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机械设计基础课程设计zdd8

机械设计基础课程设计

计算说明书

材料与冶金学院

冶金工程1006班

设计者：

赵大鹏指导教师：

李翠玲

2012年7月1日

东北大学

1设计任务书

2电动机的选择计算

3传动装置的运动和动力参数计算

4传动零件的设计计算

4.1V带传动的设计计算

4.2圆柱齿轮传动的设计计算

5轴的设计计算

6滚动轴承的选择及其寿命计算

7键连接的选择和计算

8联轴器的选择

9润滑与密封

参考文献

1、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

8

2

清洁

平稳

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-8

1200

400

600

2、电动机的选择计算

2.1电动机的转速选择

2.1.1计算传动滚筒的转速

2.1.2电动机的转速

考虑经济性，可同步转速为1500或1000r/min的电动机。

选用Y系列三相异步电动机。

2.2电动机的输出功率

2.2.1工作机的功率

2.2.2传动装置的总效率

根据表2-11-1确定各部分的效率:

V带传动效率η1

一对滚动球轴承效率η28

闭式齿轮的传动效率η37

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

η9×8×8××5×7×

16

2.2.3所需的电动机的输出功率

2.3选择电动机型号

现以同步转速为Y112M-4型（1500r/min）及Y132M1-6

型（1000r/min）两种方案比较，传动比

；由表得电动机数据，

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

Y112M-4

1500

1440

2

Y132M1-6

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Y132M1—6型kw,同步转

速1000r/min,满载转速960r/min。

3、传动装置的运动及动力参数计算

3.e1分配传动比

3.1.1总传动比

3.1.2各级传动比分配

取V带传动的i带=2.5，

则齿轮传动的传动比为：

I闭=i/i带

各轴功率、转速和转矩的计算

0轴：

（电动机轴）

P0=Pr=kw

N0=960r/minT0=9550*P0/n0=9550*/960=Nm

1轴：

（减速器高速轴）

P1=P0*η带=*0.95=2.9355kw

N1=n0/i带=960/2.5=384r/min

T1=9.55*P1/n1=9.55*2.9355*1000/384=73Nm

2轴：

（减速器低速轴）

P2=P1*η滚η齿

N2=n1/i闭=384/3.8=

T3

3轴：

（即传动滚筒轴）

N3=n2

P3=p2*η滚动η联

T3

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η

0

960

30.74

带传动

5

1

2.9355

384

73

齿轮传动

滚动球轴承

506

2

弹性联轴器

滚动球轴承

3

4、传动零件的设计计算

（1）选择V带型号

因为小轮的转速是960r/min，班制是2年，载荷变动小，

取Ka=1.1;

根据Pc与n0，由图可得选用A型号带，dd1min

=75mm;取标准直径即dd1=100mm

（2）.验算带速

V=3.14*dd1*n0/60*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;

（4）.确定中心距a和带长Ld:

初定中心距a0,a0=（0.7-2.0）（dd1+dd1）=245~~700mm

取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，

0

a1=18000=154.7>1200

符合要求；

（ds6）.计算带的根数；

Z=Pc/（P0+^P0）*Ka*Kl

查表10.6可得，Ka=0.926,

取4根；

（7）.计算作用在轴上的载荷Fr和初拉力F0

且F0为单根带的初拉力，

F0=500*Pc/v*z*（2.5/Ka-1）+qv2

（查表可得，q=0.10kg/m）

验算带的实际传动比，

i实=dd2/dd2

4.2圆柱齿轮传动的设计计算

（1）材料选择

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=1.10（允许一定点蚀）

由式11-15，ZX1=ZX2=1.0，

取SHmin=1.0

由图11-13（b）得

=690MPa,

=440MPa

因

，故取

（2）按齿面接触强度确定中心距

小轮转矩T1=73000N·mm

初定螺旋角β=12°由图11-20得Zβ

初取

，由表11-5得

减速传动，

;取

由图11-7可得，

=2.45；

由式（11-32）计算中心距a

由4.2-10,取中心距a=145mm。

a=145mm

估算模数mn=（0.007~0.02）a=—mm,

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=112z1=30，z2=112

实际传动比

传动比误差

，

修正螺旋角β=arccos[Mn（Z2+Z1°

与初选12°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.

（3）验算齿面接触疲劳强度

按电机驱动,载荷平稳,由表11-3,取KA

按8级精度和

，

得Kv=1.02。

齿宽

。

由图11-3a，按b/d1=0.95,考虑轴的刚度较大和

齿轮相对轴承为非对称布置，得Kβ=1.08。

由表11-4，得Kα

载荷系数

由图11-4按ZV1=Z1/cos3β

Zv2=Z2/cos3β=119.25得：

查表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=31.94，Zv2=119.25,

由图11-10，得

，

由图11-11得

由图11-12得

由式11-33计算许用弯曲应力

安全

安全

（5）齿轮主要几何参数

z1=30,z2=112,u=,mn=2mm,β0=°,

mt=mn/cosβ

d1=61.268mm,d2=228.732mm,

da1=d1+2hamnmm,da2=232.732mm

df1=d1-2（ha+c）mn,df2=223.732mm

齿宽b2=b1=58mm,b1=b2+（5~10）=66mm

5、轴的设计计算

5.1.1选择轴的材料

45号钢

5.1.2按转矩初步估计轴伸直径

受键槽影响加

大%5取ｄ＝25mm

5.1.3设计轴的结构

考虑到密封毡圈对轴径尺寸的要求，去d2=30mm

选择角接触球轴承，考虑到其对轴径的要求，取d3=35mm

选择7207c型角接触球轴承。

5.1.4小齿轮上的作用力

圆周力

N

轴向力

N

径向力

N

齿面间正压力

N

5.2低速轴的设计计算

5.2.1选择轴测材料

材料选择45号钢，调质处理

5.2.2.按轴矩初步估计轴伸直径

受键槽影响加

，轴径加大５％,,取ｄ＝35ｍｍ。

选择角接触球轴承

根据毡圈密封件的尺寸要求，取d2=40mm，根据轴承内径的尺

寸要求，取d3=45mm，d4=48mm，d5=58mm

箱体壁厚δ=8mm。

箱体内壁距轴承座孔最外端的距离为8+C1+C1

+（5~8）=（8+20+16+5）=49

D2=轴段超出轴承盖19mm。

轴承端盖的厚度参考毡圈密封件的尺寸而定，取10mm

因T2=263.68Nm

lx2型弹性联轴器的公称转矩Tn2选用此联轴器，

轴孔长度L=60mm

综上，确定轴各段长度如下：

L1=58mmL2=47mmL3=47mmL4=56mm（比大齿轮宽小2mm，以

利于挡油盘给大齿轮定位）

l5=10mm，L6=35mm

选择滚动轴承选择7209c型角接触球轴承

5.2.4轴的计算简图

大齿轮受力：

圆周力

转矩T=9.55*106P/N=263.68nmm

　　　　　径向力

轴向力

5.2.5铅直面内的支座反力

据

，得

，

据

C点，垂直面内弯矩图

水平面内弯矩MY

C点右

C点左,

a.合成弯矩图

C点右,

C点左,

T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=0.6

C点左边

C点右边

D点

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45mm，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35mm，故安全。

6滚动轴承的选择及其寿命验算

6.1高速轴滚动轴承的选择及其寿命计算

6.1.1选择轴承类型及初定型号：

选7207c型角接触球轴承

6.1.3计算当量动载荷

由表14-15，C0

由表14-11，XA==1，YA==0XB=1，YB=0

当量动载荷：

由表14-8表14-9取ft=1.0fp

6.2低速轴的滚动轴承选择及寿命计算

6.2.1选择轴承型号：

7209c角接触球轴承

6.2.2轴的受力

AA=0

对B处轴承

AB=Fa=1109N

6.2.45计算轴承寿命：

7键联接的选择和计算

7.1大齿轮与低速轴的链连接

轴径为48mm，选择b=14mmh=9mm的平键L取50mm

由表9-7，

7.2大带轮与高速轴的键连接

轴径为25，选择b=8mmh=7mmL取32mm

符合要求

8联轴器的选择

选择lx2型弹性柱销联轴器

9润滑与密封

9.1润滑脂选择

ZN2型钠基润滑脂

9.2密封装置的选择

选择毡圈密封圈

参考文献

《机械设计基础课程设计》

孙德志张伟华邓子龙编

《机械设计基础》

陈玉良王玉良李力主编