东北大学机械设计ZDD6资料.docx

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东北大学机械设计ZDD6资料

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-6

1100

2.0

320

600

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2-11-1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=0.98

闭式齿轮的传动效率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×η22×η3×η4×η5×η6

=0.95×0.98×0.98×0.97×0.99×0.97×0.96

=0.8326

3）、电机的转速

所需的电动机的功率

查表2-18-1，选用Y系列三相异步Y132S-6，额定功率P0=3.0kw>2.64kw,满载转速n0=960r/min，总传动比

同时，由表2-18-2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

（一）分配传动比

总传动比

；由表2-11-1得，V带传动的i12=2.5，则齿轮传动的传动比为：

i23=i/i12=8.04/2.5=3.216

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。

（二）各轴功率、转速和转矩的计算

0轴：

（电动机轴）

P1=Pr=2.64kw

n1=960r/min

T1=9550*P1/n1=9550*2.64/960=26.2625Nm

1轴：

（减速器高速轴）

P2=P1*η1=2.64*0.95=2.508kw

n2=n1/i12=960/2.5=384r/min

T2=9550*P2/n2=9550*2.508/384=62.37Nm

2轴：

（减速器低速轴）

P3=P2*η23=2.508*0.99*0.97=2.408kw

n3=n2/i23=384/3.216=119.4r/min

T3=9550*2.408/119.4=192.6Nm

3轴：

（传动滚筒轴）

n4=n3/i34=119.4/1=119.4r/min

P4=P3*η2*η4=2.408*0.99*0.99=2.36kw

T4=9550*2.36/119.4=188.8Nm

各轴运动及动力参数

轴序号

功率（kw）

转速（r/min）

转矩（Nm）

传动形式

传动比

效率η

0

2.64

960

26.2625

带传动

2.5

0.95

1

2.508

384

62.37

齿轮传动

3.216

0.97*0.99

2

2.408

119.4

192.6

弹性联轴器

1.0

0.97*0.99

3

2.36

119.4

188.8

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2年，载荷变动小，取Ka=1.2；

Pc=Ka*P1=1.2*2.64=3.168kw

查课本表10-4和课本图10-7，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=n1/n2*dd1=960/384*100=250mm；

查表10-5，取其标准值250mm；

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=（0.7～2.0）*（dd1+dd1）=245～700mm取a0=350mm

相应a0的带基准长度Ld0:

Ld0=2*a0+3.14/2*（dd1+dd1）+（dd2–dd1）2/（4*a0）=1265.57mm；

查表10-2可得，取Ld=1250mm；

由Ld反过来求实际的中心距a,

a=a0+（Ld–Ld0）/2=342.5mm（取a=343mm）

5.验算小轮包角a1

由式a1=180°-57.3°*（dd2-dd1）/a=154.9°>120°

6.计算带的根数；

Z=Pc/[（P0+ΔP0）*Ka*Kl]

查图10-7可得，P0=1.0kw,ΔP0=0.13kw

查表10-6可得，Ka=0.93,查表10-2，Kl=0.93

代入得，Z=3.168/[（0.13+1.0）*0.93*0.93]=3.24

取4根；

7.计算作用在轴上的载荷Fr和初拉力F0

查表10-1可得，q=0.10kg/m

F0=500*Pc/（v*z）*（2.5/Ka-1）+qv2=135.59N

Fr=2F0*z*sin（a1/2）=1058.8N

验算带的实际传动比，i实=dd2/dd2=250/100=2.5

8.小带轮dd1在2.5D～3.0D内，D为电动机轴直径

故小带轮采用实心式，材料选用HT150。

大带轮选用腹板式，材料选用HT150。

五、减速器内传动零件的设计计算；

1.选择材料

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11-14，ZN1=1.0ZN2=1.1（允许一定点蚀）

由图11-15，ZX1=ZX2=1.0，

取SHmin=1.0由图11-13（b）得

，

由式

计算许用接触应力

因

，故取

2.按齿面接触强度确定中心距

初定螺旋角β=12°，由图11-20，Zβ=0.99

小轮转矩T1=9550*103*p2/n2=62373.4N·mm

初取

，取

由表11-5得

由图11-7可得，

=2.45；

减速传动，

；

由式（11-32）计算中心距a

由表2-11-2,取中心距a=118mm

估算模数mn=（0.007～0.02）a=0.826～2.36mm

取标准模数mn=2mm

小齿轮齿数：

大齿轮齿数：

z2=uz1=88.05

取z1=27，z2=88

实际传动比

传动比误差

，允许

修正螺旋角

与初选β=12°相近，ZH、Zβ可不修正

齿轮分度圆直径

圆周速度

由表11-6,取齿轮精度为8级，所以之前计算时取的传动效率η=0.97成立。

3.验算齿面接触疲劳强度

按电机驱动,载荷稍有波动,由表11-3,取KA=1.25

由图11-2（b），按8级精度和

，得Kv=1.02

齿宽

。

由图11-3（a），按b/d1=47.2/55.409=0.852,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得Kβ=1.07。

由表11-4，得Kα=1.2

载荷系数

由图11-4，按Zv1=Z1/cos3β=29.2，Zv2=Z2/cos3β=95.1

由图11-6可得，

由式（11-31）计算齿面接触应力

故安全。

4.验算齿根弯曲疲劳强度

按Zv1=29.2，Zv2=95.1

由图11-10得Y

=2.55，Y

=2.20

由图11-11得Y

=1.62，Y

=1.80

由图11-12得Yε=0.69（εa=1.644）

由图11-21得Yβ=0.89

由式（11-13）计算齿根弯曲应力

由图11-16（b），得

，

由图11-17，得Y

=Y

=1.0

由图11-18，得Y

=Y

=1.0

取Y

=2.0，S

=1.4

由式（11-25）计算许用弯曲应力：

因为σF1<[σF]1，σF2<[σF]2，所以安全。

5.齿轮主要几何参数

z1=27,z2=88,u=3.259,mn=2mm,β=12.95°

mt=mn/cosβ=2.052mm

d1=mnZ1/cosβ=55.409mm,d2=mnZ2/cosβ=180.576mm,

da1=d1+2mn=59.409mm,da2=d2+2mn=184.576mm

df1=d1-2.5mn=50.409mm,df2=d2-2.5mn=175.576mm

齿宽b2=b=47.2mm,b1=b2+（5～10）=53.2mm

六、轴的设计计算及联轴器的选择

（一）高速轴的设计计算

初步估定减速器高速轴外伸段轴径

受键槽影响加大5%取d0=25mm

d1=d0+（3～4）*C1=25+（3～4）*1.6=29.8～31.4mm取d1=30mm

（二）低速轴的设计计算,联轴器的选择

受键槽影响加大5%取d0=42mm

d1=d0+（3～4）*C1=42+（3～4）*2=48～50mm取d1=50mm

d2=d1+（3～4）*C1=42+（3～4）*2=56～58mm取d2=58mm

d3=d1+（1～3）=52mm

选择联轴器

根据d0=42mm初取联轴器HL4

公称转矩Tn=1250N·m>Tc=KAT2=1.5*192.6=288.9N·m

满足要求，取轴伸长d=84mm

七、轴的强度校核

低速轴校核：

1.作用在齿轮上的

转矩

圆周力

　　　　　径向力

轴向力

2.求支座反力

（1）铅直面支座反力

L1=0.5*21.75+s+δ+0.5*b1=0.5*21.75+12+8+0.5*53.2=57.475mm

L2=0.5*21.75+s+δ+0.5*b1=0.5*21.75+12+8+0.5*53.2=57.475mm

（2）水平面支座反力

得，

得，

（3）作弯矩图

①铅直面内弯矩图

C点

②水平面内弯矩图

C点左

C点右

③合成弯矩图

C点左

C点右

（4）作转矩图

（5）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

C点右边

D点

（6）按当量弯矩计算轴的直径（轴的材料选择45号调质钢，查表13-1可得）

由MV图可见，C点当量弯矩值最大，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13-1得

查表13-2得

。

C点轴径

因为有一个键槽加大5%

。

该值小于原设计该点处轴径52mm，故安全。

D点轴径

因为有一个键槽加大5%

。

该值小于原设计该点处轴径42mm，故安全。

八、滚动轴承的选择及其寿命验算（低速轴轴承）

选择一对30210圆锥滚子轴承，d=50mm

1、确定轴承的承载能力

查表14-17，轴承30210的C0=55200N，C=72200N

2、计算径向载荷

3、求派生轴向力

查表14-17得e=0.42Y=1.4

4、轴承轴向载荷