机械设计基础课程设计说明书

机械设计课程设计说明书 材料与冶金学院 冶金073班 制作者：刘权学 号：20071709 指导教师：修世超2010年1月7日一、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-712002.0400500二、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 根据表4.2-9确定各部分的效率:V带传动效率 1 =0.95一对滚动轴承效率 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 = 1×22 ×3×4×5×6 = 0.95×0.99×0.99×0.97×0.99×0.97×0.96 = 0.8326 3).电机的转速 所需的电动机的功率 现以同步转速为Y132S-4型（1500r/min） 及Y132M2-6型（1000r/min）两种方案比较，由2表4.12-1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1Y132S-43.01500143014.972Y132S-63.0100096010.47 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Y132S6型 ，额定功率3.0kw, 同步转速1000r/min,满载转速960r/min。同时，由表4.12-2查得电动机中心高 H=132mm，外伸轴段 D×E=38mm×80mm。三、传动装置的运动及动力参数计算 总传动比i=n0/nw=10.47;由表2.2-1得，V带传动的i12= 3.0，则齿轮传动的传动比为：i23=i/i12=10.47/3.0=3.49 此分配的传动比只是初步的，实际的要在传动零件的 参数和尺寸确定后才能确定。并且允许有（3-5%）的误差。 （二） 各轴功率、转速和转矩的计算1 1轴：（电动机轴） p1=pr=2.88kw n1=960r/min T1 =9.55*p1/ n1=9.55*2.88*1000/960=28.65Nm2轴： （减速器高速轴） P2=p1*12= 2.88*0.95=2.736kw N2=n1/i12=960/3.0=320r/min T2=9.55*p2/n2=9.55*2.736*1000/320=81.65Nm 3轴：（减速器低速轴） P3=p2*23=2.736*0.99*0.97=2.627kw N3=n2/i23=384/3.49=91.69r/min T3=9.55*2.6278*1000/91.69=273.61Nm 4. 轴：（即传动滚筒轴） N4=n3/i34=95.5/1=95.5r/min P4=p3*34=2.627*0.99*0.99=2.57kwT4=9.55*2.57*1000/91.69=268.17Nm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12.8896028.65弹性联轴器1.00.9922.73632081.65齿轮传动3.490.9732.62791.69273.61带传动3.00.9542.5791.69268.17四、传动零件的设计计算 1.选择V带的型号 因为小轮的转速是960r/min，班制是2年，载荷变动小，取Ka=1.2;Pc=Ka.P1 =1.2*2.88=3.456kw查表10-3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=100mm2.验算带速V=3.14* dd1 *n1 /60*1000=6.28;满足5m/s <= V<=25-30m/s;3.确定大带轮的标准直径: Dd2=n1/n 2*dd1=960/320*100=375mm;查表10-5，取其标准值4.确定中心距a 和带长Ld: V带的中心距过长会使结构不紧凑，会减低带传动的工作能力； 初定中心距a0,a0=(0.7-2.0)( dd1 +dd1)=245700 mm 取500mm相应a0的带基准长度Ld0: Ld0=2*a0 +3.14/2 *( dd1 +dd1)+(dd2 dd1)2/4* a0=1816.25 mm;查表10-2可得，取Ld=1800mm;由 Ld 放过来求实际的中心距a, a =a0 +(Ld Ld0)/2 =491.875mm（取500mm）5.验算小轮包角a1, 由式a1 =1800-2r; r =arcsin(dd2 dd1) /2a 可得， r =arcsin250/491.875 = 58.240 a1 =1800 -2*12.63 0 =150.880>1200 符合要求； 6.计算带的根数； Z = Pc /(P0 +P0)*Ka*Kl 查表可得，P0 =1.2kw, P0 =0.3kw 查表10.6可得，Ka =0.0.92, 查表10.7，Kl = 1.01代入得，z =3.3/(1.2+0.3)*0.92*1.01 =2.36 取3根；7.计算作用在轴上的载荷Qr 和初拉力 F0 Qr =2 F0 *z *cosr= 2* 148.68 *4*cosr =1160.6N 且F0为单根带的初拉力， F0 = 500* Pc/v*z *(2.5/Ka -1 ) +qv2 =148.68N（查表可得，q =0.10kg/m） 验算带的实际传动比， i 实 =dd2/dd2 =375/125 =3.0减速器内传动零件的设计计算；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 计算应力循环次数查图5-17，ZN1=1.0 ZN2=1.08（允许一定点蚀）由式5-29，ZX1=ZX2=1.0 ，取SHmin=1.0 ZW=1.0 ZLVR=1.0由图5-16b，得由5-28式计算许用接触应力 因，故取2） 按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩T1=68044N·mm初取，由表5-5得减速传动，;取由图11-7可得，=2.5；由式（5-39）计算中心距a由4.2-10,取中心距a=150mm。 a=150mm估算模数mn=(0.0070.02)a=1.042.96mm,取标准模数mn=2mm。 mn=2mm 小齿轮齿数：大齿轮齿数： z2=uz1=取z1=29，z2=119 z1=30，z2=120 实际传动比传动比误差， 齿轮分度圆直径 圆周速度由表5-6,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5-3,取KA=1.25由图5-4b，按8级精度和， 得Kv=1.04。齿宽。由图5-7a，按b/d1=0.99,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得K=1.08。由表5-4，得K=1.1载荷系数齿顶圆直径 查表11-6可得，由式5-39,计算齿面接触应力故安全。（4） 验算齿根弯曲疲劳强度按Z1=30，Z2=120,由图5-18b，得，由图5-19，得Y=1.0，Y=1.0由式5-32，m=2mm<5mm,故Y=Y=1.0。取Y=2.0，S=1.4由式5-31计算许用弯曲应力，由图5-14得Y=2.65，Y=2.18由图5-15得Y=1.63，Y=1.82。由式（5-47）计算Y， （5） 齿轮主要几何参数 z1=30, z2=120, u=4.0, mn=2 mm, 0=0, d1=60 mm, d2=240 mm, ha1 = ha2 =2mm,da1=64mm, da2=244 mm df1=55mm, df2=235 mm, a=150mm 齿宽b2 = b 1 =59.6mm, b1=b2+(510)=68mm (6) 低速轴上齿轮的主要参数D0=da2-14=230 mmD3 =1.6D4 =91.2 mmC =(0.2-0.3)B = (12-18)mm,取16；r = 0.5C;n2 =0.5m = 1.0;D4 = 57mm; 五、轴的设计计算（一） 高速轴的设计，联轴器的选择1 初步估定减速器高速轴外伸段轴径由表-，,受键槽影响加大%5取28mm （二） 低速轴的设计计算1.,受键槽影响加，轴径加大, , 取45。 因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。初取联轴器HL4,公称转矩Tn=1.5 665.38 =998.87 N·mTc=KT=1250 N·m>TC =998.87 N·m满足要求 取轴伸长d=1122 选择联轴器拟选用弹性联轴器（GB5014-85） 名义转矩T=9550×=262.7Nm 计算转矩为TC=KT=1.5×262.7=394.05N·m从表2.5-1可查得，HL3满足TN > Tcn=5000r/min>n=95.5r/min;由表查得，L=112mm;六、轴的强度校核1.低速轴校核： 作用在齿轮上的圆周力 径向力 .垂直面支反力 轴向力 b. 水平面支反力得， ， C点 ，垂直面内弯矩图 C点右 C点左, a. 合成弯矩图C点右, C点左, （） 作转矩T图（） 作当量弯矩图 该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取=0.6 C点左边 C点右边 D点 （） 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8-1得查表8-3得。C点轴径 因为有一个键槽。该值小于原 设计该点处轴径57mm，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45mm，故安全。（6）精确校核轴的疲劳强度（a） 校核,剖面的疲劳强度剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1，查得，剖面因配合引起的应力集中系数由附表1-1，查得， 所以， 。因1-1、2-2剖面主要受转矩作用，起主要作用，故校核1-1剖面。1-1剖面产生的 45钢的机械性能查表8-1，得，绝对尺寸影响系数由附表1-4，得， 表面质量系数由附表1-5，得,查表1-5，得，1-1剖面安全系数 取，所以1-1剖面安全。b.校核III,IV剖面的疲劳强度III剖面因配合(H7/k6)引起的应力集中系数由附表1-1，查得， IV剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表1-2：， 。IV剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1，查得，。故应按过渡圆角引起的应力集中系数校核III剖面。III剖面承受 III剖面产生正应力及其应力幅、平均应力为 III剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为 由附表1-4,查得,表面质量系数由附表1-5，得,表面质量系数同上.III剖面的安全系数按配合引起的应力集中系数计算，,所以III剖面安全。 其他剖面危险性小，不予校核。七、 滚动轴承的选择及其寿命验算低速轴轴承选择一对6211深沟球轴承，低速轴轴承校核：1）、确定轴承的承载能力查表9-7，轴承6211 的=25000N，c=33500N.2）、计算径向支反力 3）、求轴承轴向载荷 A1=0 A2=2329.67N 4）、计算当量动载荷A2/C0=2329.67/25000=0.093插值定e2=0.29由A2/R2 =0.8490.29查表910 X2=0.56，Y2=1.50查表911，取fd=1.2，fm=1.0,ft=1.0P1 =1.2×2038.33=2445.996NP2=fd (X2R2 +Y2A2) =6037.4N;为P2>P1,按P2 计算， 故深沟球轴承6211适用。八、键联接的选择和验算(一) 高速轴上键的选择选择普通平键8×7， GB1096-79 (三).低速轴上键的选择与验算(1) 齿轮处 选择普通平键16×10 GB1096-79型，其参数为R=b/2=8mm， L：45180；取50；l=L-2×R=34，d=57mm。齿轮材料为45钢，载荷平稳，静联接，由表2-1，查得 因，故安全。(2) 外伸处： 选择键14×9， GB1096-79,其参数为R=b/2=7mm，L取102； l=L-2×R=102-2×7=88mm，d=45mm。齿轮材料为45钢，载荷稍有波动，静联接，由表2-1，查得 因，故安全九、减速器的润滑及密封形式选择1 减速器的润滑采用脂润滑，选用中负荷工业轴承润滑GB492-89。2 油标尺M16,材料Q235A。3 密封圈：密封圈采用毡圈密封，型号45 JB/ZQ4606-86 由于工作环境是多尘环境，选用有过滤灰尘作用的网式通气器。十、指导参考书 陈良玉 孙志礼 著 <<机械设计基础>> 冶金工业出版社 1997孙德志 王春华 等 著 <<机械设计课程设计>> 东北大学出版社 200015