设计胶带输送机的传动装置ZDD-A5毕业设计论文.doc

机械设计基础课程设计说明书ZDD-A5

题目： 设计胶带输送机的传动装置ZDD-A5。

班 级：
姓 名：
学 号：
指导教师
成 绩：

2015年 7月
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
8
2
清洁
平稳
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-5
1100
2.2
320
500
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2-11-1，确定各部分的效率:
V带传动效率 η1 =0.95
一对滚动球轴承效率 η2 =0.99
闭式齿轮的传动效率 η3 =0.97
弹性联轴器效率 η4 =0.99
滑动轴承传动效率 η5 =0.97
传动滚筒效率 η6=0.96
则总的传动总效率
η = η1×η2×η2 ×η3×η4×η5×η6
= 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Y100L2-4型（1500r/min）及Y132S-6型
（1000r/min）两种方案比较，传动比，
；由表2-19-1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
1
Y100L2-4
3.0
1500
1430
10.89
2
Y132S-6
3.0
1000
960
7.31
比较两种方案，为使传动装置结构紧凑，决定选用方案2
即选电动机Y132S—6型 ，同步转速1000r/min 。
同时，由表2-19-2查得其主要性能数据列于下表：
电动机额定功率/kW
3.0
电动机满载转速/(r/min)
960
电动机轴伸直径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
三、传动装置的运动及动力参数计算
（1）分配传动比
总传动比;由表2-11-1得，V带传动的
传动比i01= 2.5，则齿轮传动的传动比为：
i12=i/i01=7.31/2.5=2.92 ，
此分配的传动比只是初步的，实际传动比的准确值
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。
（2） 各轴功率、转速和转矩的计算
0轴：（电动机轴）
P0=pr=2.91kw，n0=960r/min T0=9550×p0/ n0=9550×2.91/960=28.95N•m
1轴：（减速器高速轴）
P1=p0×η01= p0×η1=2.91×0.95=2.76kw
n1=n0/i01=960/2.5=384r/min
T1=9550×P1/n1=9550×2.76/384=68.64 N•m
2轴：（减速器低速轴）
η12=0.99×0.97=0.96
P2= P1×η12=2.76×0.96=2.65kw
n2=n1/i12=384/2.92=131.51r/min
T2=9550×P2/n2=9550×2.65/131.51=192.44N•m
3.轴：（即传动滚筒轴）
η23=0.99×0.99=0.98
n3=n2/i23=131.51/1=131.51r/min
P3= P2×η23=2.65×0.98=2.60kw
T3=9550×P3/n3=9550×2.60/131.51=188.81N•m
（3）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η
0
2.91
960
28.95
带传动
2.5
0.95
1
2.76
384
68.64
齿轮传动
2.92
0.97
2
2.65
131.51
192.44
弹性联轴器
1
0.99
3
2.60
131.51
188.81
四、传动零件的设计计算
电动机型号为Y132S-6，额定功率=3.0kw，转速为
n1=960r/min，减速器高速轴转速n2=384r/min，班制是2年，
载荷平稳。
（1）减速器以外的传动零件的设计计算
1.选择V带的型号
由书中表10-3查得工况系数KA=1.2;
Pc=KAP0 =1.2×3.0=3.6kw
查课本图10-8，可得选用A型号带，
dd1min =75mm;由表10-4，取推荐值直径,即dd1=100mm;
2.验算带速
v=πdd1n1 /(60×1000)
=3.14×100×960/（60×1000）
=5.024m/s;
满足5m/s ≤v≤25m/s;

3.确定大带轮的标准直径
i=n1/n2, ε=0.01
dd2=idd1(1-ε)=(960/384)×100×(1-0.01)=247.5mm;
查表10-5，取其标准值dd2=250mm；
验算带的实际传动比：i实=dd2/dd1=250/100 =2.5；
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，会低带传动的
工作能力；初定中心距a0, a0=(0.7-2.0)( dd1 +dd2)=245~700 mm
取a0=350mm，相应 a0的带基准长度Ld0:
Ld0=2×a0+3.14/2 ×( dd1 +dd2)+(dd2 –dd1)2/（4× a0）
=1265.57 mm;
查表10-2可得，取Ld=1250mm;
由Ld求实际的中心距a,
a = a0+(Ld –Ld0)/2 =342.5mm（取343mm）
5.验算小轮包角α1
由式α1=1800-(dd2 –dd1)/a×57.30;
α1 =1800 -(250-100)/343×57.30 =154.940>1200
符合要求；
6.计算带的根数
z= Pc /[( P0 +ΔP0 )×Kα×KL ]
由图10-7查得， P0 =1.0kw, ΔP0 =0.13kw（？？？？)
查表10-6可得，Kα=0.93，查表10-2，KL = 0.93，
代入得，z =3.6/[(0.13+1.0)×0.93×0.93 ] =3.68;
取z =4根。
7.计算作用在轴上的载荷FR和初拉力F0
F0为单根带的初拉力，
F0= 500Pc(2.5/Kα-1)/vz +qv2
=500×3.6×(2.5/0.93-1)/5.024×4+0.1×5.0242
=153.73N（查表可得，q =0.10kg/m）
FR =2 F0zsin(α1/2) = 2×153.73×4×sin(154.940/2)
=1200.55N

（2） 减速器箱内的圆柱齿轮传动的设计计算
（1）选择材料
由表11-1，大小齿轮材料选择如下:
小齿轮
40Cr钢
调质处理
齿面硬度250-280HBS
大齿轮
ZG310-570
正火处理
齿面硬度162-185HBS

（2）计算应力循环次数N

查图11-14得ZN1=1.03 ，ZN2=1.08（允许有一定点蚀）。
由图11-15得ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，
由图11-13（b）,得σHlim1=690Mpa，σHlim2=440 Mpa。
（3）计算许用接触应力

因，故取
（4）按齿面接触强度确定中心距
小轮转矩 T1=9550×P1/n1=9550×2.76/384=68640N·mm
初取，取，
由表11-5得；
由图11-7可得，=2.5，减速传动，;
由式（11-17）计算中心距a

取中心距a=140mm。
估算模数mn=(0.007~0.02)a=0.875—2.5mm,
取标准模数mn=2mm。
小齿轮齿数：
大齿轮齿数：z2=uz1=
取z1=36，z2=104
实际传动比
传动比误差
，
齿轮分度圆直径

圆周速度
由表11-6,取齿轮精度为8级。
(5) 验算齿面接触疲劳强度
按电机驱动,载荷平稳，由表11-3，取KA=1.0。
由图11-2（a），按8级精度和，
查得Kv=1.05。
齿宽。
由图11-3(a)，按b/d1=56/72=0.78,考虑轴的刚度较大和
齿轮相对轴承为非对称布置，得Kβ=1.06。
由表11-4，得Kα=1.1。
载荷系数
由图11-4得

查图11-6，得
由式11-16，计算齿面接触应力

故安全。
（6）验算齿根弯曲疲劳强度
按Z1=36，Z2=104，
由图11-10得Y=2.48，Y=2.18。
由图11-11得Y=1.66，Y=1.82。
由图11-12，得Yε=0.68。
由图11-16(b)，得，
。
由图11-17，得FN1=1.0，FN2=1.0。.
由图11-18，得Y=Y=1.0。
取Y=2.0，S=1.4。
由式（11-25）计算许用弯曲应力

，
由式（11-21）计算齿根弯曲应力

（7）齿轮主要几何参数
z1=36, z2=104, u=2.92, mn=2 mm, β0=0,

mm
mm
ha1 = ha2 =2mm,
a=（d1+d2）/2=140mm
b2=b=Φaa=0.4×140=56mm, b1=b2+(5~10)=64mm。
五、轴的设计计算根据要求， 选择轴的材料为45钢，调质处理。
（一）高速轴的设计
1．确定减速器高速轴外伸段轴径
,受键槽影响，
加大5%，dmin=23.16×1.05=24.32mm,取d＝25mm 。
2． 确定减速器高速轴各段轴径
轴头ｄ1＝d=25mm，
轴肩d2= d1+(3~4)C1=25+(3~4)×1.6=（29.8~31.4）mm，
查表2-11-3，C1=1.6，取d2=30mm，
轴颈d3=35mm（d3为与6207深沟球轴承配合的轴颈），
轴头d4= d3+(1~3)=（36~38）mm，取d4=38mm，
轴环d5=d4+(3~4)C1=38+(3~4)×2=44~46mm,
取d5=45mm，
轴颈d6=d3=35mm。
3．选择高速轴的轴承
根据高速轴d3=35mm，查表2-13-1，选择轴承的型号为：
（GB/T276-1994）-6207，D=72mm，B=17mm。
4．选择高速轴的轴承盖
查表2-16-4，轴承外径D=72mm，螺钉直径d3=8mm，d2= d3+1=9mm，
D0=D+2.5 d3=92mm，D2= D0+2.5 d3=112mm，
e=1.2 d3=9.6mm(取e=10mm)，e1>=e，
D1= D-（3~4）mm=（68~69）mm，取D1=68mm，
D4= D-（10~15）mm=（57~62）mm，取D4=60mm，
b=5~10mm，取b=6mm，
h=(0.8~1)b=4.86~6mm，取h=5mm。
（二）低速轴的设计计算，联轴器的选择
1．初步选定减速器低速轴外伸段直径
d=(0.8—1.0)d电机=(0.8—1.0) ×38=30.4—38（mm）
2．选择联轴器
拟选用弹性联轴器（GB/T 5014-2003）
名义转矩T=9550×=9550×2.65/131.51=192.44N•m
　 计算转矩为　TC=KAT=1.5×192.44=288.66N·m
从表2-14-1可查得，LX3号联轴器满足要求
公称转矩Tn =1250N.m，许用转速[n]=4750r/min,轴孔直径d=30~48mm,能满足
减速器轴径的要求。
3．最终确定减速器低速轴外伸段直径
,按一个键槽考虑，最小直径加大5%，得
dmin=32.63×1.05=34.26，取ｄ1＝35mm。
根据减速器低速轴外伸端直径d1=35mm,故联轴器主动端轴孔直径选择d=35mm,Y型轴孔长度L联轴器= 82mm,A型键槽，并取低速轴外伸端长度为80mm,因减速器低速轴外伸端直径d1=35mm,查表2-12-13选定A型键槽b=10mm,h=8mm,因低速外伸长度为80mm，所以取键长L=70mm。
4． 确定减速器低速轴各段轴径与长度
轴头ｄ1＝35mm，轴肩d2= d1+(3—4)C1=41—43mm，
查表2-11-3，C1=2.0，取整d2=42mm，
轴颈d3=45mm（d3为与6209深沟球轴承配合的轴颈），
轴头d4= d3+(1~3)=46~48mm，取d4=47.5mm，
轴环直径d5=d4+(3—4)C1=47.5+（3~4）×2=53.5~55.5mm,取d5=56mm， 轴颈d6=d3=45mm。
各段长度：按照表2-5-4的形式进行说明
d1 轴头L1=L联轴器-∆l=82-2=80mm,∆l=2。
从齿轮定位轴环d4端面为设计基准到各轴梯的长度
到d1轴外伸端，L2=b2+∆5+（K+δ）+t+e+s2+L1=56+12+50+2+10+(15~20)+80=225~230mm,取L2=225(则s2=15mm)
到d3轴颈，L3=b2+∆5+s1+B=56+12+(10~15)+19=97~102mm取L3=97mm(则s1=10mm)
到d4轴头，L4=b2-∆l=56-3=53mm
轴环宽度，L5=0.7（d5-d4）=5.95,取L5=6mm
轴的总长度=L2+∆5+s1+B=225+12+10+19=266mm
5．选择低速轴的轴承
根据低速轴d3=45mm，查表2-13-1，选择轴承的型号为：
（GB/T276-1994）-6209,主要参数D=85mm，B=19mm。
6．选择低速轴的轴承盖
轴承外径D=85mm，螺钉直径d3=8mm，d2= d3+1=9mm，
D0=D+2.5 d3=105mm，D2= D0+2.5 d3=125mm，
e=1.2 d3=9.6mm(取e=10mm)，e1>=e，
D1= D-（3—4）=（81—82）mm，取D1=82mm，
D4= D-（10—15）=（70—75）mm，取D4=72mm，
b=5—10mm，取b=6mm，
h=(0.8—1)b=4.8—6mm，取h=5mm。
六、轴的强度校核
1.低速轴校核
（1）求作用于齿轮上的作用力，绘出轴的空间受力图
作用在齿轮上的作用力

转矩T T=9.55×106×
=9.55×106×2.65/131.51=1.924×105N•mm
圆周力 Ft=2T/d2= 2×1.924× 105/208=1850N.
　　 径向力 　 Fr=Fttanα=1850×tan20⁰=673.34N
轴向力 Fa=Fttanβ=1850×0=0N
（2）求支座反力(图1（a）)
1．垂直面支反力
∑MB=0
-RAy(LAC+LBC)+FtLBC=0
(式中LAC=B/2+s2+∆5+B2/2=19/2+15+12+56/2=64.5mm,
LBC=B2/2+∆5+s1+B/2=56/2+12+10+19/2=59.5mm.)
RAy= = 887.7N
∑Y=0
RBy=Ft-RAy=962.30N

2．水平面支反力
得，
-RAz(LAC+LBC)-Fad/2+FrLBC=0
RAz=(FrLBC-Fad/2)/(LAC+LBC)=323.09N

RBz=Fr-RAZ=350.25N
（3）作弯矩图
1．垂直面内弯矩图MY(图1（b）)
C点，MCy=RAYLAC=960.30×64.5=5.73×104N·mm

2．水平面内弯矩图MZ (图1（c）)
C点左边 MCZ=RAZLAC=2.08×104N·mm

C点右边 M΄CZ=RBZLBC=2.08×104N·mm
3．作合成弯矩图(图1（d）)
C点左边 MC==6.10×104N·mm
C点右边 M΄C== 6.10×104N·mm
（4）作转矩T图(图1（e）)
T=1.924×105N•mm
（5）作当量弯矩图(图1（f）)
该轴单向工作，转矩按脉动循环应力考虑，取α=0.6 。
C点左边 =13.05×104N·mm

C点右边
D点

轴的结构及计算

（6）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13-1得查表13-2得。
C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。
D点轴径
因为有一个键槽。该值
小于原设计该点处轴径35mm，故安全。
七、滚动轴承的选择及其寿命验算
1、低速轴轴承的选择
选择低速轴的一对6209深沟球轴承校核：
（1）、确定轴承的承载能力
查表2-13-1，轴承6209 的基本额定静载荷=17.5kN，
基本额定动载荷Cr=24.5kN.
（2）、计算径向支反力

=954.30N
（3）、计算当量动载荷
由于轴承承受纯径向载荷，所以
P1 =R1=1015.09N
P2= R2=954.30N;
2、 低速轴承寿命计算
该轴承为深沟球轴承，ε=3,C=Cr=24500N.

故深沟球轴承6209适用。
八、 键联接的选择和验算
（一）高速轴上键的选择
查表9-6，选择普通平键8×7，型号GB1096-79，
键长L=（18~90）mm，取 L=32mm。
（二）低速轴上键的选择与验算
1．齿轮处
查表9-6，选择普通平键14×9(A型)，GB/T 1096-2003，
其参数为：
R=b/2=7mm， L=（36~160）mm；根据齿宽mm，L4=53mm,
取L=45mm；=L-2×R=45-2×7=31mm,。
键材料为45钢，齿轮材料为ZG310-570，载荷平稳，固定联接，齿轮处轴径
d=47.5mm。
由表9-7，查得[σp]=125~150MPa

因，故安全。
2．外伸处
查表9-6，选择普通平键10×8，型号 GB1096-79型，
其参数为
R=b/2=5mm，L=（22~110）mm；
根据外伸轴长80mm，取L=70mm；
=L-2×R=70-2×5=60mm。
键和轴材料为45钢，载荷平稳，静联接，外伸处轴径
d=35mm。
由表9-7，查得[σp]=125~150MPa

因，故安全。
九、减速器的润滑及密封形式选择
1．润滑方式选择
由于齿轮节圆速度
v节圆=
=π×2×104×131.3/60000
=1.43m/s<2m/s，所以轴承采用脂润滑形式。
查表2-15-4，减速器选用钠基润滑脂,型号GB492-1989。
2．密封圈选择
查表2-15-8，密封圈采用毡圈密封，
型号为45FZ/T92010-1991
3．通气器选择
由于工作环境清洁，选用通气螺塞。
十、指导参考书
1、陈良玉 王玉良 马星国 李力 著 <<机械设计基础>>
东北大学出版社 2000
2、孙德志 张伟华 邓子龙 著 <<机械设计基础课程设计>>（第二版）
科学出版社 2010
数据补充：
俯视图：
高速轴承盖直径
D2高=D0+2.5d3=D+2.5d3+2.5d3
=D+5d3=72+5×8=112mm
(因高速轴轴承外圈直径为72mm,
查表2-16-4，d3=8mm)
高速轴承盖直径
D΄2=D0΄+2.5d΄3=D΄+2.5d΄3+2.5d΄3
=D΄+5d΄3=85+5×8=125mm
(因低速轴轴承外圈直径为85mm,
查表2-16-4，d΄3=8mm)
螺钉直径轴承盖d3=8mm,
由表1-5-3知轴承厚度e=d3=1.2x8=9.6mm,取e=10mm,内壁到大齿轮端面距离∆5=∆2+(B1-B2)/2=8+(64-56)/2=12mm.
(∆2≥δ，δ=0.025a+3=0.025x140+3=6.5mm,取δ=8mm,∆2=8mm）
轴承盖座孔
L=c1+c2+(5~8)+δ=20+16+(5~8)+8=50mm
(该处5~8mm取6mm,参考表1-5-3）
整箱宽度=2（L+∆2）+B1=2X(50+8)+64=180mm,
加之轴承盖及垫片的厚度，
整箱总宽=2（L+∆2）+B1+2（e+t）=204mm
(式中e=10mm,t=2mm)
挡油盘：a=9mm,b=2mm
主视图：
由表1-5-1地脚螺栓直径M16，
孔直径M20，沉头座D0=45mm。
上箱壁厚b=1.5δ=12mm,
下箱壁厚b1=1.5δ1=12mm,
减速器中心高H=(1~1.12)a*=(1~1.12)x140=140~156.8mm,取为154mm,检查孔螺栓直径d4=(0.3~0.4)dФ=(0.3~0.4)x16=4.8~6.4mm,取d4=6mm,个数为6个。
通气器选用M18X1.5,详见表2-16-3，h=40mm,则箱体总高=H++∆+h=154++4+40=298mm
(据表2-16-3，知d1=M33X1.5,d2=8mm,d3=3mm,d4=16mm,
D=40mm,h=40mm,a=12mm,b=7mm,c=16mm,
h1=18mm,R=40mm,D1=25.4mm,S=22mm,
K=6mm,e=2mm,f=2mm.)
上下箱连接螺栓直径d2=（0.5~0.6）dФ=（0.5~0.6）x16=8~9.6mm, 取d2=10mm,即M10，则上下箱连接螺栓通孔直径d΄2=11mm,上下箱连接螺栓沉头座直径D0=24mm(见表1-5-1)
吊钩:
B=c3+c4=18+14=32mm,b=(1.8~2.5)δ=(1.8~2.5)x8=14.4~20mm,取b=18mm,H=0.8B=0.8X32=25.6mm,取H=28mm，h=0.5H=0.5X28=14mm,r=0.25x28=7mm
游标尺：据表2-16-9，游标尺选用M12(12),d1=4mm,d2=12mm,d3=6mm,
h=28mm,a=10mm,b=6mm,c=4mm,
D=20mm,D1=16mm.
油杯：据表2-15-5，选用M6x1,H=13mm,h=8mm,h1=6mm,S=8mm,钢球直径D=3mm.
螺栓、螺钉、圆锥销：
上下箱连接螺栓直径M10，4个；(表1-5-1）
地脚螺栓直径M16，4个；(表1-5-1）
轴承旁连接螺栓直径M12，6个；(表1-5-1）
检查孔盖螺栓直径M6，6个；（表2-16-1）
轴承端盖螺钉直径M8，12个;（表2-16-4）
启箱螺钉直径M8x30，1个；（表2-16-11）
放油螺塞M14x1.5，1个；（表2-16-6）
圆锥销GB/T117 10x35，2个。（表2-12-15）
高速轴各轴段长度的计算：
因高速轴轴伸段直径为d1=25mm,
故带轮的厚度L=(1.5~2)ds=(1.5~2)d1=37.5~50mm,取L=40mm,取外伸段长为L1=45mm.
轴环宽度，L5=0.7（d5-d4）=0.7x(45-38)=4.9,取L5=5mm.
从齿轮定位轴环d5端面为设计基准到各轴梯的长度
到d1轴外伸端，L2=b1+L5+∆5+（K+δ）+t+e+s2+L1=64+5+12+50+2+10+(15~20)+45=203~208mm,取L2=203mm(则s2=15mm)
到d3轴颈，L3=b1+L5+∆5+s1+B=64+5+12+(10~15)+17=108~113mm取L3=108mm(则s1=10mm)
到d4轴头，L4=b2-∆l=64-3=61mm
轴的总长度=
L2+∆5+s1+B=203+12+10+17=242mm

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