机械设计基础课程设计任务书ZDL2..docx
机械设计基础课程设计任务书ZDL2. 计算内容计算结果 一、设计题目：设计胶带传输机的传动装置 二、设计要求： 胶带传输机连续单向运转，载荷平稳，空载启动，输送 带速度允许误差±5%。使用期限为8年，工作环境清洁，小 批量生产，两班制工作。输送带工作拉力F2000N，滚筒 (ZDL-7)直径D300mm，输送带速度V2m/s。L=400m， 环境温度25°C。 三、设计简图： 1.设计任务书 1.1设计题目：计胶带传输机的传动装置 1.2工作条件：传动如上图，电机通过皮带传动带动单级齿轮减速器，经连轴器驱动滚筒回转，载荷平稳，输送带速度允许误差±5%。使用期限为8年，工作环境清洁，小批量生产，两班制工作。F2000N D300mm V2m/s L=400m 1.3技术数据：输送带工作拉力F 2000N ，滚筒(ZDL-7)直径D 300mm ，输送带速度V 2m/s 。L=400m 。 2.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 kw FV p w 41000 0.220001000=?= （2）传动总效率 根据P 5确定各部分的效率: 弹性联轴器效率 1=0.99 一对滚动轴承效率 2=0.99 闭式齿轮的传动效率 3=0.97（暂定8级） 开式滚子链传动效率 4=0.92 一对滑动轴承的效 5=0.97 传动滚筒的效率 6=0.96 P W =4kw =0.8063 P r =4.96kw kw P 5.50= 8063 .096.097.090.097.099.099.026 5432 21=?=?= （3）所需的电动机的功率 w p p w r k 96.48063 .04 = Pr=4.96kw 查P103表 2.9-1可选的Y 系列三相异步电动机Y132M2-6型，额定 kw P 5.50=，或选Y132S-4型，额定kw P 5.50=，满足r P P >0 2.1.3确定电动机转速 传动滚筒转速 min /4.1273 .02 6060w r D v n =?= 现以同步转速为1500r/min 及1000r/min 两种方案比较，查得电动机数据: 方案1号: 电动机型号Y132S-4额定功率5.5kW)同步转速1500r/min 满载转速1440r/min 电动机质量68kg 总传动比11.31 方案2号: 电动机型号Y132M2-6额定功率5.5kW) 同步转速1000r/min 满载转速960r/min 电动机质量84kg 总传动比7.54 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 N w =127.4 r/min i=7.54 23i =2.5 I 12=3.016 T 0=49.34N.M Y132M2-6。由表2.9-2查得其主要性能数据,电动机轴伸直径D=38mm,电动机轴伸长度E=80mm,电动机中心高H=132mm,堵转转矩/额定转矩T=2.0。 2.2分配传动比 （1） 总传动比 54.7127.4 9600= w n n i 查表P 582.2-1得 取链传动比23i =2.5 则齿轮传动的传动比为016.35 .254.723 12= i i i 2.3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 kw p p r 40= m in /9600r n = m N n p T ?=?=?=34.49960 10455.955.93 000 1轴： 即减速器的高速轴 kw p p 91.499.096.40101=?=?= min /96001 1r i n n = m N n p T ?=? =?=84.48960 1091.455.955.93 111 T 1=48.84N.M T 2=141.61N.M T 3=322.53N.M 2轴：即减速器的低速轴 kw p p 72.497.099.091.41212=?=? min /30.183016.3960 1212r i n n = = m N n P T ?=?=?=141.61318.30 1072.455.955.93 222 3轴：即传动滚筒轴 kw p p 30.492.099.072.42323=?=? min /32.2712.5 318.302323r i n n = m N n P T ?=?=?=53.223127.32 1030.455.955.93 333 3.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 1）设计链传动,确定链轮齿数 传动比： 02.330 .318960 n n 21= i 由传动比取小链轮齿数1Z =29-2i=22.96 因链轮齿数最 好为奇数，取为23；大链轮齿数46.692302.312=?=iZ Z ，所以取 2Z =69 实际传动比： 323 6912=Z Z i 2）确定链条节距 Z 2=69 i=3 P 0=3.84kw a 0=635mm L P =128节 由式 p z A K K P K P 0，查表得，工况系数=A K 1 小链轮齿数系数： 23.1)19 23 ()19(08.108.11=Z K z 取单排链，取p K =1.0 ：84.30 .123.172 .40.10=?= P kW 30.3182=n r/min ，查图：选链号No10A ，节距 p=15.875mm 3)计算链长 初选： 0a =40p=40?15.875=635mm 链长： 节 07.127)22369(63515.8752 23 69402)2(2222120220=-+ +?=-+= z z a p z z p a L p 取 p L =128节 4)验算链速： 937,11000 60875 .1530.3182310006021=?=?= p n z v V 15 m/s 适合 5）选择润滑方式： 按v=1.937m/s,链号10A ，查图选用滴油润滑。 6）作用在轴上的力 d 1=116.585mm d 1=348.789mm MPa H 5701lim =MPa H 5102lim = 有效圆周力： N v P F e 243737 9.172 .410001000=?= 作用在轴上的力：N F F e Q 292424372.12.1=?= 7）链轮尺寸及结构 分度圆直径： mm z p d 585.11623 180sin 875 .15180sin 0101= mm d 789.34869180 sin 875 .1502= 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217255HBS ， 大齿轮选用45#钢，正火处理，齿面硬度162217HBS 。 计算应力循环次数 9 111021.2)283008(19606060?=?=h jL n N 891 21033.7016 .31021.2?=?=i N N 查图11-14，Z N1=1.0 Z N2=1.01（允许一定点蚀） 由式11-15，Z X1=Z X2=1.0 ， a=140mm m=2.5mm z 1=28 z 2=84 取S Hmin =1.0 由图11-13b ，得MPa H 5701lim =,MPa H 5102lim = 计算许用接触应力 MPa Z Z S X N H H H 0.5700.11.00.157011min 1 lim 1=?= MPa Z Z S X N H H H 1.5150.101.10.151022min 2lim 2=?= 因12H H <，故取22/1.515m N H H = 2） 按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩m N T ?=488401 初取3.12=t t Z K ，取4.0=a ，由表11-5得MPa Z E 8.189= 由图11-7得，5.2=H Z ，减速传动，016.3=i u ; 由式（5-39）计算中心距a mm 1071.5158.1895.2022.34.02488401.1)1016.3(2)1(32 3 2 1=? ?+=? ? ? ?+H E H a t Z Z Z Z u KT u a 由于, 130mm a=140mm 估算模数m=(0.0070.02) a=0.982.8mm, 取标准模数m=2.5mm 。 d 1=70mm d 2=210mm 小齿轮齿数： 89.27) 1016.3(52140 2)1(m a 21=+?=+=。u z 取28 大齿轮齿数： z 2=uz 1=12.8424016.3=? 取 84 取z 1=28，z 2=84 实际传动比328841 2= z z i 实 传动比误差 %5%53.0%100016 .3| 3016.3|%100<=?-= ?-= ?理 实 理i i i i ， 在允许范围内。 齿轮分度圆直径 mm z m d n 70285.211=?= mm z m d n 210845.222=?= 圆周速度s m n d v /517.3106960 7010604 3 1 1=?= ?= 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,载荷轻微冲击,由表11-3,取K A =1.0 由图11-2（a ）， 按8级精度和s m vz /98.0100/28517.3100/1=?=， 得K v =1.10。 齿宽mm a b a 561404.0=?=。 由图11-3(a)，按b/d 1=56/70=0.8,考虑轴的刚度较大和 齿轮相对轴承为对称布置得 ，K =1.06 由表11-4，得K =1.1 载荷系数29.11.106.11.10.1=?=K K K K K v A 由图11-4，得784.01=，924.02=， 所以708.1924.0784.021=+=+= 由图11-6得，87.0=Z 计算齿面接触应力 MPa MPa u u bd KT Z Z Z H E H H 1.5158.322022.31 016.370 564884029.1287.08.1895.21 22 2 11=<=+?=+= 故在安全范围内。 （4）校核齿根弯曲疲劳强度 按Z 1=28，Z 2=84, 由图11-10得，Y 1Fa =2.59，Y 2Fa =2.23 由图11-11得，61.11=sa Y ，.7812sa =Y 由图11-12得，68.0=Y 由图11-16（b ），得21lim /210mm N F =，22lim /205mm N F = 由图11-17，得Y 1N =1.0，Y 2N =1.0 d=32mm T=48.84m ?N 由图11-18得,Y 1X =Y 2X =1.0 取Y ST =2.0，S m in F =1.4 计算齿根许用弯曲应力 MPa Y Y S Y X N F ST F F 3000.10.14.12 21011min 1lim 1=?= MPa 9.2920.10.14 .12 20522min 2lim 2 =?= =X N F ST F F Y Y S Y MPa MPa Y Y Y m bd KT F sa Fa n F 30046.3668 .061.159.25.2705648840 29.122111111=<=?= 故安全。 MPa MPa Y Y Y Y Sa F Sa Fa F F 9.29271.3461.159.278.123.246.3611221 2<=? = 故安全。 （5） 齿轮主要几何参数 z 1=28, z 2=84, u=3.016， m=2.5mm ， 70285.211=?=mz d mm, 210845.222=?=mz d mm 7520.15.270211=?+=+=* m h d d a a mm 21520.15.2210222=?+=+=*m h d d a a mm 75.632)25.00.1(5.270)(211=?+-=+-=*m c h d d a f mm 75.2032)25.00.1(5.2210)(222=?+-=+-=*m c h d d a f mm d 0=35mm D 2=47mm F t =1349N
