1、机械设计基础课程设计说明书题目: 设计胶带输送机的传动装置。 班 级:冶金0905班姓 名:张树才学 号:20091428指导教师:闫玉涛成 绩: 2011年 7月16日0 / 14一、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)ZDD-511002.2320500二、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
2、率 根据表2-11-1,确定各部分的效率:V带传动效率 1 =0.95一对滚动球轴承效率 2 =0.99闭式齿轮的传动效率 3 =0.97弹性联轴器效率 4 =0.99滑动轴承传动效率 5 =0.97 传动滚筒效率 6=0.96则总的传动总效率 = 122 3456 = 0.950.990.990.970.990.970.96 = 0.8326 (3)电机的转速 所需的电动机的功率 现以同步转速为Y100L2-4型(1500r/min)及Y132S-6型(1000r/min)两种方案比较,传动比,;由表2-18-1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(
3、r/min)总传动比1Y100L2-43.01500143010.892Y132S-63.010009607.31比较两种方案,为使传动装置结构紧凑,决定选用方案2 即选电动机Y132S6型 ,同步转速1000r/min 。同时,由表2-18-2查得其主要性能数据列于下表:电动机额定功率/kW3.0电动机满载转速/(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2.0三、传动装置的运动及动力参数计算 (1)分配传动比总传动比;由表2-11-1得,V带传动的传动比i01= 2.5,则齿轮传动的传动比为:i12=i/i01=7.3
4、1/2.5=2.92 ,此分配的传动比只是初步的,实际传动比的准确值要在传动零件的参数和尺寸确定后才能确定。并且允许有(3-5%)的误差。 (2) 各轴功率、转速和转矩的计算0轴:(电动机轴) P0=pr=2.91kw,n0=960r/min T0=9550p0/ n0=95502.91/960=28.95Nm 1轴:(减速器高速轴) P1=p001= p01=2.910.95=2.76kw n1=n0/i01=960/2.5=384r/min T1=9550P1/n1=95502.76/384=68.64 Nm 2轴:(减速器低速轴)12=0.990.97=0.96 P2= P112=2.7
5、60.96=2.65kw n2=n1/i12=384/2.92=131.51r/min T2=9550P2/n2=95502.65/131.51=192.44Nm 3.轴:(即传动滚筒轴)23=0.990.99=0.98 n3=n2/i23=131.51/1=131.51r/min P3= P223=2.650.98=2.60kwT3=9550P3/n3=95502.60/131.51=188.81Nm (3)各轴运动及动力参数轴序号功率P(kw)转速n(r/min)转矩(N.m)传动形式传动比效率02.9196028.95带传动2.50.9512.7638468.64齿轮传动2.920.97
6、22.65131.51192.44弹性联轴器10.9932.60131.51188.81四、传动零件的设计计算电动机型号为Y132S-6,额定功率=3.0kw,转速为n1=960r/min,减速器高速轴转速n2=384r/min,班制是2年,载荷平稳。(1)减速器以外的传动零件的设计计算1.选择V带的型号 由书中表10-3查得工况系数KA=1.2;Pc=KA.P0 =1.23.0=3.6kw查表10-4和课本图10-7,可得选用A型号带,dd1min =75mm;由表10-5,取标准直径,即dd1=100mm;2.验算带速V=3.14dd1n1 /(601000)=5.024m/s;满足5m/
7、s = V1200 符合要求;6.计算带的根数 z= Pc /( P0 +P0 )KKL 由图10-7查得, P0 =1.0kw, P0 =0.13kw 查表10-6可得,K=0.93,查表10-2,KL = 0.93,代入得,z =3.6/(0.13+1.0)0.930.93 =3.68; 取z =4根。7.计算作用在轴上的载荷FR和初拉力F0 F0为单根带的初拉力, F0= 500Pc(2.5/ K-1 ) /(vz) +qv2 =153.73N(查表可得,q =0.10kg/m)FR =2 F0zsin(1/2) = 2153.734sin(154.940/2) =1200.55N(2)
8、减速器箱内的圆柱齿轮传动的设计计算(1)选择材料由表11-1,大小齿轮材料选择如下:小齿轮 40Cr钢 调质处理 齿面硬度250-280HBS,大齿轮 ZG310-570钢 正火处理 齿面硬度 162-185HBS 。(2)计算应力循环次数N 查图11-14得ZN1=1.0 ,ZN2=1.08(允许有一定点蚀)。由图11-15得ZX1=ZX2=1.0,取SHmin=1.0 , 由图11-13(b),得Hlim1=690Mpa,Hlim2=440 Mpa。(3)计算许用接触应力 因,故取(4)按齿面接触强度确定中心距小轮转矩 T1=9550P1/n1=95502.76/384=68640Nmm初
9、取,取,由表11-5得;由图11-7可得,=2.5,减速传动,; 由式(11-17)计算中心距a取中心距a=140mm。 估算模数mn=(0.0070.02)a=0.8752.5mm,取标准模数mn=2mm。 小齿轮齿数:大齿轮齿数:z2=uz1=取z1=36,z2=104 实际传动比传动比误差, 齿轮分度圆直径 圆周速度由表11-6,取齿轮精度为8级。(5) 验算齿面接触疲劳强度按电机驱动,载荷平稳,由表11-3,取KA=1.0。由图11-2(a),按8级精度和,查得Kv=1.05。齿宽。由图11-3(a),按b/d1=56/72=0.78,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置,得K=
10、1.06。由表11-4,得K=1.1。载荷系数由图11-4得查图11-6,得由式11-16,计算齿面接触应力故安全。(6)验算齿根弯曲疲劳强度按Z1=36,Z2=104,由图11-10得Y=2.48,Y=2.18。由图11-11得Y=1.66,Y=1.82。由图11-12,得Y=0.68。由图11-16(b),得,。由图11-17,得FN1=1.0,FN2=1.0。.由图11-18,得Y=Y=1.0。取Y=2.0,S=1.4。由式(11-25)计算许用弯曲应力,由式(11-21)计算齿根弯曲应力 (7)齿轮主要几何参数 z1=36, z2=104, u=2.92, mn=2 mm, 0=0,
11、mm mm ha1 = ha2 =2mm,a=140mm mm, b1=b2+(510)=64mm 。五、轴的设计计算根据要求,选择轴的材料为45钢,调质处理。(一)高速轴的设计1确定减速器高速轴外伸段轴径,受键槽影响,加大4%5%,取25mm 。 2确定减速器高速轴各段轴径 125mm,d2= d1+(58)=(3033)mm,取d2=30mm,d3=35mm,d4= d3+(13)=(3638)mm,取d4=38mm,d5=d3=35mm。3选择高速轴的轴承根据低速轴d3=35mm,查表2-13-1,选择轴承的型号为:(GB/T276-1994)-6207D=72mm,B=17mm。4选择
12、高速轴的轴承盖轴承外径D=72mm,螺钉直径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)=(6869)mm,取D1=68mm,D4= D-(1015)=(5762)mm,取D4=60mm,b=510mm,取b=6mm,h=(0.81)b=4.86mm,取h=5mm。(二)低速轴的设计计算,联轴器的选择1初步选定减速器低速轴外伸段直径d=(0.81.0)d电机=(0.81.0) 38=30.438(mm)2选择联轴器拟选用弹性联轴器(GB5014-8
13、5) 名义转矩T=9550=95502.65/131.51=192.44Nm 计算转矩为TC=KAT=1.5192.44=288.66Nm从表2-14-1可查得,HL3号联轴器满足要求(Tn =630N.m,Tn Tc)。其轴孔直径d=3048mm,能满足减速器轴径的要求。n=5000r/minn=131.51r/min;轴孔长度 L=60mm;3最终确定减速器低速轴外伸段直径,受键槽影响,轴径加大4%5%,,取135mm。 因为是小批生产,故轴外伸段采用圆柱形。4确定减速器低速轴各段轴径 135mm,d2= d1+(58)=(4043)mm,取d2=40mm,d3=45mm,d4= d3+(
14、13)=(4648)mm,取d4=48mm,轴环直径d5=60mm, d6=d3=45mm。5选择低速轴的轴承根据低速轴d3=45mm,查表2-13-1,选择轴承的型号为:(GB/T276-1994)-6209,主要参数D=85mm,B=19mm,da=52mm,Da=78mm,由此确定低速轴轴环直径d5=60mm。6选择低速轴的轴承盖轴承外径D=85mm,螺钉直径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,
15、D4= D-(1015)=(7075)mm,取D4=72mm,b=510mm,取b=6mm,h=(0.81)b=4.86mm,取h=5mm。六、轴的强度校核1.低速轴校核(1)求作用于齿轮上的作用力,绘出轴的空间受力图(图1) 作用在齿轮上的作用力转矩T T=9.55106=9.551062.65/131.51=1.924105Nmm 圆周力 径向力 (2)求支座反力(图1(b))1垂直面支反力 轴向力 2水平面支反力得, , (3)作弯矩图1垂直面内弯矩图MY(图1(c))C点, 2水平面内弯矩图MZ (图1(d))C点左边 C点右边 3作合成弯矩图(图1(e))C点左边 C点右边 (4)作
16、转矩T图(图1(f))(5)作当量弯矩图(图1(g))该轴单向工作,转矩按脉动循环应力考虑,取=0.6 。C点左边 C点右边 D点 图1 轴的结构及计算(6)校核轴的强度按当量转矩计算轴的直径:(轴的材料选择45号调质钢,查表13-1可得)。 由以上分析可见,C点弯矩值最大,而D点轴径最小,所以该轴危险断面是C点和D点所在剖面。查表13-1得查表13-2得。C点轴径 因为有一个键槽。该值小于原设计该点处轴径45mm,故安全。D点轴径 因为有一个键槽。该值小于原设计该点处轴径35mm,故安全。七、滚动轴承的选择及其寿命验算1、低速轴轴承的选择选择低速轴的一对6209深沟球轴承校核:(1)、确定轴
17、承的承载能力查表2-13-1,轴承62089 的=17.5kN,cr=24.5kN.(2)、计算径向支反力 (3)、计算当量动载荷由于轴承承受纯径向载荷,所以P1 =R1=1100.80NP2= R2=1100.80N;2、低速轴承寿命计算 故深沟球轴承6209适用。八、 键联接的选择和验算(一)高速轴上键的选择查表9-6,选择普通平键87,型号GB1096-79,键长L=(1890)mm,取 L=32mm。(二)低速轴上键的选择与验算1齿轮处 查表9-6,选择普通平键149,型号 GB1096-79型,其参数为:R=b/2=7mm, L=(36160)mm;根据齿宽mm,取L=45mm;l=
18、L-2R=45-27=31mm,。键和齿轮材料为45钢,载荷平稳,静联接,齿轮处轴径d=48mm。由表9-7,查得 因,故安全。2外伸处查表9-6,选择普通平键108,型号 GB1096-79型,其参数为R=b/2=5mm,L=(22110)mm;根据外伸轴长50mm,取L=40mm;l=L-2R=40-25=30mm。键和轴材料为45钢,载荷平稳,静联接,外伸处轴径d=35mm。由表9-7,查得 因,故安全。九、减速器的润滑及密封形式选择1润滑方式选择查表2-15-2,减速器的润滑采用脂润滑,选用钠基润滑脂型号GB/T492-1989。2密封圈选择查表2-15-5,密封圈采用毡圈密封,型号40 FZ/T92010-1991。3通气器选择由于工作环境清洁,选用通气螺塞。十、指导参考书1、陈良玉 王玉良 马星国 李力 著 东北大学出版社 20002、孙德志 张伟华 邓子龙 著 科学出版社 2006 温馨提示:最好仔细阅读后才下载使用,万分感谢!