东北大学机械课程设计ZDD-2

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102多灰尘稍有波动小批（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-29002.5400600二、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kwFVpw25.210005.29001000根据表2-11-1，确定各部分的效率:V带传动效率η1=0.95一对滚动球轴承效率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设计计算说明书1传动滚筒效率η6=0.96则总的传动总效率η=η1×η2×η2×η3×η4×η5×η6=0.95×0.99×0.99×0.97×0.99×0.97×0.96=0.8326（3）电机的转速min/4.1194.05.26060rDvnw所需的电动机的功率kwppwr70.28326.025.2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98.114.119143001wnni，04.84.11996002wnni；由表2-19-1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1Y100L2-43.01500143011.982Y132S-63.010009608.04比较两种方案，为使传动装置结构紧凑，同时满足i闭=3~5，带传动i=2~4即选电动机Y132S—6型，同步设计计算说明书2转速1000r/min。Y132S—6型同时，由表2-19-2查得其主要性能数据列于下表：电动机额定功率0P/kW3.0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2.0三、传动装置的运动及动力参数计算（1）分配传动比总传动比04.80wnni;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=8.04/2.5=3.22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=2.70kw，n0=960r/minT0=9550×p0/n0=9550×2.70/60=26.86N•m设计计算说明书31轴：（减速器高速轴）P1=p0×η01=p0×η1=2.70×0.95=2.56kwn1=n0/i01=960/2.5=384r/minT1=9550×P1/n1=9550×2.56/384=63.79N•m2轴：（减速器低速轴）η12=0.99×0.97=0.96P2=P1×η12=2.56×0.96=2.46kwn2=n1/i12=384/3.22=119.3r/minT2=9550×P2/n2=9550×2.46/119.3=197.25N•m3.轴：（即传动滚筒轴）η23=0.99×0.99=0.98n3=n2/i23=119.3/1=119.3r/minP3=P2×η23=2.46×0.98=2.41kwT3=9550×P3/n3=9550×2.41/119.3=193.32N•m（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η02.7096026.86带传动2.50.9512.5638463.79齿轮传动3.220.9722.46119.3197.25弹性联轴器10.9932.41119.3193.32设计计算说明书4四、传动零件的设计计算电动机型号为Y132S-6，额定功率0P=3.0kw，转速为n1=960r/min，减速器高速轴转速n2=384r/min，班制是2年，载荷稍有波动。（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1-3-1查得工况系数KA=1.2;Pc=KA.P0=1.2×3.0=3.6kw查表10-4和课本图10-8，可得选用A型号带，dd1min=75mm;由表10-4，取标准直径,即dd1=100mm;2.验算带速V=3.14×dd1×n1/(60×1000)=5.03m/s;满足5m/s=V=25-30m/s;3.确定大带轮的标准直径dd2=n1/n2×dd1×（1-ε）=960/384×100×0.99=247.5mm;查表10-5，取其标准值dd2=250mm；验算带的实际传动比：i实=dd2/dd1=250/100=2.5；4.确定中心距a和带长LdV带的中心距过长会使结构不紧凑，会低带传动的工作能力；初定中心距a0,a0=(0.7-2.0)(dd1+dd2)=245~700mm取a0=500mm，相应a0的带基准长度Ld0:Ld0=2a0+π/2×(dd1+dd2)+(dd2–dd1)2/（4×a0）设计计算说明书5=1561.03mm;查表10-2可得，取Ld=1600mm;带长Ld=1600mm;由Ld求实际的中心距a,中心距a=519.5mma=a0+(Ld–Ld0)/2=519.5mm5.验算小轮包角α1由式α1=1800-(dd2–dd1)/a×57.30;α1=1800-(250-100)/519.5×57.30=163027’1200符合要求；6.计算带的根数z=Pc/[(P0+ΔP0)×Kα×KL]由图10-7查得，P0=1.0kw,ΔP0=0.12kw查表10-6可得，Kα=0.955，查表10-2，KL=0.99，代入得，z=3.6/[(0.13+1.0)×0.955×0.99]=3.4;取z=4根。z=4根7.计算作用在轴上的载荷FR和初拉力F0F0为单根带的初拉力，F0=500×Pc×(2.5/Kα-1)/(v×z)+qv2=148.6N（查表可得，q=0.10kg/m）FR=2F0×z×sin(α1/2)=2×147.3×4×sin(163027’/2)=1175.8N（2）减速器箱内的斜齿轮传动的设计计算材料的选择：设计计算说明书6小齿轮选用40Cr钢，调质处理，齿面硬度250—250HBS，大齿轮选用ZG310-570钢，正火处理，齿面硬度162—185HBS。计算应力循环次数9111011.1)2830010(13846060hjLnN89121043.322.31011.1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MPaH6901lim,MPaH4402lim计算许用接触应力MPaZZSXNHHH6900.10.10.169011min1lim1MPaZZSXNHHH8.4700.107.10.144022min2lim2因21HH，故取MPaHH8.47022）按齿面接触强度确定中心距小轮转矩mmNnpT636671055.91161初取1.12ttZK，取4.0a，由表11-5得MPaZE9.188由图11-7得，5.2HZ，减速传动，22.3iu;由式（11-32）计算中心距a设计计算说明书7mmZZZZuKTuaHEHat15.1278.4709.1885.222.34.02636671.1)122.3(2)1(32321β由4.2-10,取中心距a=140mm（R40系列值）。中心距a=140mm估算模数m=(0.007~0.02)a=0.98~2.8mm,取标准模数m=2mm。mn=2mm小齿轮齿数：2.33122.321402121umaz大齿轮齿数：z2=uz1=9.1062.3322.3取z1=34，z2=107.实际传动比15.33410712zzi实传动比误差%5%17.2%10022.322.315.3%100理实理iiii，在允许范围内。齿轮分度圆直径mmmzd6834211mmmzd214107222圆周速度smndv/37.11063846810604311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设计计算说明书8由图11-2（b），按8级精度和smvz/46.0100/3137.1100/1，得Kv=1.05。齿宽mmaba561404.0。由图11-3(a)，按B/d1=56/68=0.82,取Kβ=1.07。由表11-4，得Kα=1.2载荷系数35.12.107.105.11KKKKKvA由图11-4，得得918.034024.01，856.0107008.02所以774.121由图11-6得，87.0Z计算齿面接触应力MPaMPauubdKTZZZZHEHH8.4706.38322.3122.368566379035.1287.09.1885.2122211β故在安全范围内。（4）校核齿根弯曲疲劳强度按Z1=34，Z2=107,由图11-10得，Y1Fa=2.50，Y2Fa=2.15由图11-11得，64.11saY，由图11-12得，67.0Y由图11-16（b），得21lim/290mmNF，22lim/152mmNF由图11-17，得Y1N=1.0，Y2N=1.0设计计算说明书9由图11-18得,Y1X=Y2X=1.0。取YST=2.0，SminF=1.4由11-25计算齿根许用弯曲应力MPaYYSYXNFSTFF28.41411min1lim1MPaYYSYXNFSTFF14.21722min2lim2由11-21计算弯曲应力故安全故安全（5）齿轮主要几何参数z1=34,z2=107,u=3.22，m=2mm，d1=mz1=68mmd2=mz2=214mm72211mhddaamm,218222mhddaamm632)25.00.1(268)(211mchddafmm2092)25.00.1(2214)(222mchddafmma=140mm8.522bBmm,B1=B2+(5~10)=61~63mm取B1=63mm设计计算说明书10五、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mmnPAd64.2138456.211533,受键槽影响，加大4%—5%，取ｄ＝25mm。2．确定减速器高速轴各段轴径ｄ＝25mm，d1=d+(3~4)C1=（29.8~31.4）mm，因装配要求d12*(2~3)C，C为倒角尺寸，故取d1=35mm，d2=d1=35mm，d3=d2+(1~3)=36~38，取d3=38mm,d4=d3+(3~4)*1.6=42.8~44.4mm，取d4=45mm齿轮轴d5=d2=35mm。3．选择高速轴的轴承根据高速轴d2=35mm，查表2-13-1，选择轴承的型号为：（GB/T276-1994）-6207,d=35mm，D=72mm,B=17mm。4．选择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+2.5d3=92mm，D2=D0+2.5d3=112mm，e=1.2d3=9.6mm(取e=10mm)，e1