机械设计zdd 1.docx
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机械设计zdd1
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
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η
=
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
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/minT1=*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）
P3=p2*η23=**=
N3=n2/i23=384/=min
T3=**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P（kw）
转速n（r/min）
转矩
传动形式
传动比
效率η
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*（dd1+dd1）+（dd2–dd1）2/4*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–dd1）/2a可得，
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，
F0=500*Pc/v*z*Ka-1）+qv2
=
（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
，故取
2）按齿面接触强度确定中心距
小轮转矩T1=68044N·mm
初取
，由表5-5得
减速传动，
;取
由图11-7可得，
=；
由式（5-39）计算中心距a
由,取中心距a=149mm。
a=150mm
估算模数mn=~a=—2.96mm,
取标准模数mn=2mm。
mn=2mm
小齿轮齿数：
大齿轮齿数：
z2=uz1=
取z1=30，z2=120z1=30，z2=120
实际传动比
传动比误差
，
齿轮分度圆直径
圆周速度
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
，
得Kv=。
齿宽
。
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
齿顶圆直径
查表11-6可得，
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
，
由图5-19，得Y
=，Y
=
由式5-32，m
=2mm<5mm,故Y
=Y
=。
取Y
=，S
=
由式5-31计算许用弯曲应力
，
由图5-14得Y
=，Y
=
由图5-15得Y
=，Y
=。
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=0.5C;
n2=0.5m=;
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，
受键槽影响加
大%5取ｄ＝28mm
（二）低速轴的设计计算
1.
受键槽影响加
，轴径加大５％,,取ｄ＝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=
=N·m
Tc=KT=1250N·m>TC=N·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=9550×
=
计算转矩为 TC=KT=×=·m
从表可查得，HL3满足TN>Tc
[n]=5000r/min>n=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
径向力
ａ. 垂直面支反力
轴向力
b.水平面支反力
得，
，
C点，垂直面内弯矩图
C点右
C点左,
a.合成弯矩图
C点右,
C点左,
（3）作转矩T图
（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α=
C点左边
C点右边
D点
（5）校核轴的强度
按当量转矩计算轴的直径：
（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
查表8-3得
。
C点轴径
因为有一个键槽
。
该值小于原
设计该点处轴径57mm，故安全。
D点轴径
因为有一个键槽
。
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,Ⅱ,Ⅲ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
，
Ⅱ剖面因配合引起的应力集中系数由附表1-1，
查得
，
所以
，
。
因1-1、2-2剖面主要受转矩作
用，
起主要作用，故校核1-1剖面。
1-1剖面产生的
45钢的机械性能查表8-1，
得
，
绝对尺寸影响系数由附表1-4，得
，
表面质量系数由附表1-5，得
查表1-5，得
，
1-1剖面安全系数
取
，
，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
，
IV剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表1-2：
，
。
IV剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1，
查得
，
。
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
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
由附表1-4,查得
表面质量系数由附表1-5，
得
表面质量系数同上.III剖面的安全系数按
配合引起的应力集中系数计算，
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
=25000N，c=33500N.
2）、计算径向支反力
3）、求轴承轴向载荷
A1=0
A2=
4）、计算当量动载荷
A2/C0=25000=
插值定e2=
由A2/R2=〉
查表9—10X2=，Y2=
查表9—11，取fd=，fm=,ft=
P1=×=
P2=fd（X2R2+Y2A2）=;
为P2>P1,按P2计算，
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8×7，GB1096-79
（三）.低速轴上键的选择与验算
（1）齿轮处
选择普通平键16×10GB1096-79型，其参数为
R=b/2=8mm，L：
45—180；取50；
l=L-2×R=34，
d=57mm。
齿轮材料为45钢，载荷平稳，静联接，
由表2-1，查得
因
，故安全。
（2）外伸处：
选择键14×9，GB1096-79,其参数为
R=b/2=7mm，L取102；l=L-2×R=102-2×7=88mm，
d=45mm。
齿轮材料为45钢，载荷稍有波动，静联接，
由表2-1，查得
因
，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密封圈：
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
陈良玉孙志礼着<<机械设计基础>>
冶金工业出版社1997
孙德志王春华等着<<机械设计课程设计>>
东北大学出版社2000
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