机械设计基础课程设计ZDD-3

一、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82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)ZDL-720002.0300400二、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，Y系列电动机2）、滚筒转动所需要的有效功率Fv/1000=4.0kw根据表4.2-9确定各部分的效率:2闭式链传动效率η1=0.92一对滚动球轴承效率η2=0.99闭式齿轮的传动效率η3=0.97弹性联轴器效率η4=0.99滑动轴承传动效率η5＝0.97传动滚筒效率η6=0.96则总的传动总效率η=η1×η2η2×η3×η4×η5×η6=0.92×0.99×0.99×0.97×0.99×0.97×0.96=0.80633).电机的转速960r/min需的电动机的功率4kwPr=P/n=4/0.8414=4.96kw现以同步转速为（1500r/min）及（1000r/min）两种方案比较，传动比96.103.131144001wnni31.73.13196002wnni；由表2.9-1查得电动机数据，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\5.51500143010.9362\5.510009607.31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1000r/min，额定功率5.5kw,同步转速1000r/min,满载转速960r/min。三、传动装置的运动及动力参数计算0总传动比54.70wnni;由表2.2-1得，链传动的i12=2.5，则齿轮传动的传动比为：i23=i/i12=7.31/2.5=3.016此分配的传动比只是初步的，实际的要在传动零件的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0轴：（电动机轴）P0=pr=4.96kwn0=960r/minT0=9.55*p1/n=49.34Nm1轴：（减速器高速轴）P1=p0*η1=4.91kwN1=960r/minT1=9.55*p1/n1=48.84kw42轴：（减速器低速轴）P2=p1*η12=4.71kwN2=n1/i12=384/4.02=318.30r/minT2=141.31Nm3.轴：（即传动滚筒轴）N3=n2/i23=127.32r/minP3=p2*η23=4.29kwT3=321.78Nm各轴运动及动力参数四、传动零件的设计计算1.链传动1).确定链轮齿数。小链轮齿数：Z1=29-2i=24取Z1=25打链轮齿数：Z2=iZ1=62.5取Z2=63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η04.9696049.34弹性联轴器1.00.9914.9196048.84齿轮传动3.0160.9624.71318.3141.31开式链传动2.50.9134.29127.32321.785实际传动比i=Z2/Z1=2.52△i=（i-i0）/i=0.8%5%2).确定链条节距pzAKKPKP0查表工况系数AK1.0小链轮齿数系数34.1)19(08.11ZKz取单排链，取pK=1.0kwP51.30.134.171.40.10因为3.3181nr/min88查表得选链号N12A，节距p=19.053)计算链长初选0a=40p=4019.05=762mm链长91.124)22563(76205.1926325402)2(2222120120zzapzzpaLp节取pL=124节所以实际中心距a≈762mm4)验算链速526.210006005.193.3182510006011pnzvV＜15m/s适合5）选择润滑方式按v=2.526m/s,链号12A，查图选用滴油润滑。6）作用在轴上的力有效圆周力NvPFe6.1864526.271.410001000作用在轴上的力NFFeQ72.322861.26902.12.17）链轮尺寸及结构分度圆直径mmzpd995.15125180sin05.19180sin01016mmd178.38254180sin05.19012减速器以内的传动零件设计计算设计齿轮传动1）材料的选择：小齿轮选用40Cr钢，调质处理，齿面硬度250—280HBS，大齿轮选用ZG310-570，正火处理，齿面硬度162—185HBS。计算应力循环次数9111021.2)283008(19606060hjLnN89121033.7016.31021.2iNN查图11-14，ZN1=1.0ZN2=1.03（允许一定点蚀）由式11-15，ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0由图11-13b，得MPaH6901lim,MPaH4402lim计算许用接触应力MPaZZSXNHHH0.6900.10.10.169011min1lim1MPaZZSXNHHH2.4530.105.10.144022min2lim2因12HH，故取MPaHH46222）按齿面接触强度确定中心距小轮转矩mmNnpT488441055.91161初取1.12ttZK，取4.0a，由表11-5得MPaZE8.189由图11-7得，5.2HZ，减速传动，016.3iu;Φa=0.4由式（5-39）计算中心距a7mmZZZZuKTuaHEHat1.1162.4638.1895.25.34.02488440.1)1016.3(2)1(32321β由4.2-10,取中心距a=130mm。a=125mm估算模数m=(0.007~0.02)a=0.91—2.6mm,取标准模数m=2mm。m=2.5mm小齿轮齿数：4.321016.3213021cos21umaznβ大齿轮齿数：z2=uz1=7.974.32016.3取z1=32，z2=98z1=23，z2=103实际传动比062.3329812zzi实传动比误差%5%5.1%100016.3046.0%100理实理iiii，在允许范围内。齿轮分度圆直径mmmzd641mmmzd1962圆周速度smndv/22.31069606410604311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,载荷稍有波动,由表11-3,取KA=1.0由图11-2（a），按8级精度和smvz/03.1100/3222.3100/1，得Kv=1.12。齿宽mmaba521304.0。由图11-3(a)，按b/d1=52/64=0.81,取Kβ=1.06由表11-4，得Kα=1.1载荷系数30.11.106.112.10.1KKKKKvA8由图11-4，得864.01，686.02所以55.121由图11-6得，89.0Z计算齿面接触应力MPaMPauubdKTZZZHEHH2.4530.421535.31535.3608.464884430.1289.009.1885.2122211β故在安全范围内。（4）校核齿根弯曲疲劳强度按Z1=322=98由图11-10得，Y1Fa=2.53Y2Fa=2.21由图11-11得，66.11saY，Ysa2=1.79由图11-12得，7.0Y由图11-16（b），得21lim/290mmNF，22lim/152mmNF由图11-17，得Y1N=1.3Y2N=1.3由图11-18得,Y1X=Y2X=1.0。取YST=2.0，SminF=1.4计算齿根许用弯曲应力MPaYYSYXNFSTFF6.5380.13.14.1229011min1lim1MPaYYSYXNFSTFF3.2820.13.14.1215222min2lim2故安全。βMPaMPaYYYmbdKTFsaFanF6.5381.567.066.153.2264524993830.1221111119故安全。MPaMPaYYYYSaFSaFaFF3.2828.5266.153.279.121.299.73112212（5）齿轮主要几何参数z1=32z2=98u=3.016m=2mm6432211mzdmm19698222mzdmm6820.1264211mhddaamm,20020.12196222mhddaamm592)25.00.1(264)(211mchddafmm1912)25.00.1(2196)(222mchddafmma=130mm522bbmm,b1=b2+(5~10)=60五、轴的设计计算1高速轴及联轴器的设计1．初步估定减速器高速轴外伸段轴径根据所选电机mmEmmd80,38轴伸长电机则d=(0.8～1.0)d电机=(0.8～1.0)×38=30.4～38mm取d=32mm。d=32mm2．选择联轴器根据传动装置的工作条件你选用弹性柱销联轴器（GB5014-85）。计算转矩cT为cT=TKA=1.0×54.71=54.71mm式中T——联轴器所传递的标称扭矩，10T=9.55×nP=9.55×7.54960105.531AK——工作情况系数，取AK=1.25。根据cT=54.71Nm,从表2-14-2LT型弹性套柱销联轴器,选用HL6号联轴器就可以满足要求。转矩要求：号联轴器（,71.54250mNTmNTcn）。轴孔直径dmin=32mm，dmax=42mm，适合，故选择LT6型号主动端：d=38mm，J型轴孔L=82mm，C型键槽。从动端：d=32mm，J型轴孔L=60mm，A型键槽。因此，取减速器输入直径d=32mm。2.低速轴的设计计算1.选择轴的材料选择材料为45号钢，调质处理。2.按转矩初步计算轴伸直径mmnPAd91.3130.31871.4130330取d=35mm六、轴的强度校核1.低速轴校核：转矩：T=141.31作用在齿轮上的圆周力NdTFt94.14412径向力82.5242094.1441tgtgFFtr轴向力00tantnFF（１）绘轴的受力简图，求支座反力11ａ.垂直面支反力0BM0)(232LFLLRtAy97.720294.14412322ttAyFLLLFRN0YNRFRAytBy97.72097.72094.1441RBY=598.35Nb.水平面支反力0cM得，02)(232LFdFLLRraAzNLLLLLFLFRrAz48.32545.505.50)5.895.505.50(6.18645.5082.524)(213212AzR=3254.48N得：0Z06.8656.186482.52448.3254FFRRrAzBzRBX=865.06N(2)作弯矩图a.垂直面弯矩MY图C点，mmNLRMAyCy43106409.35.5097.720MBY=29618N.mmb.水平面弯矩MZ图12C点左mmNLLQLRMRAzCz4122106693.9)(BzM'=92350N.mmC点右,mmNLRMBzCz43100189.7'BzM=67250N.m