機械設計基礎課程設計說明書ZDDA5

1、題目：設計膠帶輸送機的傳動裝置ZDD-A5。班 級：冶金1307班姓 名：許永生學 號：指導教師成 績： 2015年 7月一、設計任務書（1） 設計題目 ：設計膠帶輸送機的傳動裝置（2） 工作條件工作年限工作班制工作環(huán)境載荷性質生產批量82清潔平穩(wěn)小批（3） 技術數(shù)據(jù)題號滾筒圓周力F(N)帶速 v(m/s)滾筒直徑 D(mm)滾筒長度 L(mm)ZDD-51100320500二、電動機的選擇計算（1）選擇電動機系列 根據(jù)工作要求及工作條件應選用三相異步電動機，封閉式結構，電壓380伏，Y系列電動機。（2）滾筒轉動所需要的有效功率 根據(jù)表2-11-1，確定各部分的效率:V帶傳動效率 1一對滾動球

2、軸承效率 29閉式齒輪的傳動效率 37彈性聯(lián)軸器效率 4滑動軸承傳動效率 5 傳動滾筒效率 6=則總的傳動總效率 = 1×2×2×3×4×5×6××××××（3）電機的轉速所需的電動機的功率現(xiàn)以同步轉速為Y100L2-4型（1500r/min）及Y132S-6型（1000r/min）兩種方案比較，傳動比，；由表2-19-1查得電動機數(shù)據(jù)，方案號電動機型號額定功率(kW)同步轉速(r/min)滿載轉速(r/min)總傳動比1Y100L2-4150014302Y132S-6100

3、0960比較兩種方案，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用方案2即選電動機Y132S6型，同步轉速1000r/min 。同時，由表2-19-2查得其主要性能數(shù)據(jù)列于下表：電動機額定功率/kW電動機滿載轉速/(r/min)960電動機軸伸直徑D/mm38電動機軸伸長度E/mm80電動機中心高H/mm132堵轉轉矩/額定轉矩三、傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算（1）分配傳動比總傳動比;由表2-11-1得，V帶傳動的傳動比i01= 2.5，則齒輪傳動的傳動比為：i12=i/i01=7.31/2.5=2.92 ，此分配的傳動比只是初步的，實際傳動比的準確值要在傳動零件的參數(shù)和尺寸確定后才能確定。并且允許有（3-

4、5%）的誤差。（2） 各軸功率、轉速和轉矩的計算0軸：（電動機軸） P0=pr=2.91kw，n0=960r/minT0=9550×p0/ n0=9550×m 1軸：（減速器高速軸）P1=p0×01=p0×1=× n1=n0/i01=960/2.5=384r/min T1=9550×P1/n1=9550×m2軸：（減速器低速軸）12×P2=P1×12× n2=n1/i12 T2=9550×P2/n2=9550×m 3.軸：（即傳動滾筒軸）23×n3=n2/i23P3

5、= P2×23×T3=9550×P3/n3=9550×m （3）各軸運動及動力參數(shù)軸序號功率P(kw)轉速n(r/min)轉矩(N.m)傳動形式傳動比效率0960帶傳動51384齒輪傳動72彈性聯(lián)軸器13四、傳動零件的設計計算電動機型號為Y132S-6，額定功率=3.0kw，轉速為n1=960r/min，減速器高速軸轉速n2=384r/min，班制是2年，載荷平穩(wěn)。（1）減速器以外的傳動零件的設計計算 由書中表10-3查得工況系數(shù)KA=1.2;Pc=KAP0 ×查課本圖10-8，可得選用A型號帶，dd1min =75mm;由表10-4，取推薦值

6、直徑,即dd1=100mm;v=dd1n1 /(60×1000)=×100×960/（60×1000）=5.024m/s;滿足5m/s v25m/s;3.確定大帶輪的標準直徑 i=n1/n2, dd2=idd1(1-)=(960/384)×100×(1-0.01)=2mm;查表10-5，取其標準值dd2=250mm；驗算帶的實際傳動比：i實=dd2/dd1=250/100 =2.5；4.確定中心距a 和帶長LdV帶的中心距過長會使結構不緊湊，會低帶傳動的工作能力；初定中心距a0, a0=(0.7-2.0)( dd1+dd2)=2457

7、00 mm取a0=350mm，相應 a0的帶基準長度Ld0:Ld0=2×a0×( dd1 +dd2)+(dd2 dd1)2/（4× a0）=1265.57 mm; 查表10-2可得，取Ld=1250mm;由Ld求實際的中心距a,a = a0+(Ld Ld0)/2 =342.5mm（取343mm）1由式1=1800-(dd2 dd1)/a×0;1 =1800 -(250-100)/343×00>1200 符合要求； z= Pc /( P0 +P0 )×K×KL 由圖10-7查得， P0 =1.0kw, P0 （？) 查表

8、10-6可得，K=0.93，查表10-2，KL = 0.93，代入得，z =3.6/(0.13+1.0)××0.93 =3.68; 取z =4根。R和初拉力F0 F0為單根帶的初拉力， F0-1)/vz +qv2 =500××-1)××2=153.73N（查表可得，q =0.10kg/m）FR =2 F0zsin(1/2)= 2××4×0/2)（2） 減速器箱內的圓柱齒輪傳動的設計計算（1）選擇材料由表11-1，大小齒輪材料選擇如下:小齒輪40Cr鋼調質處理齒面硬度250-280HBS大齒輪 ZG310-

9、570正火處理齒面硬度162-185HBS（2）計算應力循環(huán)次數(shù)N查圖11-14得ZN13 ，ZN2=1.08（允許有一定點蝕）。由圖11-15得ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0， 由圖11-13（b）,得Hlim1=690Mpa，Hlim2=440 Mpa。（3）計算許用接觸應力因，故?。?）按齒面接觸強度確定中心距小輪轉矩 T1=9550×P1/n1=9550×=68640N·mm初取，取，由表11-5得；由圖11-7可得，=2.5，減速傳動，; 由式（11-17）計算中心距a取中心距a=140mm。 估算模數(shù)mn=(0.0070.02)a=mm,

10、取標準模數(shù)mn=2mm。 小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)：z2=uz1=取z1=36，z2=104 實際傳動比傳動比誤差， 齒輪分度圓直徑 圓周速度由表11-6,取齒輪精度為8級。(5) 驗算齒面接觸疲勞強度按電機驅動,載荷平穩(wěn)，由表11-3，取KA=1.0。由圖11-2（a），按8級精度和，查得Kv=1.05。齒寬。由圖11-3(a)，按b/d1=56/72=0.78,考慮軸的剛度較大和齒輪相對軸承為非對稱布置，得K=1.06。由表11-4，得K=1.1。載荷系數(shù)由圖11-4得查圖11-6，得由式11-16，計算齒面接觸應力故安全。（6）驗算齒根彎曲疲勞強度按Z1=36，Z2=104，由圖11-10

11、得Y=2.48，Y=2.18。由圖11-11得Y=1.66，Y=1.82。由圖11-12，得Y=0.68。由圖11-16(b)，得，。由圖11-17，得FN1=1.0，F(xiàn)N2=1.0。.由圖11-18，得Y=Y=1.0。取Y=2.0，S=1.4。由式（11-25）計算許用彎曲應力，由式（11-21）計算齒根彎曲應力（7）齒輪主要幾何參數(shù) z1=36,z2=104,u=,mn=2mm,0=0, mmmmha1 = ha2 =2mm,a=（d1+d2）/2=140mm b2=b=aa×140=56mm, b1=b2+(510)=64mm。五、軸的設計計算根據(jù)要求，選擇軸的材料為45鋼，調

12、質處理。（一）高速軸的設計1確定減速器高速軸外伸段軸徑,受鍵槽影響，加大5%，dmin×1.05=24.32mm,取d25mm。 2 確定減速器高速軸各段軸徑 軸頭1d=25mm，軸肩d2= d1+(34)C1=25+(34)×=（）mm，查表2-11-3，C1=1.6，取d2=30mm，軸頸d3=35mm（d3為與6207深溝球軸承配合的軸頸），軸頭d4= d3+(13)=（3638）mm，取d4=38mm，軸環(huán)d5=d4+(34)C1=38+(34)×2=4446mm,取d5=45mm，軸頸d6=d3=35mm。3選擇高速軸的軸承根據(jù)高速軸d3=35mm，查表

13、2-13-1，選擇軸承的型號為：（GB/T276-1994）-6207，D=72mm，B=17mm。4選擇高速軸的軸承蓋查表2-16-4，軸承外徑D=72mm，螺釘直徑d3=8mm，d2= d3+1=9mm，D0=D+2.5 d3=92mm，D2= D0+2.5 d3=112mm，e=1.2 d3=9.6mm(取e=10mm)，e1>=e，D1= D-（34）mm=（6869）mm，取D1=68mm，D4= D-（1015）mm=（5762）mm，取D4=60mm，b=510mm，取b=6mm，6mm，取h=5mm。（二）低速軸的設計計算，聯(lián)軸器的選擇1初步選定減速器低速軸外伸段直徑d=

14、()d電機=()×38（mm）2選擇聯(lián)軸器擬選用彈性聯(lián)軸器（GB/T 5014-2003） 名義轉矩T=9550×=9550×m 計算轉矩為TC=KA×·m從表2-14-1可查得，LX3號聯(lián)軸器滿足要求公稱轉矩Tn =1250N.m，許用轉速n=4750r/min,軸孔直徑d=3048mm,能滿足減速器軸徑的要求。3最終確定減速器低速軸外伸段直徑,按一個鍵槽考慮，最小直徑加大5%，得dmin×，取135mm。根據(jù)減速器低速軸外伸端直徑d1=35mm,故聯(lián)軸器主動端軸孔直徑選擇d=35mm,Y型軸孔長度L聯(lián)軸器=82mm,A型鍵槽，并取

15、低速軸外伸端長度為80mm,因減速器低速軸外伸端直徑d1=35mm,查表2-12-13選定A型鍵槽b=10mm,h=8mm,因低速外伸長度為80mm，所以取鍵長L=70mm。4 確定減速器低速軸各段軸徑與長度軸頭135mm，軸肩d2= d1+(34)C1=4143mm，查表2-11-3，C1=2.0，取整d2=42mm， 軸頸d3=45mm（d3為與6209深溝球軸承配合的軸頸）， 軸頭d4= d3+(13)=4648mm，取d4=4mm，軸環(huán)直徑d5=d4+(34)C1=47.5+（34）×255.5mm,取d5=56mm， 軸頸d6=d3=45mm。各段長度：按照表2-5-4的形

16、式進行說明 d1 軸頭L1=L聯(lián)軸器-l=82-2=80mm,l=2。從齒輪定位軸環(huán)d4端面為設計基準到各軸梯的長度到d1軸外伸端，L2=b2+5+（K+）+t+e+s2+L1=56+12+50+2+10+(1520)+80=225230mm,取L2=225(則s2=15mm)到d3軸頸，L3=b2+5+s1+B=56+12+(1015)+19=97102mm取L3=97mm(則s1=10mm)到d4軸頭，L4=b2-l=56-3=53mm軸環(huán)寬度，L5=0.7（d5-d4）=5.95,取L5=6mm軸的總長度=L2+5+s1+B=225+12+10+19=266mm5選擇低速軸的軸承根據(jù)低速

17、軸d3=45mm，查表2-13-1，選擇軸承的型號為：（GB/T276-1994）-6209,主要參數(shù)D=85mm，B=19mm。6選擇低速軸的軸承蓋軸承外徑D=85mm，螺釘直徑d3=8mm，d2= d3+1=9mm，D0=D+2.5 d3=105mm，D2= D0+2.5 d3=125mm，e=1.2 d3=9.6mm(取e=10mm)，e1>=e，D1= D-（34）=（8182）mm，取D1=82mm，D4= D-（1015）=（7075）mm，取D4=72mm，b=510mm，取b=6mm，6mm，取h=5mm。六、軸的強度校核（1）求作用于齒輪上的作用力，繪出軸的空間受力圖作

18、用在齒輪上的作用力×106××106××105Nmm 圓周力 Ft=2T/d2=2××105/208=1850N. 徑向力 Fr=Fttan=1850×tan20 軸向力 Fa=Fttan=1850×0=0N（2）求支座反力(圖1（a）)1垂直面支反力MB=0-RAy(LAC+LBC)+FtLBC=0 (式中LAC=B/2+s2+5+B2/2=19/2+15+12+56/2=64.5mm,LBC=B2/2+5+s1+B/2=56/2+12+10+19/2=59.5mm.)RAy=Y=0RBy=Ft-RAy

19、2水平面支反力得，-RAz(LAC+LBC)-Fad/2+FrLBC=0 RAz=(FrLBC-Fad/2)/(LAC+LBCRBz=Fr-RAZ（3）作彎矩圖1垂直面內彎矩圖MY(圖1（b）)C點，MCy=RAYLAC××104N·mm2水平面內彎矩圖MZ (圖1（c）)C點左邊MCZ=RAZLAC×104N·mmC點右邊 MCZ=RBZLBC×104N·mm3作合成彎矩圖(圖1（d）)C點左邊 MC=×104N·mmC點右邊 MC=×104N·mm（4）作轉矩T圖(圖1（e）)T=

20、×105Nmm （5）作當量彎矩圖(圖1（f）)該軸單向工作，轉矩按脈動循環(huán)應力考慮，取=0.6 。C點左邊 ×104N·mmC點右邊 D點 軸的結構及計算（6）校核軸的強度按當量轉矩計算軸的直徑：（軸的材料選擇45號調質鋼，查表13-1可得）。 由以上分析可見，C點彎矩值最大，而D點軸徑最小，所以該軸危險斷面是C點和D點所在剖面。查表13-1得查表13-2得。C點軸徑 因為有一個鍵槽。該值小于原設計該點處軸徑45mm，故安全。D點軸徑 因為有一個鍵槽。該值小于原設計該點處軸徑35mm，故安全。七、滾動軸承的選擇及其壽命驗算1、低速軸軸承的選擇選擇低速軸的一對6209深溝球軸承校核：（1）、確定軸承的承載能力查表2-13-1，軸承6209 的基本額定靜載荷=N，基本額定動載荷Cr=24.5kN.（2）、計算徑向支反力（3）、計算當量動載荷由于軸承承受純徑向載荷，所以P1 =R1=NP2= R2=N;2、 低速軸承壽命計算該軸承為深溝球軸承，=3,C=Cr=24500N.故深溝球軸承6209適用。八、 鍵聯(lián)接的選擇和驗算（一）高速軸上鍵的選擇查表9-6，選擇普通平鍵8×7，型號GB1096-79，鍵長L=（1890）mm