机械设计基础课程设计ZDL-4B

机械设计课程设计说明书设计题目设计胶带输送机的传动装置材料科学与工程学院无机非金属专业班级学号设计人指导老师吕冬青陈涛潘海鹏徐晗完成日期2015年12月31日1、设计任务书1.1设计题目1.2工作条件1.3技术条件2、传动装置总体设计2.1电动机选择2.2分配传动比2.3传动装置的运动和动力参数计算3、传动零件设计计算以及校核3.1减速器以外的传动零件设计计算3.2减速器内部传动零件设计计算4、轴的计算4.1初步确定轴的直径4.2轴的强度校核5、滚动轴承的选择及其寿命验算5.1初选滚动轴承的型号5.2滚动轴承寿命的胶合计算6、键连接选择和验算7、连轴器的选择和验算8、减速器的润滑以及密封形式选择9、设计小结10、参考文献1.设计内容1.1设计题目设计胶带传输机的传动装置1.2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1.3技术数据题号滚筒圆周力F(N)带速v(m/s)滚筒直径D(mm)ZDL-418001.53002.传动装置总体设计2.1电动机的选择2.1.1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，封闭自扇冷式结构，电压380伏，Y系列电动机2.1.2选择电动机的功率（1）卷筒所需有效功率kwFVpw7.210005.118001000kwpw7.2（2）传动总效率根据表4.2-9确定各部分的效率:弹性联轴器效率η1=0.99一对滚动轴承效率η2=0.99闭式齿轮的传动效率η3=0.97（8级）开式滚子链传动效率η4=0.92一对滑动轴承的效η5=0.97传动滚筒的效率η6=0.968063.096.097.092.097.099.099.0265432218063.0（3）所需的电动机的功率Kwppwr35.38063.07.2Pr=3.35kw按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷式结构，电压380V，Y系列。查表2.9-1可选的Y系列三相异步电动机Y112M-4型，额定kwP0.40，或选Y132M1-6型，额定kwP0.40。满足rPP02.1.3确定电动机转速传动滚筒转速min/5.9530.05.16060wrDvn现以同步转速为Y132S-4型（1500r/min）及Y132M2-6型（1000r/min）两种方案比较，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)电动机质量/kg总传动比1Y112M-44.0150014404315.082Y132M1-64.010009607310.05比较两种方案，方案1选用的电动机使总传动比较大。为使传动装置结构紧凑，选用方案2。电动机型号为Y132M1-6。由表2.9-2查得其主要性能数据列于下表电动机额定功率0P/kW4.0电动机满载转速0n/(r/min)960电动机轴伸直径D/mm38电动机轴伸长度E/mm80电动机中心高H/mm132堵转转矩/额定转矩2.02.2分配传动比．（1）总传动比05.105.959600wnni查表2.2-1得取链传动比23i=2.5则齿轮传动的传动比为002.45.205.102312iii2.3传动装置的运动和动力参数计算2.3.1各轴功率、转速和转矩的计算0轴：即电动机的主动轴kwppr35.30min/9600rnmNnpT33.339601035.355.955.930001轴：即减速器的高速轴kwpp32.399.035.30101min/9600101rinnmNnpT03.339601032.355.955.931112轴：即减速器的低速轴kwpp3.1997.099.03.321212min/239.88002.49601212rinnmNnPT127.00239.88103.1955.955.932223轴：即传动滚筒轴kwpp2.9192.099.03.192323min/95.952.5239.882323rinnmNnPT289.6495.95102.9155.955.933332.3.2各轴运动及动力参数列表示轴序号功率P(kw)转速n(r/min)转矩T(N.m)传动形式传动比i效率η03.3596033.33联轴器10.9913.3296033.03齿轮传动4.0020.9823.19239.88127.00链传动2.50.9132.9195.95289.643.传动零件的设计计算3.1减速器以外的传动零件设计计算设计链传动1）确定链轮齿数由传动比取小链轮齿数1Z=23大链轮齿数5.57235.212iZZ所以取2Z=57实际传动比487.2235712ZZi2）确定链条节距由式pzAKKPKP0查表得，工况系数AK1.4小链轮齿数系数23.1)19(08.11ZKz取双排链，由表10—17取pK=1.7136.27.123.119.34.10PkW因为50.2981nr/min查表得选链号No10A，节距p=15.8753)计算链长初选0a=40p=4015.875=635mm链长121)22357(635875.1522357402)2(2222120120zzapzzpaLp节取pL=122节所以实际中心距a≈6354)验算链速46.1100060875.1588.2392310006011pnzvV＜15m/s适合5）选择润滑方式按v=1.46m/s,链号10A，查图选用滴油润滑。6）作用在轴上的力有效圆周力NvPFe218546.119.310001000作用在轴上的力NFFeQ262221852.12.17）链轮尺寸及结构分度圆直径mmzpd585.11622180sin875.15180sin0101mmd177.28855180sin875.15013.2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45#钢，调质处理，齿面硬度217—255HBS，大齿轮选用45#钢，正火处理，齿面硬度162—217HBS。计算应力循环次数9111076.2)2830010(19606060hjLnN89121091.6002.41076.2iNN查图11-14，ZN1=1.0ZN2=1.07（允许一定点蚀）由式11-15，ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0由图11-13b，得MPaH5701lim,MPaH5102lim计算许用接触应力MPaZZSXNHHH0.5700.10.10.157011min1lim1MPaZZSXNHHH7.5450.107.10.151022min2lim2因12HH，故取22/7.545mmNHH2）按齿面接触强度确定中心距小轮转矩mNT330271初取3.12ttZK，取4.0a，由表11-5得MPaZE8.189由图11-7得，5.2HZ，减速传动，002.4iu;由式（5-39）计算中心距a92.1077.5459.1885.2002.44.02330273.1)1216.3(2)1(32321HEHatZZZZuKTua由4.2-10,取中心距a=140mm。a=140mm估算模数m=(0.007~0.02)a=0.98—2.8mm,取标准模数m=2.5mm。m=2.5mm小齿轮齿数：4.221002.45.21252121umaz大齿轮齿数：z2=uz1=90取z1=22，z2=90z1=22，z2=90实际传动比091.4229012zzi实传动比误差%5%2%100002.4091.4002.4%100理实理iiii，在允许范围内。齿轮分度圆直径mmzmdn55225.211mmzmdn225905.222圆周速度smndv/76.21069605510604311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=1.25由图11-2（a），按8级精度和smvz/607.0100/22014.3100/1，得Kv=1.07。齿宽mmaba561404.0。由图11-3(a)，按b/d1=56/55=1.02,取Kβ=1.09。由表11-4，得Kα=1.1载荷系数60.11.109.107.125.1KKKKKvA由图11-4，得770.01，846.02，所以616.121由图11-6得，89.0Z计算齿面接触应力MPaMPauubdKTZZZHEHH7.545370091.41091.455563302760.1289.08.1895.2122211故在安全范围内。（4）校核齿根弯曲疲劳强度按Z1=24，Z2=76,由图11-10得，Y1Fa=2.80，Y2Fa=2.23由图11-11得，57.11saY，78.12saY由图11-12得，7.0Y由图11-16（b），得21lim/210mmNF，22lim/205mmNF由图11-17，得Y1N=1.0，Y2N=1.0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MPaYYSYXNFSTFF3000.10.14.1221011min1lim1222min2lim2/2860.10.14.12200mmNYYSYXNFSTFF故安全。MPaMPaYYYmbdKTFsaFanF3002.4227.057.18.25.25556330276.122111111故安全。MPaMPaYYYYSaFSaFaFF8.2921.3857.18.223.278.12.42112212（5）齿轮主要几何参数z1=22,z2=90,u=4.091，m=2.5mm，55225.211mzdmm,225905.222mzdmm605.20.1255211mhddaamm,2305.20.12225222mhddaamm75.485.2)25.00.1(255)(211mchddafmm75.2185.2)25.00.1(2225)(222mchddafmma=140mm562bbmm,b1=b2+(5~10)=64mm4.轴的设计计算4.1初步确定轴的直径4.1.1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=1.25×39.8=49.75mm式中T——联轴器所传递的标称扭矩，T=9.55×nP=9.55×8.399601043AK——工作情况系数，取AK=1.25。根据cT=54.7Nm,从表2.5-1可查的HL2号联轴器就可以转矩要求（cnnTTmNT,315）。但其轴孔直径（d=20～32mm）不能满足电动机及减速器高速轴轴径的要求。因此重选HL3号联轴器（min/960min/5000,375.68630rnrnmNTmN