y
系列电动机
2）、滚筒转动所需要的有效功率
根据表确定各部分的效率:
V带传动效率
η1
=
一对滚动轴承效率
η2
=
闭式齿轮的传动效率
η3
=
弹性联轴器效率
η4
=
滑动轴承传动效率
η5
＝
传动滚筒效率
η6=
则总的传动总效率
η
=
η1×η2η2
×η3×η4×η5×η6
=
××××××
=
3）.
电机的转速
所需的电动机的功率
现以同步转速为Y132S-4型（1500r/min）及Y132M2-6
型（1000r/min）两种方案比较，由[2]表查得电动机
数据，
方
同步转
满载转
电动机
额定功
速
速
总传
案
型号
率（kW）
（r/min
（r/min
动比
号
）
）
1
Y132S-4
1500
1430
2
Y132S-6
1000
960
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Y132S—6型，额定功率,同步转
速1000r/min,满载转速960r/min。
同时，由表查得电动机中心高H=132mm，
外伸轴段D×E=38mm×80mm。
三、传动装置的运动及动力参数计算
总传动比i=n0/nw=;由表得，V带传动的i12=，则齿轮传动的传动比为：
i23=i/i12==
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=pr=
n1=960r/min
T1=*p1/n1=**1000/960=
2轴：
（减速器高速轴）
P2=p1*η12=*=
N2=n1/i12=960/=384r/min
T2=*p2/n2=**1000/384=
3轴：
（减速器低速轴）
P
3=p2*η23=**=
N
3
=n/i
=384/=min
2
23
T
3=**1000/=
4.轴：
（即传动滚筒轴）
N4=n3/i34=1=min
P4=p3*η34=**=
T4=**1000/=
各轴运动及动力参数
轴序号功率转速转矩传动形式传动比效率η
P（kw）n（r/min）
1
960
弹性联轴器
2
384
齿轮传动
3
带传动
4
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=;Pc==*=
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=*dd1*n1/60*1000=;
满足5m/s<=V<=25-30m/s;
3.确定大带轮的标准直径:
Dd2=n1/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=dd1+dd1）=245~~700mm
取350mm
相应a0的带基准长度Ld0:
Ld0=2*a0+2*（d
d1
+d）+（d
d2
–d）
2
/4*a0=1265.57mm;
d1
d1
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（d
d2
–d）/2a可得，
d1
r=arcsin（250-100）/2*343=
a1=1800-2*0
=>1200
符合要求；
6.计算带的根数；
Z=Pc/（P0+^P0）*Ka*Kl
查表可得，P0=,^P0=
查表可得，Ka=,
查表，Kl=
代入得，z=+**=;
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**4*cosr=
且F0为单根带的初拉力，
2
F0=500*Pc/v*z*Ka-1）+qv
=
（查表可得，q=0.10kg/m）
验算带的实际传动比，
i实=dd2/dd2=250/100=
．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
查图5-17，ZN1=ZN2=（允许一定点蚀）
由式5-29，ZX1=ZX2=，
取SHmin=ZW=ZLVR=
由图5-16b，得
由5-28式计算许用接触应力
因H2
H1，故取
2
HH2475.2N/mm
2）按齿面接触强度确定中心距
小轮转矩T1=68044N·mm
初取KtZ2t
1.1
，由表5-5得ZE
188.9.
N/mm2
减速传动，u
i4.02;取a
0.4
由图11-7可得，ZH
；
=
由式（5-39）计算中心距a
由,取中心距a=149mm。
a=150mm
n
估算模数m=~a=—2.96mm,
取标准模数m=2mm。
m
n
小齿轮齿数：
z1
2a
2
149
29.68
u1
2
4.021
mn
大齿轮齿数：
z
2=uz1=29.68x4.02
119.31
取z=30，z=120
z
1
2
z2=120
n=2mm
1=30，
z2
120
4.0
实际传动比i实
30
z1
传动比误差
i理
i实
4.024.0
0.49%
5%，
i
100%
100%
i理
4.02
齿轮分度圆直径
d1n1
60384
1.21m/s
圆周速度v
10
3
6
104
60
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=
由图5-4b，
按8级精度和vz1/1001.2130/100
0.363m/s，
得Kv=。
齿宽baa0.414959.6mm。
由图5-7a，按b/d1=,考虑轴的刚度较大和
齿轮相对轴承为非对称布置，得Kβ=。
由表5-4，得Kα=
载荷系数KKAKvKK1.251.041.081.11.54
齿顶圆直径
查表11-6可得，Z0.89
由式5-39,计算齿面接触应力
故安全。
（4）验算齿根弯曲疲劳强度
按Z1=30，Z2=120,
由图5-18b，得Flim1
2
，Flim2
2
290N/mm
152N/mm
由图5-19，得YN1=，YN2=
由式5-32，mn=2mm<5mm,故YX1=YX2=。
取YST=，SFmin=
由式5-31
计算许用弯曲应力
F2
Flim2YSTYN2YX2
15221.01.0217N/mm2，
SFmin
1.4
由图5-14得YFa1=，YFa2=
由图5-15
得YSa1=，YSa2=。
由式（5-47）计算Yβ，
（5）齿轮主要几何参数
z1=30,z2=120,u=,mn=2mm,β0=0,d1=60mm,d2=240mm,
ha1=ha2=2mm,
da1=64mm,da2=244mm
df1=55mm,df2=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==91.2mm
C==（12-18）mm,取16；
r=0.5
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