机械设计基础课程设计报告ZDL系列.pdf

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1、.I .r .ZDL3B 1、设计任务书 1.1设计题目 1.2工作条件 1.3技术条件 2、传动装置总体设计 2.1电动机选择 2.2分配传动比 2.3传动装置的运动和动力参数计算 3、传动零件设计计算以及校核 3.1减速器以外的传动零件设计计算 3.2减速器部传动零件设计计算 4、轴的计算 4.1初步确定轴的直径 4.2轴的强度校核 5、滚动轴承的选择及其寿命验算 5.1初选滚动轴承的型号 5.2滚动轴承寿命的胶合计算 6、键连接选择和验算 7、连轴器的选择和验算 8、减速器的润滑以及密封形式选择 -.z.9、参考文献 1.1设计题目 设计胶带传输机的传动装置 1.2工作条件 工作年限 工

2、作班制 工作环境 载荷性质 生产批量 10 2 多灰尘 稍有波动 小批 1.3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-3 1600 1.6 320 400 2.传动装置总体设计 2.1电动机的选择 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 选择电动机的功率 （1）卷筒所需有效功率（2）传动总效率-.z.根据表 4.2-9 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=0.98 闭式齿轮的传动效率 3=0.97（8 级）开式滚子链传动

3、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（3）所需的电动机的功率 Kwppwr24.37901.056.2Pr=3.24kw 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷式 结构，电压 380V，Y 系列。查表 2.9-1 可选的 Y 系列三相异步电动机 Y160M1-8 型，额定 kwP40，或选Y132M2-6 型，额定kwP40。满足rPP 0 确定电动机转速 传动滚筒转速 现以同步转速为 Y132S-4 型（1500r/min）及 Y132M2-6 型（1000r/min）两种方案比较，查得电动机数据 方案号 电动机型号 额 定 功率(kW

4、)同 步 转速(r/min)满 载 转速(r/min)电 动 机质量/kg 总 传 动比-.z.1 Y160M1-8 4 750 720 73 7.54 2 Y132M2-6 4 1000 960 118 10.05 比较两种方案，方案 2 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 1。电动机型号为 Y160M1-8。由表 2.9-2 查得其主要性能数据列于下表 电动机额定功率0P/kW 4 电动机满载转速0n/(r/min)720 电动机轴伸直径 D/mm 42 电动机轴伸长度 E/mm 110 电动机中心高 H/mm 160 堵转转矩/额定转矩 2.0 2.2分配传动比

5、 （1）总传动比54.75.957200wnni 查表 2.2-1 得 齿轮传动的传动比为12i=3.6 则取链传动比094.26.354.71223iii-.z.2.3传动装置的运动和动力参数计算 各轴功率、转速和转矩的计算 0 轴：即电动机的主动轴 1 轴：即减速器的高速轴 2 轴：即减速器的低速轴 3 轴：即传动滚筒轴 各轴运动及动力参数列表示 轴序号 功率 P(kw)转速n(r/min)转矩 T(N.m)传动形式 传动比 i 效率 0 3.25 720 42.98 联轴器 1 0.99 1 3.21 720 42.58 齿轮传动 3.6 0.95 2 3.05 200 145.64 链

6、传动 2.094 0.90 3 2.75 95.5 275 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 设计链传动 1）确定链轮齿数-.z.由传动比取 小链轮齿数 812.24094.22292291iZ所以取1Z=25 大链轮齿数 956.51812.24094.212 iZZ 所以取2Z=52 实际传动比 08.2255212ZZi 2）确定链条节距 由式 pzAKKPKP 0 查表得，工况系数AK1.4 小链轮齿数系数 34.1)19(08.11ZKz 取双排链，取pK=1.7 87.17.134.105.34.10PkW 因为2001nr/min 查表得选链号 No10

7、A，节距 p=15.875 3)计算链长 初选 0a=40p=4015.875=635mm 链长 96.118)22552(635875.1522552402)2(2222120120zzapzzpaLp节 取 pL=120 节 所以实际中心距 a643 4)验算链速 V15 m/s 适合-.z.5）选择润滑方式 按 v=1.32m/s,链号 10A，查图选用滴油润滑。6）作用在轴上的力 有效圆周力 NvPFe6.231932.105.310001000 作用在轴上的力NFFeQ7.27722.23102.12.1 7）链轮尺寸及结构 分度圆直径 3.2 减速器以的传动零件设计计算 设计齿轮传

8、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 查图 11-14，ZN1=1.0 ZN2=1.05（允许一定点蚀）由式 11-15，Z*1=Z*2=1.0，取 SHmin=1.0 由图 11-13b，得 MPaH5751lim,MPaH5402lim 计算许用接触应力 因 12HH，故取 22/0.567mmNHH 2）按齿面接触强度确定中心距 -.z.小轮转矩mmNT411026.4 初取1.12ttZK，取4.0a，由表 11-5 得MPaZE8.189 由图 11-7 得，4

9、5.2HZ，减速传动，6.3iu;由式（5-39）计算中心距 a 由 4.2-10,取中心距 a=140mm。a=140mm 估算模数 m=(0.0070.02)a=0.982.8mm,取标准模数 m=2.5mm。m=2.5mm 小齿轮齿数：35.2416.35.21402121umaz 大齿轮齿数：z2=uz1=65.8735.246.3z1=24，z2=88 取 z1=24，z2=98 实际传动比67.3248812zzi实 传动比误差%5%94.1%1006.367.36.3%100理实理iiii，在允许围。齿轮分度圆直径 圆周速度smndv/26.21067206010604311 由

10、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=1.25 由图 11-2（a），-.z.按 8 级精度和smvz/542.0100/2426.2100/1，得 Kv=1.03。齿宽mmaba561404.0。由图 11-3(a)，按 b/d1=56/60=0.93,取 K=1.08。由表 11-4，得 K=1.2 载荷系数669.12.108.103.125.1KKKKKvA 由图 11-4，得 775.01，810.02，所以585.121 由图 11-6 得，78.0Z 计算齿面接触应力 故在安全围。（4）校核齿根弯曲疲劳

11、强度 按 Z1=27，Z2=98,由图 11-10 得，Y1Fa=2.65，Y2Fa=2.21 由图 11-11 得，59.11saY，78.12saY 由图 11-12 得，7.0Y 由图 11-16（b），得21lim/210mmNF，22lim/205mmNF 由图 11-17，得 Y1N=1.0，Y2N=1.0 由图 11-18 得,Y1X=Y2X=1.0。取 YST=2.0，SminF=1.4 计算齿根许用弯曲应力-.z.（5）齿轮主要几何参数 z1=24,z2=88,u=3.6，m=2.5 mm，60245.211 mzdmm,220885.222 mzd mm 655.20.12

12、60211mhddaamm,2255.20.12220222mhddaamm 75.535.2)25.00.1(260)(211mchddafmm 75.2135.2)25.00.1(2220)(222mchddafmm mmbb562,b1=b2+(510)=64mm 4.轴的设计计算 4.1初步确定轴的直径 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 mmEmmd110,42轴伸长电机 则 d=(0.81.0)d电机=(0.81.0)42=33.642mm 取 d=35mm。d=35mm 2 选择联轴器 根据传动装置的工作条件你选用弹性柱销联轴器（GB5014-

13、85）。计算转矩cT为 cT=TKA=1.553.1=79.7N.m 式中 T联轴器所传递的标称扭矩，-.z.T=9.55nP=9.551.537201043N.m AK工作情况系数，取AK=1.5。根据cT=79.77N.m,从表 2.5-1 可查的 HL2 号联轴器就可以 转矩要求（cnnTTmNT,315）。但其轴孔直径（d=2032mm）不能满足电动机及减速器高速轴轴径的要求。因此重选 HL3 号联轴器（min/720min/5000,7.79630rnrnmNTmNTcn）。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 d=35

14、mm 4.2轴的强度校核 计算小齿轮上的作用力 转矩 T=146N.m 圆周力NdTFt27.132722014600022Ft=27.1327N 径向力 NtgtgFFtr09.4832027.1327Fr=483.09 N 轴向力 NtgtgFFta0027.1327aF=0N（）绘轴的受力简图，求支座反力 .垂直面支反力 64.663227.13272212ttAyFLLLFRRAY=663.64N-.z.NRFRAytBy64.66364.66327.1327RBY=663.64N b.水平面支反力 0cM得，02)(221LFdFLLRraAz NLLdFLFRarAz55.2415

15、4545409.4832212AzR=241.55N RBZ=241.55N (2)作弯矩图 a.垂直面弯矩 MY图 B 点，mmNLRMAycy41058.35454.663McY=35800N.mm b.水平面弯矩 MZ图 C 点右 mmNLRMc42BZ103.1右右cM=13000N.mm C 点左,mmNLRMAzC41103.1左左cM=13000N.mm c.合成弯矩图 B 点右,mmNMMyCB42c2c108.3右右右CBM=38000N.mm B 点左,mmNMMMyCB42c2c108.3左左左CBM=38000N.mm （）作转矩 T 图 mmNdFTt41026.42

16、T=42600N.mm（）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=0.6 B 点左边-.z.mmNTMMCca4242422c1058.4)1026.46.0()1058.3()(左左Mca 左=45800N.mm B 点右边 mmNTMMCca4242422 c1058.4)1026.46.0()108.3()(右右右caM=45800N.mm D 点 mmNTMMoDcaD2556022McaD=25560N.mm （）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

17、2/650mmNB查表 13-3 得21/60mmNb。C 点轴径 mmMdbcaCC7.19601.01058.41.03531 因为有一个键槽mmdC7.20)05.01(7.19。该值小于原 dc=20.7mm44mm,故安全。D 点轴径 mmMdbcaDD21.16601.0255601.0331 因为有一个键槽mmdC02.17)05.01(21.16。该值小于原 设计该点处轴径 35mm，故安全。5.滚动轴承的选择及其寿命验算 1.低速轴轴承 1）、选定轴承类型及初定型号 深沟球轴承（GB/T276-94），型号 6208：-.z.查表得kNCr8.22kNCr8.150 2）、计

18、算径向支反力 NRRRAZAY4.706221 R1=1703.54N NRRRBZBY4.706222 R2=3913.423N 3)校核轴承寿命 故满足轴承的寿命要求 2.高速轴轴承 高速轴承的确定与低速轴承相同，选取 深沟球轴承（GB/T276-96）型号 6208。6.键联接的选择和验算 (一).减速器大齿轮与低速轴的键联接 1）键的材料类型 45 号钢，A 型普通平键 2）确定键的尺寸 b=12mm,h=8mm,L=45mm 3）验算键的挤压强度 键和轴的材料为钢轮毂材料为铸铁，铸铁的许用力比钢的 许用挤压应力低，按铸铁校核键连接的挤压强度。查表的许用挤压应力 mPap53，键的计算

19、长度 l=L-b=45-12=33mm 由下式得-.z.该键安全。所以选 1245GB1096-79(二).小齿轮与减速器低速轴轴伸的联接 1）键的材料类型 45 号钢 A 型普通平键，轧毂为铸铁 2）确定键的尺寸 b=10mm，h=8mm,L=50mm,p=1002/mmN 同上面的方法 因 pp，故安全。所以选 1050GB1096-79。(三).联轴器与减速器高速轴轴伸的联接 经计算得，该键与小齿轮与减速器低速轴轴伸的联接的键 相同。7.联轴器的选择 根据传动装置的工作条件你选用弹性柱销联轴器（GB5014-85）计算转矩cT为 cT=TKA=1.2554.7=68.375mm 式中 T

20、联轴器所传递的标称扭矩，T=9.55nP=9.557.549601043 AK工作情况系数，取AK=1.25。根据cT=54.7N m,从表 2.5-1 可查的 HL2 号联轴器就可以 转矩要求（cnnTTmNT,315）。但其轴孔直径（d=2032mm）不能满足电动机及减速器高速轴轴径的要求。因此重选 HL3-.z.号联轴器（min/960min/5000,375.68630rnrnmNTmNTcn）。8.减速器的润滑及密封形式选择 1 减速器的润滑采用油润滑，润滑油选用中负荷工业齿 轮油 GB5903-86。2 油标尺 M16,材料 Q235A。3 密封圈 低速轴选用 40608 GB98

21、77.1-88 高速轴选用 40608 GB9877.1-88 9.参考文献 ZDL4B 1、设计任务书 1.1 设计题目 1.2 工作条件 1.3 技术条件 2、传动装置总体设计 2.1 电动机选择 2.2 分配传动比 2.3 传动装置的运动和动力参数计算 3、传动零件设计计算以及校核 3.1 减速器以外的传动零件设计计算-.z.3.2 减速器部传动零件设计计算 4、轴的计算 4.1 初步确定轴的直径 4.2 轴的强度校核 5、滚动轴承的选择及其寿命验算 5.1 初选滚动轴承的型号 5.2 滚动轴承寿命的胶合计算 6、键连接选择和验算 7、连轴器的选择和验算 8、减速器的润滑以及密封形式选择

22、 9、参考文献 1.设计容 1.1 设计题目 设计胶带传输机的传动装置 1.2 工作条件 工作年限 工作班制 工作环境 载荷性质 生产批量 10 2 多灰尘 稍有波动 小批 1.3 技术数据 题号 滚筒圆周带速 滚筒直径 滚 筒 长 度-.z.力 F(N)v(m/s)D(mm)L(mm)ZDL-4 1800 1.5 300 500 2.传动装置总体设计 2.1 电动机的选择 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 选择电动机的功率 （1）卷筒所需有效功率（2）传动总效率 根据表 4.2-9 确定各部分的效率:弹性联轴器效

23、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（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（3）所需的电动机的功率 Kwppwr35.38063.07.2Pr=3.35kw-.z.按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷式 结构，电压 380V，Y 系列。查表 2.9-1 可选的 Y 系列三相异步电动机 Y112M-4 型，额定 kwP0.40，或选Y132M1-6 型，额定kwP0.40。满足rPP 0 确定电动机转速 传动滚筒转速 现以同步转速为Y132S-4型（1500r/min）及

24、Y132M2-6 型（1000r/min）两种方案比较，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)电 动 机 质量/kg 总 传动比 1 Y112M-4 4.0 1500 1440 43 15.08 2 Y132M1-6 4.0 1000 960 73 10.05 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 Y132M1-6。由表 2.9-2 查得其主要性能数据列于下表 电动机额定功率0P/kW 4.0 电动机满载转速0n/(r/min)960 电动机轴伸直径

25、D/mm 38 电动机轴伸长度 E/mm 80 电动机中心高 H/mm 132 堵转转矩/额定转矩 2.0-.z.2.2 分配传动比（1）总传动比05.105.959600wnni 查表 2.2-1 得 取链传动比23i=2.5 则齿轮传动的传动比为002.45.205.102312iii 2.3 传动装置的运动和动力参数计算 各轴功率、转速和转矩的计算 0 轴：即电动机的主动轴 1 轴：即减速器的高速轴 2 轴：即减速器的低速轴 3 轴：即传动滚筒轴 各轴运动及动力参数列表示 轴序号 功率 P(kw)转速n(r/min)转矩 T(N.m)传动形式 传动比 i 效率 0 3.35 960 33

26、.33 联轴器 1 0.99 1 3.32 960 33.03 齿轮传动 4.002 0.98 2 3.19 239.88 127.00-.z.链传动 2.5 0.91 3 2.91 95.95 289.64 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 设计链传动 1）确定链轮齿数 由传动比取 小链轮齿数 1Z=23 大链轮齿数 5.57235.212 iZZ 所以取 2Z=57 实际传动比 487.2235712ZZi 2）确定链条节距 由式 pzAKKPKP 0 查表得，工况系数AK1.4 小链轮齿数系数 23.1)19(08.11ZKz 取双排链，由表 1017 取pK

27、=1.7 136.27.123.119.34.10PkW 因为50.2981nr/min 查表得选链号 No10A，节距 p=15.875 3)计算链长-.z.初选 0a=40p=4015.875=635mm 链长 121)22357(635875.1522357402)2(2222120120zzapzzpaLp节 取 pL=122 节 所以实际中心距 a635 4)验算链速 V15 m/s 适合 5）选择润滑方式 按 v=1.46m/s,链号 10A，查图选用滴油润滑。6）作用在轴上的力 有效圆周力 NvPFe218546.119.310001000 作 用在轴上的力NFFeQ262221

28、852.12.1 7）链轮尺寸及结构 分度圆直径 3.2 减速器以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-.z.查图 11-14，ZN1=1.0 ZN2=1.07（允许一定点蚀）由式 11-15，Z*1=Z*2=1.0，取 SHmin=1.0 由图 11-13b，得 MPaH5701lim,MPaH5102lim 计算许用接触应力 因 12HH，故取 22/7.545mmNHH 2）按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩mNT 330271 初取3

29、.12ttZK，取4.0a，由表 11-5 得MPaZE8.189 由图 11-7 得，5.2HZ，减速传动，002.4 iu;由式（5-39）计算中心距 a 由 4.2-10,取中心距 a=140mm。a=140mm 估算模数 m=(0.0070.02)a=0.982.8mm,取标准模数 m=2.5mm。m=2.5mm 小齿轮齿数：4.221002.45.21252121umaz 大齿轮齿数：z2=uz1=90 取 z1=22，z2=90 z1=22，z2=90 实际传动比091.4229012zzi实 传动比误差-.z.%5%2%100002.4091.4002.4%100理实理iiii，

30、在允许围。齿轮分度圆直径 圆周速度smndv/76.21069605510604311 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=1.2 5 由图 11-2（a），按 8 级精度和smvz/607.0100/22014.3100/1，得 Kv=1.07。齿宽mmaba561404.0。由图 11-3(a)，按 b/d1=56/55=1.02,取 K=1.09。由表 11-4，得 K=1.1 载荷系数60.11.109.107.125.1KKKKKvA 由图 11-4，得770.01，846.02，所以616.121 由

31、图 11-6 得，89.0Z 计算齿面接触应力 故在安全围。（4）校核齿根弯曲疲劳强度 按 Z1=24，Z2=76,-.z.由图 11-10 得，Y1Fa=2.80，Y2Fa=2.23 由图 11-11 得，57.11saY，78.12saY 由图 11-12 得，7.0Y 由图 11-16（b），得21lim/210mmNF，22lim/205mmNF 由图 11-17，得 Y1N=1.0，Y2N=1.0 由图 11-18 得,Y1X=Y2X=1.0。取 YST=2.0，SminF=1.4 计算齿根许用弯曲应力（5）齿轮主要几何参数 z1=22,z2=90,u=4.091，m=2.5 mm，

32、55225.211 mzdmm,225905.222 mzd mm 605.20.1255211mhddaamm,2305.20.12225222mhddaamm 75.485.2)25.00.1(255)(211mchddafmm 75.2185.2)25.00.1(2225)(222mchddafmm a=140mm 562 bbmm,b1=b2+(510)=64mm-.z.4.轴的设计计算 4.1 初步确定轴的直径 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 mmEmmd80,38轴伸长电机 则 d=(0.81.0)d电机=(0.81.0)38=30.438m

33、m 取 d=32mm。d=32mm 2 选择联轴器 根据传动装置的工作条件你选用弹性柱销联轴器（GB5014-85）。计算转矩cT为 cT=TKA=1.2539.8=49.75mm 式中 T联轴器所传递的标称扭矩，T=9.55nP=9.558.399601043 AK工作情况系数，取AK=1.25。根据cT=54.7N m,从表 2.5-1 可查的 HL2 号联轴器就可以 转矩要求（cnnTTmNT,315）。但其轴孔直径（d=2032mm）不能满足电动机及减速器高速轴轴径的要求。因此重选 HL3 号联轴器（min/960min/5000,375.68630rnrnmNTmNTcn）。-.z.

34、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d=35mm 4.2 轴的强度校核 计算小齿轮上的作用力 圆周力NdTFt9.112822512700022Ft=7.1196N 径向力 NtgtgFFtr9.410209.1128Fr=435.56 N 轴向力 NtgtgFFta009.1128aF=0N（）绘轴的受力简图，求支座反力.垂直面支反力 45.56429.11282322ttAyFLLLFRRAY=564.45N NRFRAytBy45.56445.5649.1128RBY=564.45N b.水平面支反力 0cM得，02)(23

35、2LFdFLLRraAz(2)作弯矩图 a.垂直面弯矩 MY图 C 点，mmNLRMAyCy111975.5445.2053McY=11197N.mm b.水平面弯矩 MZ图-.z.C 点右 mmNLRMBzCz111972CzM=11197N.mm C 点左,mmNLRMAzCz111973CzM=11197N.mm c.合成弯矩图 C 点右,mmNMMCZCyC4.327362CM=32736.4N.mm C 点左,mmNMMMcczcy4.327362Mc=32736.4N.mm （）作转矩 T 图 mmNdFTt1270002T=127000N.mm（）作计算弯矩 Mca图 该轴单向工

36、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 mmNTMMvcc82934)(22Mvc=82934N.mm C 点右边 mmNTMMcvc522 1003.1)(vcM=82934N.mm D 点 mmNTMMDvD7620022McaD=76200N.mm （）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 mmMdbvCC241.031-.z.因为有一个键槽mmdC2.25)05.01(24。该值小于原 dc=25.

37、2mmS1=1304.474 A1=1574.46N A2=S1=1304.474NA2=1304.474N 4）、计算当量动载荷 A1/R1=1574.46/1703.54=0.908e=0.4 ,*1=0.4,Y1=1.5 A2/R2=1304.47/3913.42=0.33 e=0.4 ,*2=1 ,Y2=0 -.z.查表 1311，取 fd=1.2，fm=1.0,ft=1.0 P1=fdfm1(*1R1+Y1A1)=1.5(0.41703.54+1.51547.464)=2022N P1=2022N P2=fdfm2(*2R2+Y2A2)=1.31.53913.423P2=7631.1

38、75N=7631.175N 5)校核轴承寿命 故满足轴承的寿命要求 高速轴轴承 高速轴承的确定与低速轴承相同，选取 深沟球轴承（GB/T276-96）型号 6208。6.键联接的选择和验算 1.减速器大齿轮与低速轴的键联接 1）键的材料类型 45 号钢，A 型普通平键 2）确定键的尺寸 b=14mm,h=9mm,L=40mm 3）验算键的挤压强度 键和轴的材料为钢轮毂材料为铸铁，铸铁的许用力比钢的 许用挤压应力低，按铸铁校核键连接的挤压强度。查表的许用挤压应力 mPap53，键的计算长度-.z.l=L-b=40-14=26mm 由下式得 该键安全。所以选 1440GB1096-79 2.小齿轮

39、与减速器低速轴轴伸的联接 1）键的材料类型 45 号钢 A 型普通平键，轧毂为铸铁 2）确定键的尺寸 b=10mm，h=8mm,L=50mm,p=1002/mmN 同上面的方法 因 pp，故安全。所以选 108GB1096-79。3.联轴器与减速器高速轴轴伸的联接 经计算得，该键与小齿轮与减速器低速轴轴伸的联接的键 相同。7.联轴器的选择 根据传动装置的工作条件你选用弹性柱销联轴器（GB5014-85）计算转矩cT为 cT=TKA=1.2554.7=68.375mm 式中 T 联轴器所传递的标称扭矩，T=9.55nP=9.557.549601043-.z.AK工作情况系数，取AK=1.25。根

40、据cT=54.7N m,从表 2.5-1 可查的 HL2 号联轴器就可以 转矩要求（cnnTTmNT,315）。但其轴孔直径（d=2032mm）不能满足电动机及减速器高速轴轴径的要求。因此重选 HL3 号联轴器（min/960min/5000,375.68630rnrnmNTmNTcn）。8.减速器的润滑及密封形式选择 1 减速器的润滑采用油润滑，润滑油选用中负荷工业齿 轮油 GB5903-86。2 油标尺 M16,材料 Q235A。3 密封圈 低速轴选用 35558 GB9877.1-88 高速轴选用 40628 GB9877.1-88 ZDL7B 10、设计任务书 1.1设计题目 1.2工

41、作条件 1.3技术条件 11、传动装置总体设计 2.1电动机选择 2.2分配传动比 -.z.2.3传动装置的运动和动力参数计算 12、传动零件设计计算以及校核 3.1减速器以外的传动零件设计计算 3.2减速器部传动零件设计计算 13、轴的计算 4.1初步确定轴的直径 4.2轴的强度校核 14、滚动轴承的选择及其寿命验算 5.1初选滚动轴承的型号 5.2滚动轴承寿命的胶合计算 15、键连接选择和验算 16、连轴器的选择和验算 17、减速器的润滑以及密封形式选择 18、参考文献 1.1设计题目 设计胶带传输机的传动装置 1.2工作条件 工作年限 工作班制 工作环境 载荷性质 生产批量 10 2 多

42、灰尘 稍有波动 小批-.z.1.3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-7 2000 2.0 300 400 2.传动装置总体设计 2.1电动机的选择 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 选择电动机的功率 （1）卷筒所需有效功率（2）传动总效率 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=0.97（8 级）开式滚子链传动效率 4=0.90 一对滑动轴承的效 5=0.97

43、 传动滚筒的效率 6=0.96（3）所需的电动机的功率-.z.按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷式 结构，电压 380V，Y 系列。查表 2.9-1 可选的 Y 系列三相异步电动机 Y132M2-6 型，额定 kwP5.50，或选Y132S-4型，额定kwP5.50。满足rPP 0 确定电动机转速 传动滚筒转速 现以同步转速为 Y132S-4 型（1500r/min）及 Y132M2-6 型（1000r/min）两种方案比较，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)电动机质量/kg 总传动比 1 Y132S-4 5.5

44、 1500 1440 68 11.78 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 84 7.85 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 Y132M2-6。由表 2.9-2 查得其主要性能数据列于下表 电动机额定功率0P/kW 5.5 电动机满载转速0n/(r/min)960 电动机轴伸直径 D/mm 38-.z.电动机轴伸长度 E/mm 80 电动机中心高 H/mm 132 堵转转矩/额定转矩 2.0 2.2分配传动比 （2）总传动比54.73.1279600wnni 查表 2.2-1 得 齿轮传动比为12i=3.5 则链

45、传动的传动比为15.25.354.71223iii 2.3传动装置的运动和动力参数计算 各轴功率、转速和转矩的计算 0 轴：即电动机的主动轴 1 轴：即减速器的高速轴 2 轴：即减速器的低速轴 3 轴：即传动滚筒轴 各轴运动及动力参数列表示 轴序号 功率 P(kw)转速n(r/min)转矩 T(N.m)传动形式 传动比 i 效率 0 5.07 960 50.44 联轴器 1 0.99 1 5.02 960 49.94 齿轮传动 3.5 0.96-.z.2 4.87 274.29 171.55 链传动 2.15 0.89 3 4.34 127.58 340.18 3.传动零件的设计计算 3.1减

46、速器以外的传动零件设计计算 设计链传动 1）确定链轮齿数 由传动比取 小链轮齿数 1Z=25 大链轮齿数 75.532515.212iZZ 所以取 2Z=54 实际传动比 16.2255412ZZi 2）确定链条节距 由式 pzAKKPKP 0 查表得，工况系数AK1.4 小链轮齿数系数 34.1)19(08.11ZKz 取双排链，取pK=1.7 99.27.134.187.44.10PkW 因为29.2741nr/min88-.z.查表得选链号 No10A，节距 p=15.875 3)计算链长 初选 0a=40p=4015.875=635mm 链长 03.120)22554(63505.19

47、22554402)2(2222120120zzapzzpaLp节 取 pL=122 节 所以实际中心距 a642.68mm 4)验算链速 V15 m/s 适合 5）选择润滑方式 按 v=1.81m/s,链号 10A，查图选用滴油润滑。6）作用在轴上的力 有效圆周力 NvPFe61.269081.187.410001000 作用在轴上的力NFFeQ72.322861.26902.12.1 7）链轮尺寸及结构 分度圆直径 3.2 减速器以的传动零件设计计算 设计齿轮传动 2）材料的选择：-.z.小齿轮选用 40Cr 钢，调质处理，齿面硬度 250280HBS，大齿轮选用 ZG310-570，正火处

48、理，齿面硬度 162185HBS。计算应力循环次数 查图 11-14，ZN1=1.0 ZN2=1.05（允许一定点蚀）由式 11-15，Z*1=Z*2=1.0，取 SHmin=1.0 由图 11-13b，得 MPaH6901lim,MPaH4402lim 计算许用接触应力 因 12HH，故取 MPaHH4622 2）按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩mmNnpT499381055.91161 初定螺旋角=12 由图 11-20，得 Z=0.99。初取0.12ttZK，取4.0a，由表 11-5 得MPaZE8.189 由图 11-7 得，45.2HZ，减速传动，5.3iu;a=0.4 由式（5

49、-39）计算中心距 a 由 4.2-10,取中心距 a=130mm。估算模数 m=(0.0070.02)a=0.912.6mm,取标准模数 m=2mm。小齿轮齿数：25.2815.32978.013021cos21umazn-.z.大齿轮齿数：z2=uz1=89.9825.285.3 取 z1=28，z2=99 实际传动比535.3289912实zzi 传动比误差%5%1%1005.3535.35.3%100理实理iiii，在允许围。修正螺旋角=acccos859112130299)(28 2arccos2)(m12n azz 与初选=12相近，ZH,Z可不修正 齿轮分度圆直径 圆周速度smn

50、dv/878.2106960260.5710604311 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=1.25 由图 11-2（a），按 8 级精度和smvz/806.0100/28878.2100/1，得 Kv=1.08。齿宽mmaba521304.0。由图 11-3(a)，按 b/d1=52/57.260=0.908,取 K=1.08。由表 11-4，得 K=1.2-.z.载荷系数669.12.108.103.125.1KKKKKvA 由图 11-4，得0.303329.12cos/28cos3311zzv 得 86