機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書PAGEPAGE15機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書材料與冶金學(xué)院2007年7月12日一、設(shè)計(jì)任務(wù)書1）設(shè)計(jì)題目：設(shè)計(jì)膠帶輸送機(jī)的傳動(dòng)裝置2）工作條件：工作年限工作班制工作環(huán)境載荷性質(zhì)生產(chǎn)批量102多灰塵稍有波動(dòng)小批3）技術(shù)數(shù)據(jù)題號(hào)滾筒圓周力F(N)帶速v(m/s)滾筒直徑D(mm)滾筒長(zhǎng)度L(mm)ZDD-712002.0400500二、電動(dòng)機(jī)的選擇計(jì)算1）、選擇電動(dòng)機(jī)系列根據(jù)工作要求及工作條件應(yīng)選用三相異步電動(dòng)機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380伏，Y系列電動(dòng)機(jī)2）、滾筒轉(zhuǎn)動(dòng)所需要的有效功率根據(jù)表4.2-9確定各部分的效率:V帶傳動(dòng)效率η1=0.95一對(duì)滾動(dòng)軸承效率η2=0.99閉式齒輪的傳動(dòng)效率η3=0.97彈性聯(lián)軸器效率η=4\*Arabic4=0.99滑動(dòng)軸承傳動(dòng)效率η5＝0.97傳動(dòng)滾筒效率η6=0.96則總的傳動(dòng)總效率η=η1×η2η2×η3×η4×η5×η6=0.95×0.99×0.99×0.97×0.99×0.97×0.96 =0.8326 3).電機(jī)的轉(zhuǎn)速所需的電動(dòng)機(jī)的功率因，故取2）按齒面接觸強(qiáng)度確定中心距小輪轉(zhuǎn)矩T1=68044N·mm初取，由表5-5得減速傳動(dòng)，;取由圖11-7可得，=2.5；由式（5-39）計(jì)算中心距a由4.2-10,取中心距a=149mm。a=估算模數(shù)mn=(0.007~0.02)a=1.04—2.96mm取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn=2mm。mn=2mm小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)：z2=uz1=取z1=30，z2=120z1=30，z2=120實(shí)際傳動(dòng)比傳動(dòng)比誤差，齒輪分度圓直徑圓周速度由表5-6,取齒輪精度為8級(jí).(3)驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度按電機(jī)驅(qū)動(dòng),載荷稍有波動(dòng),由表5-3,取KA=1.25由圖5-4b，按8級(jí)精度和，得Kv=1.04。齒寬。由圖5-7a，按b/d1=0.99,考慮軸的剛度較大和齒輪相對(duì)軸承為非對(duì)稱布置，得Kβ=1.08。由表5-4，得Kα=1.1載荷系數(shù)齒頂圓直徑查表11-6可得，由式5-39,計(jì)算齒面接觸應(yīng)力故安全。（4）驗(yàn)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度按Z1=30，Z2=120,由圖5-18b，得，由圖5-19，得Y=1.0，Y=1.0由式5-32，m=2mm<5mm,故Y=Y=1.0。取Y=2.0，S=1.4由式5-31計(jì)算許用彎曲應(yīng)力，由圖5-14得Y=2.65，Y=2.18由圖5-15得Y=1.63，Y=1.82。由式（5-47）計(jì)算Yβ，（5）齒輪主要幾何參數(shù)z1=30,z2=120,u=4.0,mn=2mm,β0=d1=60mm,d2=ha1=ha2=2mm,da1=64mm,da2=2df1=55mm,df2=235mm齒寬b2=b1=59.6mm,b1=b2+(5~10)=68(6)低速軸上齒輪的主要參數(shù)D0=da2-14=230mmD3=1.6D4=91.2mmC=(0.2-0.3)B=(12-18)mm,取16；r=0.5C;n2=0.5m=1.0;D4=57mm;五、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算（一）高速軸的設(shè)計(jì)，聯(lián)軸器的選擇初步估定減速器高速軸外伸段軸徑由表８-２，,受鍵槽影響加大%5?。洌?8mm（二）低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1.,受鍵槽影響加，軸徑加大５％,,?。洌?5ｍｍ。因?yàn)槭切∨a(chǎn)，故軸外伸段采用圓柱形。初取聯(lián)軸器HL4,公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1.5665.38=998.87N·mTc=KT=1250N·m>TC=998.87N·m 滿足要求取軸伸長(zhǎng)d=1122．選擇聯(lián)軸器擬選用彈性聯(lián)軸器（GB5014-85）名義轉(zhuǎn)矩T=9550×=262.7Nm計(jì)算轉(zhuǎn)矩為TC=KT=1.5×262.7=394.05N·m從表2.5-1可查得，HL3滿足TN>Tc[n]=5000r/min>n=95.5r/min;由表查得，L=112mm;六、軸的強(qiáng)度校核1.低速軸校核：作用在齒輪上的圓周力徑向力ａ.垂直面支反力ａ.垂直面支反力b.水平面支反力得，，C點(diǎn)，垂直面內(nèi)彎矩圖C點(diǎn)右C點(diǎn)左,合成彎矩圖C點(diǎn)右,C點(diǎn)左,作轉(zhuǎn)矩T圖作當(dāng)量彎矩圖該軸單向工作，轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力按脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力考慮，取α=0.6C點(diǎn)左邊C點(diǎn)右邊D點(diǎn)校核軸的強(qiáng)度按當(dāng)量轉(zhuǎn)矩計(jì)算軸的直徑：（軸的材料選擇45號(hào)調(diào)質(zhì)鋼，查表13-1可得）由以上分析可見，C點(diǎn)彎矩值最大，而D點(diǎn)軸徑最小，所以該軸危險(xiǎn)斷面是C點(diǎn)和D點(diǎn)所在剖面。查表8-1得查表8-3得。C點(diǎn)軸徑因?yàn)橛幸粋€(gè)鍵槽。該值小于原設(shè)計(jì)該點(diǎn)處軸徑57mmD點(diǎn)軸徑因?yàn)橛幸粋€(gè)鍵槽。該值小于原設(shè)計(jì)該點(diǎn)處軸徑45mm（6）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度校核Ⅰ,Ⅱ,Ⅲ剖面的疲勞強(qiáng)度Ⅰ剖面因鍵槽引起的應(yīng)力集中系數(shù)由附表1-1，查得，Ⅱ剖面因配合引起的應(yīng)力集中系數(shù)由附表1-1，查得，所以，。因1-1、2-2剖面主要受轉(zhuǎn)矩作用，起主要作用，故校核1-1剖面。1-1剖面產(chǎn)生的45鋼的機(jī)械性能查表8-1，得，絕對(duì)尺寸影響系數(shù)由附表1-4，得，表面質(zhì)量系數(shù)由附表1-5，得,查表1-5，得，1-1剖面安全系數(shù)取，，所以1-1剖面安全。b.校核III,IV剖面的疲勞強(qiáng)度III剖面因配合(H7/k6)引起的應(yīng)力集中系數(shù)由附表1-1，查得，IV剖面因過(guò)渡圓角引起的應(yīng)力集中系數(shù)由附表1-2：，。IV剖面因鍵槽引起的應(yīng)力集中系數(shù)由附表1-1，查得，。故應(yīng)按過(guò)渡圓角引起的應(yīng)力集中系數(shù)校核III剖面。III剖面承受III剖面產(chǎn)生正應(yīng)力及其應(yīng)力幅、平均應(yīng)力為III剖面產(chǎn)生的扭剪應(yīng)力及其應(yīng)力幅、平均應(yīng)力為由附表1-4,查得,表面質(zhì)量系數(shù)由附表1-5，得,,,表面質(zhì)量系數(shù)同上.III剖面的安全系數(shù)按配合引起的應(yīng)力集中系數(shù)計(jì)算，,所以III剖面安全。其他剖面危險(xiǎn)性小，不予校核。滾動(dòng)軸承的選擇及其壽命驗(yàn)算低速軸軸承選擇一對(duì)6211深溝球軸承，低速軸軸承校核：1）、確定軸承的承載能力查表9-7，軸承6211的=25000N，c=33500N.2）、計(jì)算徑向支反力3）、求軸承軸向載荷A1=0A2=2329.67N4）、計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷A2/C0=2329.67/25000=0.093插值定e2=0.29由A2/R2=0.849〉0.29查表9—10X2=0.56，Y2=1.50查表9—11，取fd=1.2，fm=1.0,ft=1.0P1=1.2×2038.33=2445.996NP2=fd(X2R2+Y2A2)為P2>P1,按P2計(jì)算，故深溝球軸承6211適用。八、鍵聯(lián)接的選擇和驗(yàn)算高速軸上鍵的選擇選擇普通平鍵8×7，GB1096-79(三).低速軸上鍵的選擇與驗(yàn)算齒輪處選擇普通平鍵16×10GB1096-79型，其參數(shù)為R=b/2=8mm，L：45—l=L-2×R=34，d=57mm。齒輪材料為45由表2-1，查得因，故安全。外伸處：選擇鍵14×9，GB1096-79,其參數(shù)為R=b/2=7mm，L取102；l=L-2×R=102-2×7=88mmd=45mm。齒輪材料為45鋼，載荷稍有波動(dòng)，靜聯(lián)接，由表2-1，查得因，故安全九、減速器的潤(rùn)滑及密封形式選擇 1減速器的