胶带输送机传动装置的设计ZDD-2

机械设计课程设计计算说明书**(科学出版社出版的机械设计基础课程设计的作业ZDD-2)**一、传动方案拟定.二、电动机的选择三、计算总传动比及分配各级的传动比四、运动参数及动力参数计算五、传动零件的设计计算六、轴的设计计算七、滚动轴承的选择及校核计算设计题目：胶带输送机传动装置的设计工程技术学院：设计者：指导教师：年月日计算过程及计算说明一、传动方案拟定第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（1）工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。（2）原始数据：滚筒圆周力F=900N；带速V=2.5m/s；滚筒直径D=400mm；滚筒长度L=600mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.85(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000η总=1000×2/1000×0.8412=2.7KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：F=900NV=2.5m/sD=400mmL=600mmn滚筒=85.99r/minη总=0.8412P工作=2.7KWn筒=60×1000V/πD=60×1000×2.0/π×50=76.43r/min初定各级传动的传动比i，由课本表11-3取V带传动的初定传动比i=0.5，闭式齿轮的传动比i=3则i=I’1.*I’2=2.5*3=7.5计算所需电机的转速n’d=I’×n筒=7.5*85.98=6454、确定电动机型号根据电动机的额定功率Ped=Pd及同步转速，以及工作情况查附表11-1选定电动机型号为Y132S-6。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。质量63kg。三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/85.99=11.162、分配各级传动比（1）将中传动比分配到各级传动中，使满足i=i1*i2..in取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=3~6合理）（2）∵i总=i齿轮×I带∴i带=i总/i齿轮=11.16/6=1.861四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=960r/minnII=nI/i带=960/1.861=515.9(r/min)nIII=nII/i齿轮=515.9/6=85.97(r/min)2、计算各轴的功率（KW）PI=P工作=2.7KWPII=PI×η带=2.7×0.96=2.304KWPIII=PII×η轴承×η齿轮=2.592×0.98×0.96=2.438KW3、计算各轴扭矩（N·mm）TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/960=23875N·mmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×2.592/458.2=47986.1N·mmTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.438/85.9=270763N·mm五、传动零件的设计计算电动机型号Y132S-6i总=11.16据手册得i齿轮=6i带=1.861nI=960r/minnII=515.9r/minnIII=85.97r/minPI=2.7KWPII=2.592KWPIII=2.438KWTI=23875N·mmTII=47986.1N·mmTIII=270763N·mm1、皮带轮传动的设计计算（1）选择普通V带截型由课本P125表6-4且每日两班制，所以得：kA=1.2PC=KAP=1.2×3=3.6KW由课本P126图6-13得：选用A型V带（2）确定带轮基准直径，并验算带速由课本图6-13得，推荐的小带轮基准直径为80~100mm则取dd1=100mmdmin=80dd2=n1/n2·dd1=960/458.2×100=209.5mm由课本P121表6-3，取dd2=180mm实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/180=533r/min转速误差为：n2-n2’/n2=515.9-533/515.9=-0.0330.05(允许)带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×100×960/60×1000=5.03m/s在5~25m/s范围内，带速合适。（3）确定带长和中心矩根据课本P127式（6-15）得初选中心距0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)0.7(100+180)≤a0≤2×(100+180)所以有：196mm≤a0≤560mm由课本P127式（6-16）得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0=2×500+1.57(100+180)+(180-100)2/4×500=1443mm根据课本P120表（6-2）取Ld=1400mm根据课本P127式（6-17）得：a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1443/2=500-21=479mm(4)验算小带轮包角α1=1800-dd2-dd1/a×57.30=1800-180-100/479×57.30=1800-9.50=170.401200（适用）（5）确定带的根数根据课本P128表（6-5）P1=0.97KW根据课本P129表（6-6）△P1=0.10KW根据课本P129表（6-7）Kα=0.98根据课本P120表（6-2）KL=0.96dd2=186.1mm取标准值dd2=180mmn2’=533r/minV=5.03m/s196mm≤a0≤560mm取a0=500Ld=1400mma0=479mm由课本P129式（6-20）得Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL=3.6/(0.97+0.1)×0.96×0.96=3.57(6)计算轴上压力由课本P119表6-1查得q=0.1kg/m，由式（6-21）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2=[500×3.6/4×5.03×(2.5/0.98-1)+0.1×5.032]N=141.2N则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×141.28sin170.4/2=1126.3N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P59表3-1选7级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥[ZEZH/[σH]H)2×kT1(i+1)/φdi[σH]2]1/3由式（6-15）确定有关参数如下：传动比i齿=6取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=6×20=120实际传动比I0=120/20=6传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%2.5%可用齿数比：u=i=6单级传动，齿轮相对轴承对称布置，由课本P75表3-7取模度系数φd=0.9(3)转矩T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.4/515.9=49980.6N·mm(4)载荷系数工作平稳取k=1(5)许用接触应力[σH][σH]=0.87HBS+380由课本P70,3-4查得：[σH]1=524.4Mpa[σH]2=343Mpa故得：d1≥[ZEZH/[σH]H)2×kT1(i+1)/φdi[σH]2]1/3=49.68mmZ=4根F0=158.01NFQ=1256.7Ni齿=6Z1=20Z2=120u=6T1=49980.6N·mm[σH]1=524.4Mpa[σH]2=343MpaZE=189.8(Mpa)1/2ZH=2.5d1=49.68mm模数：m=d1/Z1=49.68/20=2.48mm根据课本P61表3-2取标准模数：m=2.5mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P132（6-48）式σFlim=0.7HBS+275确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mmd2=mZ2=2.5×120mm=300mm齿宽：b=φdd1=0.9×50mm=45mm取b=45mmb1=50mm(7)许用弯曲应力[σF][σF]=σFlim/SFσFlim1=290MpaσFlim2=210Mpa按一般可靠度选取安全系数SF=1.25计算两轮的许用弯曲应力[σF]1=σFlim1Yns1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa=408.32Mpa[σF]2=σFlim2Yns2/SF=210×2×0.9/1.25Mpa=302.4Mpa将求得的各参数代入式（6-49）σF1=(2kT1/bm2)Yfa1=77.2Mpa[σF]1σF2=σF1Yns2/Yst1=11.6Mpa[σF]2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(8)计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm(9)计算齿轮的圆周速度VV=πd1n1/60×1000=3.14×50×515.9/60×1000=1.3m/s六、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217~255HBS根据课本P157（7-2）式，并查表7-4，取c=115d≥115(2.592/515.9)1/3mm=19.7mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=19.7×(1+5%)mm=20.69∴选d=22mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定m=2.5mmd1=50mmd2=300mmb=45mmb1=50mmσFlim1=290MpaσFlim2=210MpaYNS1=0.88YNS2=0.9SF=1.25σF1=77.2MpaσF2=11.6Mpaa=175mmV=1.3m/s（2）确定轴各段直径和长度工段：d1=22mm长度取L1=50mm∵h=2cc=1.5mmII段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm∴d2=28mm初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+16+55）=93mmIII段直径d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=45mm由手册得：c=1.5h=2c=2×1.5=3mmd4=d3+2h=35+2×3=41mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mmⅤ段直径d5=30mm.长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm(3)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=50mm②求转矩：已知T2=49980.6N·mm③求圆周力：FtFt=2T2/d2=50021.8/50=999.612N④求径向力FrFr=Ft·tanα=999.612×tan200=363.8N⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=182.05NFAZ=FBZ=Ft/2=500.2N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=182.05×50=9.1N·md=22mmd1=22mmL1=50mmd2=28mmL2=93mmd3=35mmL3=48mmd4=41mmL4=20mmd5=30mmL=100mmFt=1000.4