机械设计——资料.docx

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1、机械设计资料0801班20201247陈柯霖1/13一、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)ZDL-316001.6320400二、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，封闭式构造，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2.2-1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=0.978级精度开式滚子链传动的效率4=0

2、.92一对滑动轴承传动效率5=0.97传动滚筒效率6=0.96则总的传动总效率=0.990.9920.970.920.970.96=0.80633).电机的转速现以同步转速为Y132S-4型1500r/min及Y132M1-6型1000r/min两种方案比拟，由表2.9-1查得电0801班20201247陈柯霖2/13动机数据方案电动机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)质量/kg总传动比1Y112M-44.0150014404315.072Y132M1-64.010009607310.05比拟两种方案，为使传动装置构造紧凑，决定选用方案2总传动比更小选电动机Y13

3、2M16型，额定功率4.0kW,同步转速1000r/min,满载转速960r/min。同时，由表2.9-2查得电动机中心高H=132mm，外伸轴段DE=38mm80mm。三、传动装置的运动及动力参数计算一传动比分配总传动比；由表2.2-1得，链传动的，则齿轮传动的传动比为：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。并且允许有的误差。二各轴功率、转速和转矩的计算0轴：电动机轴P0=Pr=3.18kWn0=960r/minT0=9.55*p1/n1=9.55*3.18*1000/960=31.63Nm1轴：减速器高速轴P1=P0*01=3.18*0.99=3.1482

4、kWn1=n0/i01=960/1=960r/minT1=9.55*p1/n1=9.55*3.1482*1000/960=31.32Nm2轴：减速器低速轴P2=P1*12=3.1482*0.99轴承*0.97=3.023kWn2=n1/i12=960/4.02=238.806r/minT2=9.55*3.023*1000/238.806=120.89Nm3轴：即传动滚筒轴P3=P2*23=3.023*0.99轴承*0.92开式链=2.75kWn3=n2/i23=238.806/3=79.602r/minT4=9.55*2.75*1000/79.602=329.92Nm各轴运动及动力参数0801

5、班20201247陈柯霖3/13四.传动零件的设计计算一减速器以外的传动零件设计计算1.设计链传动1确定链轮齿数由传动比取小链轮齿数Z1=25大链轮齿数Z2=iZ1=2.5*25=62.5,所以取Z2=632确定链条节距由式查表得，工况系数小链轮齿数系数取单排链，取由于n1=238.806r/min查课本图10-23得链号No12A，节距p=19.05mm3计算链长初选a0=40p=40*19.05=762mm链节数轴号功率P(kW)转速n(r/min)转矩(Nm)传动形式传动比效率03.1896031.63弹性联轴器1.00.9913.148296031.32齿轮传动4.020.9623.0

6、23238.806120.89开式链传动2.50.9132.7579.602329.920801班20201247陈柯霖4/13取节所以实际中心距4验算链速v合适5选择润滑方式查课本图10-26得按v=1.896m/s,链号12A，选用滴油润滑。6作用在轴上的力有效圆周力作用在轴上的力7链轮尺寸及构造分度圆直径二减速器以内的传动零件设计计算1.设计齿轮传动1材料的选择：小齿轮选用45号钢，调质处理，齿面硬度217255HBS，大齿轮选用ZG310-570号钢，正火处理，齿面硬度156217HBS。计算应力循环次数查图11-14，ZN1=1.0ZN2=1.02允许一定点蚀0801班2020124

7、7陈柯霖5/13由图11-15，ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0由图11-13b，得,计算许用接触应力因，故取2按齿面接触强度确定中心距高速小齿轮转矩T1=31320Nm初取取由表11-5得由图11-7得减速传动，由式5-39计算中心距a由4.2-10,取中心距估算模数取标准模数0801班20201247陈柯霖6/13小齿轮齿数：大齿轮齿数：取实际传动比传动比误差在允许范围内。齿轮分度圆直径圆周速度由表11-6,取齿轮精度为8级3验算齿面接触疲惫强度按电机驱动,载荷稍有波动,由表11-3,取使用系数由图11-2a，按8级精度和，得动载系数齿宽由图11-3(a)，按,取齿向载荷分布系

8、数由表11-4，得齿间载荷分配系数0801班20201247陈柯霖7/13载荷系数由图11-4，得重合度，所以所以由图11-6得，=0.89计算齿面接触应力故在安全范围内。4校核齿根弯曲疲惫强度按，由图11-10得，由图11-11得，由图11-12得，由图11-16b，得由图11-17，得由图11-18，得取试验齿轮的修正系数，弯曲疲惫强度计算的最小安全系数计算齿根许用弯曲应力0801班20201247陈柯霖8/13，故安全。，故安全。5齿轮主要几何参数选四.轴的设计计算一初步确定轴的直径1.高速轴及联轴器的设计1初步估定减速器高速轴外伸段轴径根据所选电机则0801班20201247陈柯霖9/

9、132选择联轴器根据传动装置的工作条件拟选用弹性柱销联轴器GB5014-85。计算转矩为式中T联轴器所传递的标称扭矩，工作情况系数，取根据从表2.5-1可查的HL3号联轴器就能够知足要求检验：故取：2.低速轴的设计计算1选择轴的材料选择材料为45号钢，调质处理。2按转矩初步计算轴伸直径取二轴的强度校核计算小齿轮上的作用力转矩圆周力径向力0801班20201247陈柯霖10/13轴向力绘轴的受力简图，求支座反力.垂直面支反力0BM0)(232LFLLRtAy35.59827.11962322ttAyFLLLFR0YNRFRAytBy35.59835.5987.1196b.水平面支反力0cM得，0

10、2)(232LFdFLLRraAzNLLLLLFLFRrAz36195.495.49)855.495.49(08.18305.4956.435)(213212得：0Z44.1353183056.4353619FFRRrAzCz0801班20201247陈柯霖11/13RBX=1353.44N(2)作弯矩图a.垂直面弯矩MY图B点,mmNLRMAyBy43109618.25.4935.598b.水平面弯矩MZ图B点右mmNLLQLRMRCzBz412210235.9)(B点左,mmNLRMAzBz672503合成弯矩图B点右,mmNMMBZByB421015.7B点左,mmNMMMBzByB42

11、1053.9作转矩T图mmNdFTt51024.12作计算弯矩Mca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=0.6B点左边mmNTMMCBcaB52524221066.2)1024.16.0()1053.9()(McaC=266000N.mmB点右边mmNTMMCBcaB52524221003.1)1024.16.0()1015.7()(D点mmNTMMoDcaD4221044.7校核轴的强度由以上分析可见，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2/650mmNB查表13-3得21/60mmNb。C点轴径mmMdbcaCC39.35601.01066.21.03531由于有一个键槽mmdC09.27)05.01(8.25。该值小于原dc=35.39mmS1=1304.474A2=1304.474N4、计算当量动载荷A1/R1=1574.46/1703.54=0.908e=0.4,X1=0.4,Y1=1.5A2/R2=1304.47/3913.42=0.33