機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計ZDD10-C說明書(共22頁)

1、機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計ZDD-10-C PAGE PAGE 21機械設(shè)計基礎(chǔ)(jch)課程設(shè)計說明書題目：膠帶(jiodi)輸送機傳動裝置的設(shè)計(shj) 班 級： 姓 名： 學 號： 指導教師： 成 績： 2013年1月11日目 錄 TOC o 1-2 h z u HYPERLINK l _Toc312795669 目 錄 PAGEREF _Toc312795669 h 1 HYPERLINK l _Toc312795670 1、設(shè)計(shj)任務(wù) PAGEREF _Toc312795670 h 3 HYPERLINK l _Toc312795671 1.1設(shè)計(shj)題目 PAGEREF

2、_Toc312795671 h 3 HYPERLINK l _Toc312795672 1.2工作(gngzu)條件 PAGEREF _Toc312795672 h 3 HYPERLINK l _Toc312795673 1.3技術(shù)數(shù)據(jù) PAGEREF _Toc312795673 h 3 HYPERLINK l _Toc312795674 2、電動機的選擇計算 PAGEREF _Toc312795674 h 3 HYPERLINK l _Toc312795675 2.1選擇電動機系列 PAGEREF _Toc312795675 h 3 HYPERLINK l _Toc312795676 2.2

3、滾筒轉(zhuǎn)動所需要的有效功率 PAGEREF _Toc312795676 h 3 HYPERLINK l _Toc312795677 2.3選擇電動機 PAGEREF _Toc312795677 h 4 HYPERLINK l _Toc312795678 3、傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算 PAGEREF _Toc312795678 h 5 HYPERLINK l _Toc312795679 3.1傳動比的分配 PAGEREF _Toc312795679 h 5 HYPERLINK l _Toc312795680 3.2各軸功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的計算 PAGEREF _Toc312795680 h 5

4、HYPERLINK l _Toc312795681 4、傳動零件的設(shè)計計算 PAGEREF _Toc312795681 h 7 HYPERLINK l _Toc312795682 4.1選擇V帶的型號 PAGEREF _Toc312795682 h 7 HYPERLINK l _Toc312795683 4.2驗算帶速 PAGEREF _Toc312795683 h 7 HYPERLINK l _Toc312795684 4.3確定大帶輪的標準直徑 PAGEREF _Toc312795684 h 7 HYPERLINK l _Toc312795685 4.4確定中心距a 和帶長Ld PAGER

5、EF _Toc312795685 h 7 HYPERLINK l _Toc312795686 4.5驗算小輪包角1 PAGEREF _Toc312795686 h 8 HYPERLINK l _Toc312795687 4.6計算帶的根數(shù) PAGEREF _Toc312795687 h 8 HYPERLINK l _Toc312795688 4.7計算作用在軸上的載荷Fr 和初拉力 F0 PAGEREF _Toc312795688 h 8 HYPERLINK l _Toc312795689 4.8 V帶傳動的參數(shù) PAGEREF _Toc312795689 h 8 HYPERLINK l _T

6、oc312795690 5、減速器內(nèi)傳動零件的設(shè)計計算 PAGEREF _Toc312795690 h 9 HYPERLINK l _Toc312795691 5.1 選擇材料 PAGEREF _Toc312795691 h 9 HYPERLINK l _Toc312795692 5.2按齒面接觸強度確定中心距 PAGEREF _Toc312795692 h 9 HYPERLINK l _Toc312795693 5.3驗算齒面接觸疲勞強度 PAGEREF _Toc312795693 h 11 HYPERLINK l _Toc312795694 5.4驗算齒根彎曲疲勞強度 PAGEREF _T

7、oc312795694 h 12 HYPERLINK l _Toc312795695 5.5齒輪主要幾何參數(shù) PAGEREF _Toc312795695 h 12 HYPERLINK l _Toc312795696 6、軸的設(shè)計計算 PAGEREF _Toc312795696 h 13 HYPERLINK l _Toc312795697 6.1高速軸的設(shè)計計算 PAGEREF _Toc312795697 h 13 HYPERLINK l _Toc312795698 6.2低速軸的設(shè)計計算及聯(lián)軸器的選擇 PAGEREF _Toc312795698 h 13 HYPERLINK l _Toc312

8、795699 7、低速軸的強度(qingd)校核 PAGEREF _Toc312795699 h 14 HYPERLINK l _Toc312795700 8、滾動軸承的選擇(xunz)及其壽命驗算 PAGEREF _Toc312795700 h 16 HYPERLINK l _Toc312795701 8.1確定(qudng)軸承的承載能力 PAGEREF _Toc312795701 h 16 HYPERLINK l _Toc312795702 8.2計算徑向支反力 PAGEREF _Toc312795702 h 16 HYPERLINK l _Toc312795703 8.3求軸承軸向載荷

9、 PAGEREF _Toc312795703 h 16 HYPERLINK l _Toc312795704 8.4壽命校核 PAGEREF _Toc312795704 h 17 HYPERLINK l _Toc312795705 9、鍵聯(lián)接的選擇和驗算 PAGEREF _Toc312795705 h 17 HYPERLINK l _Toc312795706 9.1齒輪處 PAGEREF _Toc312795706 h 17 HYPERLINK l _Toc312795707 9.2外伸處 PAGEREF _Toc312795707 h 17 HYPERLINK l _Toc312795708

10、10、減速器的潤滑及密封形式選擇 PAGEREF _Toc312795708 h 18 HYPERLINK l _Toc312795709 11、指導參考書 PAGEREF _Toc312795709 h 181、設(shè)計任務(wù)書1.1設(shè)計(shj)題目:膠帶(jiodi)輸送機傳動裝置的設(shè)計(shj)1.2工作條件(C)工作年限工作班制工作環(huán)境載荷性質(zhì)生產(chǎn)批量151灰塵較少輕微沖擊單件1.3技術(shù)數(shù)據(jù)(ZDD-10)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-1015001.62506002、電動機的選擇計算2.1選擇電動機系列根據(jù)工作要求及工作條件應選用

11、三相異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380伏，Y系列電動機。2.2滾筒轉(zhuǎn)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 =0.95一對滾動球軸承效率 2 =0.99閉式8級精度齒輪的傳動效率 3 =0.97彈性聯(lián)軸器效率 = 4 * Arabic 4 =0.99滑動軸承傳動效率 5 0.97傳動滾筒(gntng)效率 6=0.96則總的傳動(chundng)總效率 = 1223456 = 0.950.9920.970.990.970.96 = 0.8326 = 0.8326 滾筒(gntng)的轉(zhuǎn)速 所需的電動機的功率 2.3選擇電動機查表2-18-1可知可選Y100L2

12、-4或Y132S-6，比較傳動比及電動機其他數(shù)據(jù)， 方案電動機型號額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)總傳動比1Y100L2-43.01500143011.702Y132S-63.010009607.85比較兩種方案，方案1的傳動比比較大，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，選擇方案2，決定選電動機Y132S-6型 ，同步轉(zhuǎn)速1000（r/min）。電動機額定功率/（kW）3.0電動機滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)960堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩2.0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/mm1323、傳動裝置的運動及動力(dngl)參數(shù)計算 3.1傳動比的分配(fn

13、pi)總傳動比 根據(jù)(gnj)表2-11-1，初定V帶傳動的i12= 2.5 i12= 2.5則齒輪傳動的傳動比為：i23=i/i12=7.85/2.5=3.14 i23=3.14此分配的傳動比只是初步的，實際的要在傳動零件的和尺寸確定后才能確定,并且允許有（3-5%）的誤差。 3.2各軸功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的計算1軸：（電動機軸）p1=pr=2.883（kW） n1=960（r/min） T1 =9.55*p1/ n1=9.55*2.883*1000/960=28.68（Nm）2軸： （減速器高速(o s)軸）P2=p1*12= p1*1 =2.883*0.95=2.739（kW）n2=n1/i

14、12=960/2.5=384（r/min）T2=9.55*p2/n2=9.55*2.739*1000/384=68.12（Nm） 3軸：（減速器低速(d s)軸）P3=p2*23=p2*2 *3=2.739*0.99*0.97=2.630（kW）n3=n2/i23=384/3.14=122（r/min）T3=9.55*p3/n3=9.55*2.630*1000/122=205.87（Nm）4軸：（即傳動(chundng)滾筒軸）P4=p3*34= p3*2 *4=2.630*0.99*0.99=2.578（kW）n4=n3/i34=122/1=122（r/min）T4=9.55*p4/n4=9

15、.55*2.578*1000/122=201.80（Nm）各軸運動及動力參數(shù)軸序號功率P(kW)轉(zhuǎn)速n(r/min)轉(zhuǎn)矩(N.m)傳動形式傳動比效率12.88396028.68帶傳動2.50.9522.73938468.12齒輪傳動3.140.970.99232.630122205.87聯(lián)軸器10.990.9942.578122201.804、傳動零件的設(shè)計計算4.1選擇V帶的型號因為(yn wi)小輪的轉(zhuǎn)速是960（r/min），班制是1年，載荷(zi h)性質(zhì)輕微(qngwi)沖擊，取Ka=1.2 Ka=1.2PC=KaP1=1.2*2.883=3.4596（kW） PC=3.4596（k

16、W）查書上圖10-8，可得選用A型號帶，dd1min=75（mm） dd1min=75（mm）查書上表10-4取標準直徑即dd1=100（mm） dd1=100（mm）4.2驗算帶速v=* dd1 *n1 /60*1000=5.03（m/s） v=5.03（m/s）滿足4.3確定大帶輪的標準直徑dd2= i12*dd1 =2.5*100=250（mm） dd2=250（mm）取dd2=250mm，實際傳動比i實=dd2/ dd1=2.5 i實=2.5百分差=0 合格4.4確定中心距a和帶長LdV帶的中心距過長會使結(jié)構(gòu)不緊湊，會減低帶傳動的工作能力，初定中心距a0=(0.7-2.0)( dd1

17、+dd2)=245700 （mm）暫取a0=350（mm）相應a0的帶基準長度Ld0:Ld0=2*a0 +（/2）*( dd1 +dd2)+(dd2 dd1)2/（4* a0）=1265.85（mm） Ld0=1265.85（mm）查書上表10-2可得，取Ld=1250（mm） Ld=1250（mm）由Ld求實際(shj)的中心距aa=a0+(Ld Ld0)/2 =342（mm） a=342（mm）4.5驗算(yn sun)小輪包角1由式1=180-（dd2-dd1）/a*57.3=154.87120符合要求4.6計算(j sun)帶的根數(shù)z= Pc /(P0 +P0)*K*Kl查圖10-7可

18、得，P0=1.0（kW）, P0 =0.10（kW）查表10-6可得，K=0.93 K=0.93查表10-2，KL = 0.93 KL = 0.93代入得z=3.4596/(1.0+0.10)*0.93*0.93=3.63根取z=44.7計算作用在軸上的載荷Fr和初拉力 F0F0為單根帶的初拉力，F(xiàn)0=500*Pc/vz*(2.5/K-1)+qv2=500*3.4596/（5.03*4）*(2.5/0.93-1)+0.10*5.032=147.67（N） F0=147.67（N）Fr=2*F0*z*sin（1/2）=2*147.67*4*sin(154.87/2)=1153(N) Fr=115

19、3(N)4.8 V帶傳動(chundng)的參數(shù)選用(xunyng)A型V帶13.0（mm）頂寬，節(jié)寬11.0（mm）高度(god)8.0（mm），共四根長1250（mm），F(xiàn)r=1153（N），帶輪中心距為342（mm），實際傳動比為2.5。5、減速器內(nèi)傳動零件的設(shè)計計算5.1 選擇材料小齒輪 40Cr鋼 調(diào)質(zhì)處理 齒面硬度250-280HBS大齒輪 ZG310-570鋼 正火處理 齒面硬度162-185HBS計算應力循環(huán)次數(shù)N1=60*n2*j*Lh=60*384*1*（10*300*16）=1.11*109 N1=1.11*109N2=N1/i=1.11*109/3.14=3.54*10

20、8 N2=3.54*108查圖11-14，ZN1=1.00，ZN2=1.09（允許一定點蝕）由圖11-15，ZX1=ZX2=1.0 查圖11-13 =570（Mpa） =510（Mpa）取SHmin=1.0 計算許用接觸應力因，故取 5.2按齒面接觸強度(qingd)確定中心距小輪(xio ln)轉(zhuǎn)矩T2 =68.12（Nm）初取，由表11-5得 ;取，=2.5 =2.5由式（11-17）計算中心(j sun zhn xn)距a取中心距a=140（表2.2-2 R40系列，且在130-160之間）估算模數(shù)mn=(0.0070.02)a=0.98-2.8（mm）取標準模數(shù)mn=2mm mn=2m

21、m小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)：z2=uz1=3.14*33.82=106.19取z1=34，z2=106 z1=34，z2=106實際傳動比 傳動比誤差(wch)a=m*(z2+z2)/2=140（mm） a=140（mm）齒輪(chln)分度圓直徑 d1=mz1 =68（mm） d1=68（mm）d2=mz2 =212（mm） d2 =212（mm）圓周(yunzhu)速度 由表11-6，選齒輪精度為8級。5.3驗算齒面接觸疲勞強度按電機驅(qū)動,載荷稍有波動,由表11-3,取KA=1.25 KA=1.25由圖11-2（a），按8級精度得Kv=1.05 Kv=1.05齒寬 由圖11-3(a)，按b/

22、d1=56/68=0.824考慮軸的剛度較大和齒輪相對軸承為對稱布置K=1.03 K=1.03由表11-4，得K=1.1 K=1.1載荷系數(shù)K=KAKVKK=1.25*1.05*1.03*1.1=1.487 K=1.487由圖11-4得： 查圖11-6可得， 由式11-16,計算(j sun)齒面接觸應力故安全(nqun)5.4驗算齒根(ch n)彎曲疲勞強度按z1=34 z2=106由圖11-10得YFa1=2.50, YFa2=2.20 YFa1=2.50, YFa2=2.20由圖11-11得YSa1=1.63, YSa2=1.81 YSa1=1.63, YSa2=1.81由圖11-12得

23、：Y=0.70 Y=0.70由圖11-16b，得，由圖11-17，得Y=1.0，Y=1.0 Y=1.0，Y=1.0由圖11-18 得 Y=Y=1.0 Y=Y=1.0取Y=2，S=1.4由式11-25計算許用彎曲應力，由式11-12 齒根(ch n)彎曲應力故安全(nqun)5.5齒輪主要(zhyo)幾何參數(shù) z1=34, z2=106, u=3.14, m=2 （mm）d1=mz1=68（mm） d2=mz2=212（mm）da1=d1+2ha*m=68+2*1*2=72（mm）da2= d21+2ha*m=212+2*1*2=216（mm） df1=d1-2(ha*+c*)m=68-2*(1

24、+0.25)*2=63（mm）df2=d2-2(ha*+c*)m=212-2*(1+0.25)*2=207（mm）齒寬b2 = b =56（mm） b1=b2+(510)=64（mm） 6、軸的設(shè)計計算6.1高速軸的設(shè)計計算（1）初步估定減速器高速軸外伸段軸徑取A=145受鍵槽(jinco)影響加大4%-5%，取29（mm） 29（mm）（2）確定(qudng)減速器高速軸各段軸徑 129mmd2= d1+(58)=（3437）mm，取d2=34mmd3=40mmd4= d3+(13)=（4143）mm，取d4=43mmd5=d3=40mm（3）選擇(xunz)高速軸的軸承根據(jù)d3=40mm，

25、查表2.4-1，選擇軸承的型號為：（GB/T276-1994）-6208 ，其D=80mm，B=18mm。6.2低速軸的設(shè)計計算及聯(lián)軸器的選擇（1）初步選定減速器低速軸外伸段直徑d=(0.81.0)d電機=(0.81.0) 38=30.438（mm）（2）選擇聯(lián)軸器擬選用彈性聯(lián)軸器（GB5014-85） 名義轉(zhuǎn)矩T3=205.87（Nm）計算轉(zhuǎn)矩為TC=KT3=1.487205.87=306.13（Nm） TC=306.13（Nm）公稱扭矩TN =630（Nm） TC=306.13（Nm）滿足(mnz)n=5000（r/min）n=122（r/min）查表2-5-1，其軸孔直徑(zhjng)d

26、=3048mm,能滿足(mnz)減速器軸徑的要求，軸孔長度 L=60（mm）。 L=60（mm）（3）最終確定減速器低速軸外伸段直徑,受鍵槽影響，軸徑加大4%5%,，取140mm； 140mm軸外伸段采用圓柱形。（4）確定減速器低速軸各段軸徑 140（mm）d2= d1+(58)=4548（mm），取d2=45（mm）d3=50（mm）d4= d3+(13)= 5153（mm），取d4=53mm軸環(huán)直徑d5=60mm d6=d3=50mm。（5）選擇低速軸的軸承根據(jù)低速軸d3=50（mm），查表2.4-1，選擇軸承的型號為：GB/T276-1994-6210主要參數(shù)：D=90（mm）B=20（

27、mm）da=57（mm）Da=83（mm）（6）選擇低速軸的軸承蓋軸承(zhuchng)外徑D=90（mm），螺釘(ludng)直徑d3=8（mm），e=1.2 d3=9.6mm(取e=10mm)，e1=e，D1= D-（34）=（8687）mm，取D1=86（mm），D4= D-（1015）=（7580）mm，取D4=76（mm）b=510mm，取b=6（mm）h=(0.81)b=4.86mm，取h=5（mm）。7、低速(d s)軸的強度校核1）作用在齒輪上的作用力：圓周力 軸向力 Fa=0 Fa=0徑向力Fr=Fttann =707（N） Fr=707（N）2）支座反力：因L1=L2=L=

28、60（mm） L1=L2=L=60（mm）RAY=RBY=Fr/2=707N/2=353.5（N） RAY=RBY= 353.5（N）RAZ=RBZ=Ft/2=1942N/2=971（N） RAZ=RBZ= 971（N）3）求彎矩：MCY= RAY*L=353.5*0.060=21.21（Nm）MCZ= RAZ*L=971*0.060=58.26（Nm） MCZ= RBZ*L2=971*0.060=58.26（Nm）4)求轉(zhuǎn)矩： T=T3=205.87(Nm)5）求當量(dngling)彎矩：該軸單向工作，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)應力(yngl)考慮，取=0.6 C點左邊(zu bian)： C點右邊： D點： 6）校核(xio h)軸的強度由以上(yshng)分析可見，C點的當量(dngling)彎矩最大，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。由45鋼（調(diào)質(zhì)處理）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(shè)計該點處軸徑53（mm），故安全。D點軸徑 因為有一個鍵槽。該值小于原設(shè)計該點處軸徑40（mm），故安全。8、滾動軸承的選擇及其壽命驗算選擇一對6210深溝球軸承，低速軸軸承校核8.1確定軸承的承