機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計

一、設(shè)計任務(wù)書1)設(shè)計題目：設(shè)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(zhì)生產(chǎn)批量102多灰塵稍有波動小批3)技術(shù)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-511003200500二、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(yīng)選用三相異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380伏，Y系列電動機2)、滾筒轉(zhuǎn)動所需要的有效功率尸丫/1000=根據(jù)表確定各部分的效率：V帶傳動效率 n=1一對滾動球軸承效率 n=2TOC\o"1-5"\h\z閉式齒輪的傳動效率 n=3彈性聯(lián)軸器效率 n=4滑動軸承傳動效率 n=5傳動滾筒效率 n=6則總的傳動總效率n=n1xn2n2xn3Xn4xn5xn6=xxxxxx3).電機的轉(zhuǎn)速需的電動機的功率現(xiàn)以同步轉(zhuǎn)速為Y100L2-4型(1500r/min)及Y132M2-6型(1000r/min)兩種方案比較，傳動比1?二4=1440=10.96in131.3「n二19603二7.31；由表查得電動機數(shù)據(jù)，方案號電動機型號額定功率皿)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)總傳動比1Y100L2-4150014302Y132S-61000960比較兩種方案，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用方案2選電動機Y132S—6型，額定功率，同步轉(zhuǎn)速1000r/min,滿載轉(zhuǎn)速960r/min。同時，由表查得電動機中心高H=132mm,外伸軸段DXE=38mmX80mmo三、傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算總傳動比二%=7.31；由表得，V帶傳nw動的i12=,則齒輪傳動的傳動比為：i23=i/ii2==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。（二）各軸功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的計算0軸：（電動機軸）Pi=Pr=nj960r/min；=*p/q=**1000/960=1軸：（減速器高速軸）P2=P1*n12=*=N2=n/i12=960/=384r/minT=*p/n=**1000/384=2 2 23軸：（減速器低速軸）P3=p2*n23=**=N3=n/i23=384/二minT=**1000/二34.軸：（即傳動滾筒軸）N4=n3/i34=1=minP4=P3*n34=**=T=**1000/=4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)矩傳動形式傳動比效率口1960彈性聯(lián)軸器2384齒輪傳動3帶傳動4四、傳動零件的設(shè)計計算.選擇V帶的型號因為小輪的轉(zhuǎn)速是960r/min，班制是2年，載荷變動小，取Ka=;Pc==*=查表10-3和課本圖10-7,可得選用A型號帶，dd1min=75mm;由表10-5，取標(biāo)準(zhǔn)直徑即dd1=100mm.驗算帶速V=*dd1*n1/60*1000二；滿足5m/s<=V<=25-30m/s;.確定大帶輪的標(biāo)準(zhǔn)直徑：Djn/n2*dd1=960/384*100=250mm;查表10-5，取其標(biāo)準(zhǔn)值.確定中心距@和帶長Ld:V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@0,@0=dd1+d/=245??700mm取350mm相應(yīng)a0的帶基準(zhǔn)長度Ld0:Ld0=2*a0+2*(dd1+dd1)+(dd2-d/2/4*a0=1265.57mm;查表10-2可得，取Ld=1250mm;由Ld放過來求實際的中心距a,a=a0+(Ld-Ld0)/2=342.5mm(取343mm).驗算小輪包角a由式a=1800-2r;1r=arcsin(dd2-d//2a可得，r=arcsin(250-100)/2*343=a1=1800-2*0=>1200符合要求；.計算帶的根數(shù)；Z=Pc/(P0+￥0)*Ka*Kl查表可得，P0=，￥0=查表可得，Ka二，查表，Kl=代入得，z=+**=;取4根；.計算作用在軸上的載荷Qr和初拉力F0Qr=2F0*z*cosr=2**4*cosr=且尸0為單根帶的初拉力，F(xiàn)0=500*Pc/v*z*Ka-1）+qv2（查表可得，q=0.10kg/m）驗算帶的實際傳動比，i實二4/品=250/100=.減速器內(nèi)傳動零件的設(shè)計計算；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(yīng)力循環(huán)次數(shù)查圖5-17,Zn1= ZN2=（允許一定點蝕）由式5-29,Zx1=Zx2=,取A： 4= ZLVR=由圖5-16b,得由5-28式計算許用接觸應(yīng)力因LHJ'H故取LJLhL475.2N/mm22）按齒面接觸強度確定中心距小輪轉(zhuǎn)矩T=68044N?mm1初取KZ1=1,1，由表5-5得Ze=188.9.、：N/mm2減速傳動，u=i=4.02;取力=0.4由圖11-7可得，z=；H由式（5-39）計算中心距a由，取中心距a=149mmoa=150mm估算模數(shù)m=~a=一2.96mm,取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=2mm。小齒輪齒數(shù)：z=一%二 2*〃、=29.68im(u+1；2x(4.02+1；n大齒輪齒數(shù)： z2=uzj29.68X4.02=119.31取z1=30,z2=120z2=120實際傳動比i=人=120=4.0實z1 30傳動比誤差m=2mmnz=30,14.02-4.02-4.0|4.02x100%=0.49%<5%△i=i理i^x100%=i理齒輪分度圓直徑圓周速度V=三二=Kx60x384=1.21m/560x103 6x104由表5-6,取齒輪精度為8級.驗算齒面接觸疲勞強度按電機驅(qū)動,載荷稍有波動，由表5-3,取KA=

由圖5-4b,按8級精度和vz1/100=1.21x30/100=0.363m/s，得K=。齒寬b=。a-0.4x149=59.6mm。由圖5-7a,按b/d「,考慮軸的剛度較大和齒輪相對軸承為非對稱布置，得Kj。由表5-4,得K=a載荷系數(shù)K-KKK°K-1.25x1.04x1.08x1.1-1.54齒頂圓直徑查表11-6可得，Z^-0.89由式5-39,計算齒面接觸應(yīng)力故安全。驗算齒根彎曲疲勞強度按Z=30,Z=120,由圖5-18b,得由圖5-18b,得o -290N/mm2Flimlo -152N/mm2Flim2由圖5-19,由式5—32,由式5—32,m=2mm<5mm,故Y=YWYJSFmin由式5-31計算許用彎曲應(yīng)力0L6F0L6Flim24TYY-152x2x1.0x1.0-217N/mm2，F(xiàn)2 SFminN2X2 1.4由圖5-14得Y=,YFa1 Fa2由圖5-15得Y=,YSa1 Sa2由式(5-47)計算\,齒輪主要幾何參數(shù)z1=30, z2=120, u=,m=2mm, B0=0,d1=60mm,d2=240mm,h1=h2=2mm,d1=64mm,d2=244mmdf1=55mm,df2=235mm,a=150mm齒寬b2=b1=59.6mm, b1=b2+(5~10)=68mm(6)低速軸上齒輪的主要參數(shù)D0=d2-14=230mmD3==91.2mmC==(12-18)mm,取16；r=0.5C;n2=0.5m=;D4=57mm;五、軸的設(shè)計計算（一）高速軸的設(shè)計，聯(lián)軸器的選擇1.初步估定減速器高速軸外伸段軸徑由表8-2,d>A3.-=130x3：'2受=25.02mm,受鍵槽影響加3n3384大％5取d=28mm(二)低速軸的設(shè)計計算P 2.627.d>A3'—=140x3' 03n\384=42.26mm，受鍵槽影響加，軸徑加大5%,,取d=45mm。因為是小批生產(chǎn)，故軸外伸段采用圓柱形。初取聯(lián)軸器HL4,公稱轉(zhuǎn)矩Tn=x=N?mTc=KT=1250N?m>TC=N?m滿足要求取軸伸長d=112.選擇聯(lián)軸器擬選用彈性聯(lián)軸器(GB5014-85)名義轉(zhuǎn)矩T=9550XP=n計算轉(zhuǎn)矩為T=KT=X=?mC從表可查得，HL3滿足Tn>Tc[n]=5000r/min>n=min;由表查得，L=112mm;六、軸的強度校核.低速軸校核:作用在齒輪上的圓周力F=二=2189.17Ntd4徑向力F=F?tga=2189.17xtg20。=796.8Na, 垂直面支反力Fn=F/cosa=2329.67Nb.水平面支反力EMB=0得，￡Z=0，RB=F-RA=2516.28N口點，垂直面內(nèi)彎矩圖C點右 MC=RBL2=116.07N.mC點左， mC=RAL］=113.49N.ma.合成彎矩圖C點右，M，C=1MC+Mcz=13669N?mC點左，MC=\MC+MC=134.51N.m作轉(zhuǎn)矩T圖作當(dāng)量彎矩圖該軸單向工作，轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力按脈動循環(huán)應(yīng)力考慮，取。=C點左邊C點右邊D點校核軸的強度按當(dāng)量轉(zhuǎn)矩計算軸的直徑：（軸的材料選擇45號調(diào)質(zhì)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8-1得。=650N/mm2查表8-3得［。J=60N/mm2。IC點軸徑d“號H=32,56mmCt0.1L：」］因為有一個鍵槽dC=32.56x（1+0.05）=34.29mm。該值小于原設(shè)計該點處軸徑57mm,故安全。D點軸徑dD>"M回=29.73mm1°”b一1因為有一個鍵槽dc=29.73x(1+0.05)=31.2mm。該值小于原設(shè)計該點處軸徑45mm,故安全。(6)精確校核軸的疲勞強度(a)校核i,n,ni剖面的疲勞強度I剖面因鍵槽引起的應(yīng)力集中系數(shù)由附表1-1,查得k°=1.825，k=1.625II剖面因配合引起的應(yīng)力集中系數(shù)由附表1-1,查得k=1.97，k工=1.51所以k◎=1.825， k°=1.625。因1-1、2-2剖面主要受轉(zhuǎn)矩作用，k°起主要作用，故校核1-1剖面。1-1剖面產(chǎn)生的° 二T=626.7X103二13.75N/mm2maxW/ 0.50X45345鋼的機械性能查表8-1，得。=268N/mm2，°=155N/mm2-1 -1絕對尺寸影響系數(shù)由附表1-4,得\=0.81，、=0.76表面質(zhì)量系數(shù)由附表1-5,得以=0.92,「°=0.92查表1-5，得甲0=0.34，甲°=0.211-1剖面安全系數(shù)取SL1.5?1.8，S>[s]，所以1-1剖面安全。b.校核HI,IV剖面的疲勞強度III剖面因配合(H7/k6)引起的應(yīng)力集中系數(shù)由附表1-1,查得k=1.97，4二1.51IV剖面因過渡圓角引起的應(yīng)力集中系數(shù)由附表1-2：ko=2.099， k{=1.845。IV剖面因鍵槽引起的應(yīng)力集中系數(shù)由附表1-1，查得ko=1.825，k=1.625。故應(yīng)按過渡圓角引起的應(yīng)力集中系數(shù)校核III剖面。III剖面承受III剖面產(chǎn)生正應(yīng)力及其應(yīng)力幅、平均應(yīng)力為III剖面產(chǎn)生的扭剪應(yīng)力及其應(yīng)力幅、平均應(yīng)力為由附表1-4,查得％=0.81￡=0.76,表面質(zhì)量系數(shù)由附表1-5,得心=0.92,%=0.92%=0.34,匕=0.21，表面質(zhì)量系數(shù)同上.III剖面的安全系數(shù)按配合引起的應(yīng)力集中系數(shù)計算，S>[S]=1.5?1.8，所以III剖面安全。其他剖面危險性小，不予校核。七、滾動軸承的選擇及其壽命驗算低速軸軸承選擇一對6208深溝球軸承，低速軸軸承校核：1）、確定軸承的承載能力查表9-7，軸承6208的c0=22800N，c=15800N.2）、計算徑向支反力3）、求軸承軸向載荷A=01A=24）、計算當(dāng)量動載荷A2/C0=25000=插值定e=2由A2/R2二〉查表9—10X2=,Y2=查表9—11,取fd=，fm二,ft二P]=X=P2=fd（X2R2+Y2AJ=;為PJP/按彳計算，故深溝球軸承6211適用。八、鍵聯(lián)接的選擇和驗算（一）高速軸上鍵的選擇選擇普通平鍵8X7, GB1096-79（三）.低速軸上鍵的選擇與驗算（1）齒輪處選擇普通平鍵16X10GB1096-79型，其參數(shù)為R=b/2=8mm,L：45—180；取50；l=L-2XR=34,d=57mm。齒輪材料為45鋼，載荷平穩(wěn)，靜聯(lián)接,由表2-1,查得L]=140N/mm2p因a<L1故安全。⑵外伸處：選擇鍵14X9,GB1096-79,其參數(shù)為R=b/2=7mm,L取102；l=L-2XR=102-2X7=88mm,