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、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-511002.23200500二、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Fv/1000=2.42根据表4.2-9确定各部分的效率:=0.95V带传动效率23一对滚动球轴承效率刀2=0.99闭式齿轮的传动效率刀3=0.97弹性联轴器效率14=0.99滑动轴承传动效率Y5=0.97传动滚筒效率刀6=0.96则总的传动总效率=41乂刀2刀2Xt3Xt4Xt5Xt6=0.95X0.99X0.99X0.97X0.99:K0.97X0.96=0.83263).电机的转速131.3需的电动机的功率2.912.91kwPw2.42Pr0.8326及 Y132M2-6现以同步转速为Y100L2-4型(1500r/min)( 1000r/min )两种方案比较，传动比i1nOnw1440131.310.96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i2蓝瓷7.31;由表2.9-1查得电动机数据,1Y100L2-43.01500143010.962Y132S-63.010009607.31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Y132S-6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DXE=38mm80mm三、传动装置的运动及动力参数计算总传动比i典7.31;由表2.2-1得，V带传nw动的i12=2.5,则齿轮传动的传动比为：i23=i/i12=7.31/2.5=2.92此分配的传动比只是初步的，实际的要在传动零件的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0轴：（电动机轴）p1=pr=2.88kwn1=960r/minTi=9.55*p1/n1=9.55*2.88*1000/960=28.65Nm1轴：（减速器高速轴）2=p1*刀12=2.88*0.95=2.736kwN2=ni/ii2=960/2.5=384r/minT2=9.55*p2/n2=9.55*2.736*1000/384=68.04Nm3 轴：(减速器低速轴)P3=p2*刀23=2.736*0.99*0.97=2.627kwN3=n2/i23=384/4.02=95.5r/minT3=9.55*2.6278*1000/95.5=262.7Nm4 .轴：(即传动滚筒轴)N4=n/i34=95.5/1=95.5r/minP4=p3*刀34=2.627*0.99*0.99=2.57kwT4=9.55*2.57*1000/95.5=257.47Nm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)传动形寸传动比效率T12.8896028.65弹性联4，器1.00.9922.73638468.04齿轮传后J4.020.9732.62795.5262.7带传动2.50.9542.5795.5257.47四、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.R=1.2*2.88=3.456kw查表10-3和课本图10-7,可得选用A型号带，ddlmin二75mm由表10-5,取标准直径即ddi=100mm2 .验算带速V=3.14*dd1*n1/60*1000=5.024;满足5m/s=V1200符合要求；6 .计算带的根数；Z=Pc/(P0+AP0)*Ka*Kl查表可得，P0=1.0kw,AP0=0.13kw查表10.6可得，Ka=0.926,查表10.7,Kl=0.93代入得，z=3.456/(0.13+1.0)*0.926*0.93=3.55;取4根；7 .计算作用在轴上的载荷Qr和初拉力F0Qr=2F0*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=250/100=2.5.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N160n2jLh 60 384_ _ 9（10 300 8 2） 1,11 101.11 109 2.754.02108查图5-17,Zn=1.0 Zn2=1.08 （允许一定点蚀）由式5-29 ,Zxi=ZX2=1.0取 SHmin=1.0Z W=1.0Z LVR=1.0由图5-16b,得由5-28式计算许用接触应力H1-HZN1ZX171Q7N/mmfSHminH2-Zn2Zx24752N/mm2SHmin因H2H1,故取hH2475.2N/mm22）按齿面接触强度确定中心距小轮转矩不=68044Nmm初取KtZ21.1,由表5-5得Ze188.9.vN/mm2减速传动，ui4.02；取a0.4由图11-7可得，Zh=2.5;由式（5-39）计算中心距a(u1)3KT1ZHZEZ,2aU(4.02 1)1483mm31.11680442.5188.920.44.024488由4.2-10,取中心距a=149mma=150mm估算模数m=(0.0070.02)a=1.042.96mm,n=2mm取标准模数m=2mmm小齿轮齿数：乙一2a214929.68mnu124.021大齿轮齿数：z2=UZ1=29.68x4.02119.311=30,取Z1=30,Z2=120zZ2=120实际传动比屋t-1204.0传动比误差I理 i实i ； 100%I理|4.02 4.04.02100%0.49% 5% ,齿轮分度圆直径d1mnz160mmd2mnZ2240mm圆周速度v*460-3841.21m/s601036104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K=1.25由图5-4b,按8级精度和vz1/1001.2130/1000.363m/s,得K=1.04o齿宽baa0.414959.6mm。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=1.08o由表5-4,得K=1.1载荷系数KKaKvKK1.251.041.081.11.54齿顶圆直径*da1d12hamn64mm*da2d22hamn244mma10.027300.810a20.0071200.840aa1a21.650查表11-6可得，Z0.89由式5-39,计算齿面接触应力h ZhZeZ2KTi u 1- 22bd1u2 1.54 68044 4.02 159,6 6024.022.50 1889 0.89一-一，24642N/mm .24752N/mm故安全(4) 验算齿根弯曲疲劳强度按乙=30,乙=120,由图5-18b,得Fimi290N/mm2,fm152N/mm2由图5-19,得Yni=1.0,Yn2=1.0由式5-32,m=2mmT=998.87Nm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=9550Xp=262.7Nmn计算转矩为Tc=KT=1.5X262.7=394.05Nm从表2.5-1可查得，HL3满足TnTcn=5000r/minn=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Ft32189.17Nd4径向力FrFttg218917tg20796.8N轴向力FnFt/cosa2329.67Na.垂直面支反力Mb0RAy(L1L2)FtL20Ft L2L1L21094.585NY 0RByFtRAy1094.585Nb.水平面支反力Mb 0 得，dRaz(LiL2) Fa FrL202FrL2LiFad-2 L21719.48NZ0,RBzFrRAz2516.28NC点，垂直面内弯矩图MeyRAyL72.2NmC点右MczRbzL2116.07NmC点左，MczRazLi113.49Nma.合成弯矩图C点右，Mc、MCyCZ136.69NmC点左，McVMCyMCz134.51Nm(3)作转矩T图T3262.7Nm(4)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用虑,取=0.6C点左边MvcMC(Tc)2207.2NmC点右边M；cMC2一(Tc)2208.6NmD点MvdmDTo2T157.6Nm(5)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B650N/mm2查表8-3得bi60N/mm2。C点轴径dC3,0.1McaC32.56mm该值小于原因为有一个键梢dC32.56(10.05)34.29mm。设计该点处轴径57mm故安全。D点轴径dD3McaD29.73mm0.1bi因为有一个键梢de29.73(10.05)31.2mm。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I,n,m剖面的疲劳强度I剖面因键梢引起的应力集中系数由附表1-1,查得k1.825,k1.625II剖面因配合引起的应力集中系数由附表1-1,查得k1.97,k1.51所以k1.825,k1.625。因1-1、2-2剖面主要受转矩作用，k起主要作用，故校核1-1剖面。1-1剖面产生的maxT626.7 103Wt0.50 453213.75N/mm2max26.88N/mm245钢的机械性能查表8-1,得1268N/mm2,1155N/mm2绝对尺寸影响系数由附表1-4,得0.81,0.76表面质量系数由附表1-5,得0.92,0.92查表1-5,得0.34,0.211-1剖面安全系数8.691.6250.92 0.766.88 0.21 6.88155取S1.51.8,SS,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k1.97,k1.51IV剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表1-2:k2.099,k1.845。IV剖面因键梢引起的应力集中系数由附表1-1,查得k1.825,k1.625。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Mc cLiLiB2.36 105 N mm2T626.7103NmIII剖面产生正应力及其应力幅、平均应力为一一一 一 5M 2.36 10max W 0.1 753 . .25.59N / mmIII剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为maxT262.71030.275323.12N/mm2max2am1.56N/mm21-5,由附表1-4,查得0.810.76,表面质量系数由附表得0.92,0.920.34 ,0.21,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,1268k_2.0995.59 0a m 0.92 0.7515.761155k1.845k1.56 0.21 1.56a m 0.92 0.7333.58S S一15.52S2 S2S 1.51.8,所以山剖面安全。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6208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6208的C0=22800Nc=15800N.2）、计算径向支反力Ri、.R2hRV1458.4NR2,R|HR2V2744.04N3）、求轴承轴向载荷A1=0A2=2329.67N4）、计算当量动载荷A/Co=2329.67/25000=0.093插值定e2=0.29由A/R2=0.8490.29查表910X2=0.56,Y2=1.50查表911,取fd=1.2,fm=1.0,ft=1.0P=1.2X2038.33=2445.996NP2=fd（X2R+Y2A2）=6037.4N;为RR,按P2计算，106C3106335003L10h二60nP6095.56037.4129814.67h480000h2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8X7,GB1096-79（三）.低速轴上键的选择与验算（1）齿轮处选择普通平键16X10GB1096-79型，其参数为R=b/2=8mmL:45180;取50;l=L-2XR=34,d=57mm齿轮材料为45钢，载荷平稳，静联接,由表2-1,查得p140N/mm234T4262.7102p54.22N/mmpdhl571034因pp,故安全。(2)外伸处:选择键14X9,GB1096-79，其参数为R=b/2=7mmL取102;l=L-2XR=102-2X7=88mrjid=45mm齿轮材料为45钢，载荷稍有波动，静联接,由表2-1,查得p140N/mm2p34T4262.7102p29.48N/mmpdhl45988九、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GB492-892油标尺M16,材料Q235A3密封圈:密封圈采用毡圈密封，型号45JB/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冶金工业出版社1997孙德志王春华等著东北大学出版社2000H2amax5.59N/mm
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