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1、 机械设计课程设计计算说明书 一、设计任务书1二电动机的选择计算1三、传动装置的运动和动力参数的选择和计算2四、传动零件的设计计算3五、轴的设计计算6六、滚动轴承的选择和寿命计算9七、键联接的选择和验算12八、选择联轴器12九、减速器的润滑及密封形式选择13十、参考材料13一、设计任务书1、 题目：WD 9B 胶带输送机的传动装置2、设计数据：滚筒圆周力带速滚筒直径滚筒长度F=2300NV=0.60m/sD=320mmL=450mm3、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年2班 多灰尘 稍有波动小批二电动机的选择计算1、选择电动机系列按工作要求及工作条件选用三相异步电动机,封
2、闭式结构，电压380V，Y系列。2、选择电动机功率卷筒所需有效功率PW=FV/1000=23000.60/1000=1.38kw PW=1.38kw 传动装置总效率：=筒蜗链承3联=0.617 =0.617其中,按表4.2-9取滚筒效率筒=0.96蜗杆传动效率蜗=0.75链条传动效率链=0.90滚动轴承效率承=0.98联轴器效率联=0.99所需电动机功率PR=PW/=1.38/0.636=2.237kw PR=2.237kw查表4.12-1: 选Y100L24型。额定功率3kw，同步转速1500r/min，满载转速n0=1420r/min。查表4.12-2知电动机中心高H=100mm,外伸轴段
3、DE=28mm60mm. DE=28mm60mm.3、分配传动比滚筒轴转速nW=60v/(D)=600.60/(0.32)=35.84r/min. nW=35.84r/min传动装置总传动比i=n0/nW=1420/35.83=39.63 i=39.63据表4.2-9,取i链=2,则i蜗= i/ i链=39.63/2=19.82 i蜗 =19.82三、传动装置的运动和动力参数的选择和计算0轴(电动机轴): P0=Pr=2.17kw， n0=1420 r/min, P0=2.170kw, T0=9.55P0/n0=14.59Nm； n0=1420 r/min,1轴(减速器高速轴): P1=P0联
4、=2.15kw， T0=14.59Nm;n1=n0=1420r/min, P1=2.15kw， T1=9.55P1/n1=14.46Nm； n1=1420r/min,2轴(减速器低速轴): P2= P1蜗承=1.580kw， T1=14.46Nm;n2=n1 /i蜗=71.64r/min， P2=1.580kw， T2=9.55P2/n2=210.62Nm; n2=71.64r/min，3轴(传动滚筒轴): P3= P2链承=1.425w， T2=210.62Nm;n3= n2/i链35.82r/min, P3=1.425kw， T3=9.55P3/n3=379.92Nm; n3=35.82r
5、/min, T3=379.92Nm;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02.170142014.59联轴器1.00.992.150142014.46蜗杆传动19.820.741.58071.64210.62链传动2.00.911.42535.82379.92四、传动零件的设计计算1、 蜗轮蜗杆的设计计算（1）、选择材料蜗杆用45钢， 蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10Pb1，金属模铸造，轮芯用铸铁HT200制造。（2）、确定蜗轮齿数按i=19.82，蜗杆头数Z1=2，Z2=I蜗Z1=39.64。取z2=40。（3）、按蜗轮齿面接触疲劳强度进行设
6、计计算a） 确定作用在蜗轮上的转矩T2，按z1=2,蜗=0.75，b） 则： T2=9.55p2/n2=210.62Nm Z1=2，Z2=40c） 确定载荷系数K T2=210.62Nm 由表6-6中选取使用系数KA=1.15，取载荷分布系K=1.3, K=1.3, KA=1.15由于蜗轮转速为71.64r/min，蜗轮的圆周速度可能较小， Kv=1.05,（v23m/s）故选动载荷系数Kv=1.05, 于是 K=1. 57 K=KAKKv=1.57 c）确定许用接触应力H 由表6-7中查得H=268N/mm2；应力循环次数N=60jn2Lh=60171.641630010=2.06108 N
7、=2.06108 H= H（107/N）1/8=268（107 /2.06/108）1/8 H =183.61N/mm2=183.61N/mm2 H=268N/mm2；d） 确定模数m及蜗杆分度圆直径d1青铜蜗轮与钢蜗杆配对时，ZE=160（N/mm2）1/2，有m2d1KT2（496/（Z2H）2=1508.2mm3 由表6-2，取m=5，d1=63mm。（m2d1=1575mm3） m=5，d1=63mme） 验算蜗轮的圆周速度V2V2=mZ2n2/（601000）=0.750m/s3m/s， V2=0.750m/s 故取Kv=1.05是合适的。（4）、分度圆直径d1、d2及中心矩a蜗杆分
8、度圆直径d1=63mm, d1=63mm,蜗轮分度圆直径d2=mZ2=200mm d2=200mm中心矩a=（d1+d2）/2=131.5mm， a=130mm取实际中心矩a=130mm，则蜗轮需变位。蜗轮的变位系数X2=(a-a)/m=-0.3（5）、校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度由表6-8，按Z2=40，查得YFa=2.10，由表6-9查得F=56N/mm2，则许用弯曲应力为F= F（106/N）1/9=30.98N/mm2 F= 30.98N/mm2 蜗杆分度圆柱导程角，tan=Z1m/d1=0.159，故=90193, =9.05得F=1.53KT2cosYFa/（d1d2m） F=16.6
9、6N/mm2=16.66N/mm2F=30.98N/mm2蜗轮齿根弯曲疲劳强度足够。（6）、蜗杆蜗轮各部分尺寸计算a） 蜗杆齿顶高ha1=ha*m=5mm ha1=5mm齿根高hf1=(ha*+c*)m=6.25mm hf1=6.25mm齿高h1=ha1+hf1=11.25mm h1=11.25mm 分度圆直径d1=63mm d1=63mm齿顶圆直径da1=d1+2ha1=73mm da1=73mm齿根圆直径df1=d12hf1=50.5mm df1=50.5mm蜗杆轴向齿矩Px=m=15.71mm Px=15.71mm 蜗杆齿宽b1=(11+0.06Z2)m+25=92.25mm b1=93
10、.25mm b） 蜗轮齿顶高ha2=(ha*+x2)m=3.5mm ha2=3.5mm齿根高hf2=(ha*+c*x2)m=7.55mm hf2=7.55mm齿高h2=ha2+hf2=11.25mm h2=11.25mm 分度圆直径d2=mZ2=200mm d2= 200mm喉圆直径da2=d2+2ha2=207mm da2=207mm 齿根圆直径df2=df2hf2=184.5mm df2=184.5mm 咽喉母圆半径 rg2=ada2/2=26.5mm rg2=26.5mm 齿宽b20.75da1=45mm,取b2=45mm b247.25mm, 齿宽角=2arcsin(b2/d1)= 91o1693 =91.3o 顶圆直径de2da2+1.5m=214.5mm。取de2=206mm
