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1、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102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 :12002.0400500、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FV 1200汇 2.0

2、 一Pw 2.4kw1000 1000n i =0.95n 2 =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n 3 =0.97弹性联轴器效率n 4 =0.99滑动轴承传动效率n 5 = 0.97传动滚筒效率n 6=0.96则总的传动总效率n = n i x n 2n 2 x n 3X n 4Xn 5X n 6=0.95 X 0.99 X 0.99 X 0.97 X 0.99 X 0.97 X=0.83260.963).电机的转速60 2.0 二 95.5r/min: 0.4所需的电动机的功率Pr 二丛 24 2.8&W0.8326现以同步转速为 丫

3、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/mi n)满载转 速(r/mi n)总传 动比1Y132S-43.01500143014.972Y132S-63.0100096010.05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 D x E=38mm 80mm三、传动装置的运动及动

4、力参数计算总传动比i=n a/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/i 12=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)p 1=p=2.88kwn 1=960r/mi nT1 =9.55*p 1/ n 1=9.55*2.88*1000/960=28.65Nm2轴：(减速器高速轴)P 2=pn* n 12= 2.88*0.95=2.736kwN 2=ni 12=960/2.5=384r/m

5、inT 2=9.55*p 2/n 2=9.55*2.736*1000/384=68.04Nm3 轴：(减速器低速轴)P 3=p2* n 23=2.736*0.99*0.97=2.627kwN 3=n2/i 23=384/4.02=95.5r/minT 3=9.55*2.6278*1000/95.5=262.7Nm4.轴：(即传动滚筒轴)N 4=rb/i 34=95.5/1=95.5r/minP 4=p3* n 34=2.627*0.99*0.99=2.57kwT4=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/mi n)转矩(N.m)

6、传动形式传动比效率n12.8896028.65弹性联轴器鼻口1.00.9922.73638468.04齿轮传动4.020.9732.62795.5262.7带传动2.50.9542.5795.5257.47四、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=100mm2.验算带速V=3.14* d d1 *n 1 /60*1000=5.024; 满足 5m/s = V120符

7、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F0Qr =2 F0 *z *cosr= 2* 148.68 *4*cosr =1160.6N且F0为单根带的初拉力，2F0 = 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

8、=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 =60 384 1 (10 300 8 2) =1.11 109N21.11 1094.02= 2.75 10查图 5-17，ZN1=1.0 Z n2=1.08 (允许一定点蚀) 由式 5-29， Zx1=Zx2=1.0 ，取 Smir=1.0 Z V=1.0 Z LVF=1.0由图5-16b，得由5-28式计算许用接触应力tH1 ZniZxi =71Q

9、7N/mmfSH mint H2 严 ZN2 ZX2 =4752N/mm2SH min因 I-H2 L 1h，故取 Lh卜H2 475.2N/mm22）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aKT1ZhZeZgu1显】 H ya _(u 1)31 1.11*80442.5 x 188.9 Y2汉0.4 汉4.02 448.8 )= (4.02 1)3=148.3mm由4.2-10,取中心距a=14

10、9mm估算模数 m=(0.0070.02)a=1.04 2.96mm, 取标准模数a=150mmm=2mmn=2mm小齿轮齿数:Z12a2 149mn u 1 - 2 4.02 1 -29.68大齿轮齿数：取 Z1=30, Z2=1202=uZi= 29.68x4.02 = 119.311=30，乙=120实际传动比i实Z2Z1=込4.030传动比误差i =； 乂100%i理齿轮分度圆直径d1 = mnz1 = 60mmd2 =mnZ2 = 240mm叮沖60 3844 1.2im/s6 10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=

11、1.25由图5-4b，按 8 级精度和 vz /100/.21 30/100 =0.363m/s，得 Kz=1.04。齿宽 b =：aa =0.4 149 =59.6mm。由图5-7a，按b/d 1=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 =1.25 1.04 1.08 1.1 =1.54齿顶圆直径da1 = d1 2h；mn =64mmda2 =d2 2h；mn = 244mm喇=0.027 30=0.810；a2 =0007 120=0.840a = ；a1 ；a2 =1 .650查表1

12、1-6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 bH l=4752N / mm22Fiim2 =152N /mm“ bd； u由式 5-32 , m =2mm5m故 YX1 =YX2 =1.0。取 丫ST=2, SF min =1.4由式5-31计算许用弯曲应力!fi = fhmMT YniYxi 二 290 2 1.0 i.o = 4i4N/mm2Sf min 1 .4jF2 Flim2丫ST yn2yX2 J52 2 1.0 1.0 =217N/mm2,SF min 1.4由图 5-14 得 YFa1=2.65 , YFa2=2.18由图

13、5-15 得 YSa1=1.63 , YSa2=1.82由式（5-47）计算Yb,2KTbdmaYY =2 1.54 68044 2.56 1.63 0703596 60 2=8f559N/mni T =998.87 N m满足要求取轴伸长d=1122.选择联轴器拟选用弹性联轴器（GB5014-85名义转矩 T=9550X p =262.7Nmn计算转矩为 Tc=KT=1.5X 262.7=394.05N m从表2.5-1可查得，HL3满足Tn T cn =5000r/mi nn=95.5r/mi n;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 =经二2

14、189.17N d4径向力 Fr -Ft tg=2189.17 tg20 = 796.8N轴向力 Fn 二 Ft /cosa = 2329.67Na. 垂直面支反力3Mb =0 RAy(L1 L2) Ft L 0Ft L2RAy I - =1094.585Ny L1 L2ZY =0RBy 二 Ft -RAy =1094.585N1 A L.jdIs!1 ri2D / r bpllc-Jb.水平面支反力二Mb =0 得，-Raz（Li L2）-Fa2 卡丄2 FL - Fa dRAz 2 = -1719.48NLi L2二Z 二 0, RBz 二 Fr - RAz - 2516.28NC点，垂直

15、面内弯矩图M cy 二 RAy Li = 72.2N mC 点右 M cz 二 RBzL2= 116.07N mC 点左, M Cz = RAzL1 = 113.49N ma.合成弯矩图 2C 点右，M c 二 M Cy CZ=136.69N mC点左,Mc = MCy Mcz=134.51N m(3)作转矩T图T3 =262.7N m(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 =0.6C点左边Mvc=$Mc +（応）=207.2N mC点右边M Vc = - Mc2 （： TC）2 = 208.6N mD点M VD = _ M D 卜蔦To = ： T =

16、157.6N m(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 3 M caC = 32.56mm0.b I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 = 29.73mmV0.bL因为有一个键槽dC =29.73 (1 - 0.05) =31.2mm。该值小于原设计该

17、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 =1.625n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.5J 453 =1375N/mm2a 二 m = 6.88N /mm2245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，

18、得：;一 = 0.92, ： =0.92查表 1-5，得二=0.34, =0.211-1剖面安全系数S=S 1 155 =8.69l k 1 625 6.88 0.21 6.88 0名 a t m 0.92x0.76T T取Sl = 1.51.8，S S 1,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 =1.51IV 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=1.6

19、25。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 b IM = L1 - i=2.36x105N mmL i 2丿T =626.7 103 N mIII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 /mm22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,=15.762682.0995.59 00.92 0.75s.=155 =3358 k 1 845丘 +

20、甲 汉 1.56 十 0.21.56Be a T m 0.927.73S：S 15.52s2 s2S S-1.51.8,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 =25000N c=33500N.2） 、计算径向支反力. 2 少& = . R1H R1V -2038.33NR R；h R；v 二 2744.04N3)、求轴承轴向载荷A 1=0A 2=2329.67N4)、计算当量动载荷A/C=2329.67/25000=0.093 插值定e

21、2=0.29由 A/R2 =0.8490.29查表 910 X2=0.56 , Y2=1.50查表 911,取 fd=1.2 , fm=1.0,ft=1.0 Pi =1.2 X 2038.33=2445.996N P2=fd (X2R +Y2A) =6037.4N;为RR,按P2计算，, 10 (C V 106 f 33500 VL10h = I = 從 60n iP 丿 60 汉 95.5 6037.4 J1= 29814.67h 480000h2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8X 7, GB1096-79（三）.低速轴上键的选择与验算（1

22、）齿轮处选择普通平键16X 10 GB1096-79型，其参数为R=b/2=8mm L : 45180;取 50;l=L-2 X R=34,d=57mm齿轮材料为45钢，载荷平稳，静联接,由表 2-1，查得 t J-140N/mm234 262.7 102二 54.22N / mm外伸处:选择键14X 9, GB1096-79,其参数为R=b/2=7mm L 取 102;匸L-2 X R=102-2 x 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Jp】=140N/mm24T 4 262.7 103 2p 29.48 N / mmp dhl 45 9 88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GB492-892油标尺M16,材料Q235A3密圭寸圈：密封圈采用毡圈密封，型号 45 JB/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 冶金工业出版社1997孙德志王春华等著 东北大学出版社20002 1.54 68044 4.02 1 59.6 602 4.02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