机械设计课程设计ZDD1B说明书.docx
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机械设计课程设计ZDD1B说明书
机械设计基础课程设计说明书
题目:
胶带输送机传动装置的设计
班级:
姓名:
学号:
指导教师:
成绩:
2012年6月23日
1、设计任务书
1.1设计题目
胶带输送机传动装置的设计
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
滚筒圆周力F(N)
带速v(m/s)
滚筒直径D(mm)
滚筒长度L(mm)
ZDD-1
900
2.3
400
500
2、电动机的选择计算
2.1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
2.2滚筒转动所需要的有效功率
根据表2-2-1确定各部分的效率:
弹性联轴器效率η1=0.99
一对滚动球轴承效率η2=0.99
闭式8级精度齿轮的传动效率η3=0.97
V带传动效率η4=0.95
一对滑动轴承传动效率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
=0.99×0.99×0.97×0.95×0.97×0.96
=0.8326
滚筒的转速
所需的电动机的功率
2.3选择电动机
查表2-9-1可知可选Y100L2-4或Y132S-6,比较传
动比及电动机其他数据,
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
13.022
2
Y132S-6
3.0
1000
960
8.742
3、传动装置的运动及动力参数计算
3.1传动比的分配——确定电动机型号
总传动比
根据表2-2-1,初定V带传动的i带=2.5
Y100L2-4:
则减速器传动比为i减1=i1/i带=5.209>5
Y132S-6:
则减速器传动比为i减2/i带=3.497
比较两种方案,因为i减要在3~5之间,故决定采用方案2
决定采用选电动机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2-9-2查得电
动机中心高H=132mm,外伸轴段D×E=38mm×80mm。
齿轮传动的传动比为:
i减=i2/i带=8.74/2.5=3.50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。
3.2各轴功率、转速和转矩的计算
0轴:
(电动机轴)
P0=pr=2.486kw
N0=960r/min
T0=9550*p0/n0=9.55*2.486*1000/960=24.731Nm
1轴:
(减速器高速轴)
P1=p1*η4=2.486*0.95=2.362kw
n1=n0/i带=960/2.5=384r/min
T1=9550*p1/n1=9.55*2.362*1000/384=58.742Nm
2轴:
(减速器低速轴)
P2=p1*η2*η2=2.362*0.99*0.97=2.268kw
n2=n1/i带=384/3.479=109.808r/min
T2=9550*p3/n3=9.55*2.268*1000/110=197.248Nm
3轴:
(即传动滚筒轴)
P3=p2*η2*η1=2.268*0.99*0.99=2.223kw
N3=n2=109.808r/min
T3=9550*p3/n3=9550*2.223*1000/109.808=197.248Nm
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
1
2.486
960
24.731
带传动
2.5
0.95
2
2.362
384
58.742
齿轮传动
3.50
0.97
0.99^2
3
2.268
109.808
197.248
联轴器
1
0.99
0.99
4
2.223
109.808
193.334
4、传动零件的设计计算
4.1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=KaP1=1.2*2.486=2.983kw
查课本图10-8,可得选用A型号带,dd1=75mm
查课本表10-4取标准直径即dd1=100mm
4.2验算带速
v=
*dd1*n1/60*1000=5.03m/s;
满足5m/s<=v<=25m/s;
4.3确定大带轮的标准直径
dd2=i12*dd1=2.5*100=250mm
取dd2=250mm,实际传动比i实=dd2/dd1=2.5
百分差=0合格
4.4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,会减低带传动的工作能力;
初定中心距a0,a0=(0.7-2.0)(dd1+dd2)=245~~700mm
暂取a0=350mm
相应a0的带基准长度Ld0:
Ld0=2*a0+
/2*(dd1+dd2)+(dd2–dd1)2/(4*a0)=1265.85mm;
查课本表10-2可得,取Ld=1250mm;
由Ld求实际的中心距a,
a=a0+(Ld–Ld0)/2=342mm
4.5验算小轮包角α1
由式α1=180°-(dd2-dd1)/a*57.3°=154.87°>120°
符合要求;
4.6计算带的根数
Z=Pc/[(P0+ΔP0)*Kα*Kl]
查图10-7可得,P0=1.0kw,ΔP0=0.10kw
查表10-6可得,Kα=0.93
查表10-2,KL=0.93
代入得,z=2.98/[(1.0+0.10)*0.93*0.93]=3.13根;
取z=4;
4.7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=500*Pc/vz*(2.5/Ka-1)+qv2
=500*2.98/(5.03*4)*(2.5/0.93-1)+0.10*5.032
=127.55N
Fr=2*F0*z*sin(α1/2)=2*127.55*4*sin154.87°
=996N
4.8V带传动的参数
选用A型V带,13.0mm顶宽,节宽11.0mm,
高度8.0mm,共四根长1250mm,Fr=996N,
带轮中心距为342mm,实际传动比为2.5。
5、减速器内传动零件的设计计算
5.1选择材料
小齿轮45钢调质处理齿面硬度217-255HBS
大齿轮45钢正火处理齿面硬度162-217HBS
计算应力循环次数
N1=60*n2*j*Lh=60*384*1*(10*300*16)
=1.11*109
N2=N1/i=1.11*109/3.50=3.17*108
查图11-14,ZN1=1ZN2=1.07(允许一定点蚀)
由图11-15,ZX1=ZX2=1.0,
=570Mpa
=510Mpa,
取SHmin=1.0
计算许用接触应力
因
,故取
5.2按齿面接触强度确定中心距
小轮转矩T2=58740N·mm
初取
,由表11-5得
,
;取
,
=2.5;
由式(11-17)计算中心距a
取中心距a=140(表2.2-2R40系列,且在130—160mm之间)
估算模数mn=(0.007~0.02)a=(0.98-2.8)mm
取标准模数m=2mm。
小齿轮齿数:
大齿轮齿数:
z2=uz1=3.5*31.11=108.88
取z1=31,z2=109
实际传动比
传动比误差
,
a=m*(z2+z2)/2=140mm
齿轮分度圆直径
d1=mz1=62mm
d2=mz2=218mm
圆周速度
由表11-6,选齿轮精度为8级。
5.3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11-2a,
按8级精度和
得Kv=1.04齿宽
由图11-3a,按b/d1=56/62=0.903,考虑轴的刚度较
大和齿轮相对轴承为对称布置,得Kβ=1.04。
由表11-4,得Kα=1.1
载荷系数
K=KAKVKβKα=1.25*1.04*1.04*1.1=1.487
由图11-4得:
查图11-6可得,
由式11-16,计算齿面接触应力
故安全。
5.4验算齿根弯曲疲劳强度
按z1=31z2=109由图11-10得YFa1=2.53,YFa2=2.2
由图11-11得YSa1=1.63,YSa2=1.81
由图11-12得:
Y
=0.71
由图11-16b,得
,
由图11-17,得Y
=1.0,Y
=1.0
由图11-18得Y
=Y
=1.0
取Y
=2,S
=1.4
由式11-25计算许用弯曲应力
,
由式11-12齿根弯曲应力
5.5齿轮主要几何参数
z1=31,z2=109,u=3.5,m=2mm,β0=0,
d1=mz1=62mm,d2=mz2=218mm,
da1=d1+2ha*m=62+2*1*2=66mm,
da2=d21+2ha*m=218+2*1*2=222mm,
df1=d1-2(ha*+c*)m=62-2*(1+0.25)*2=57mm,
df2=d2-2(ha*+c*)m=218-2*(1+0.25)*2=213mm,
a=(d1+d2)/2=140mm
齿宽b2=b=56mm,b1=b2+(5~10)=64mm
6、轴的设计计算
6.1高速轴的设计计算
初步估定减速器高速轴外伸段轴径
取A=145
受键槽影响加大%5取d=28mm
6.2低速轴的设计计算及联轴器的选择
1.
受键槽影响加大5%,取d=40mm
因为是小批生产,故轴外伸段采用圆柱形。
2.选择联轴器
拟选用弹性联轴器(GB5014-85)
名义转矩T3=196.90Nm
计算转矩为TC=KT3=1.5×196.90=295.35N·m
公称扭矩TN=630N·m>Tc=295.35N·m
满足[n]=5000r/min>n=110r/min;
由表查得,L=84mm;
7、低速轴的强度校核
1)作用在齿轮上的作用力:
圆周力
轴向力Fa=0
径向力
2)支座反力:
因L1=L2=L=60mm
RAY=RBY=Fr/2=657N/2=328.5NRAZ=RBZ=Ft/2=1806N/2=903N
3)求弯矩:
MCY=RAY*L=328.5*0.060=19.71N·m
MCZ=RAZ*L=903*0.060=54.18N·m
4)求转矩:
T=T3=196.90N·m
5)求当量弯矩:
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:
C点右边:
D点:
6)校核轴的强度
由以上分析可见,C点的当量弯矩最大,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。
由45钢(调质处理)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52mm,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40mm,故安全。
8、滚动轴承的选择及其寿命验算
选择一对6210深沟球轴承,低速轴轴承校核:
8.1确定轴承的承载能力
查课本表14-16,轴承6210的
=19800N,c=27000N.
8.2计算径向支反力
8.3求轴承轴向载荷
A1=A2=0
8.4寿命校核
查课本表14-8、14-9,取fp=1.2,ft=1.0
P1=P2=R1=R2=960.9N
故深沟球轴承6210适用。
9、键联接的选择和验算
低速轴上键的选择与验算
9.1齿轮处
选择A型普通平键16×10GB1096-79型,其参数为
R=b/2=8mm,L:
45—180;取45mm,h=10mm
l=L-2×R=34mm,d=52mm
齿轮材料为45钢,载荷稍有波动,
由表9-7,查得
因
,故安全。
9.2外伸处
选择A型普通平键12×8,GB1096-79,其参数为
R=b/2=6mm,L:
28-140mm,取70;
l=L-2×R=70-2×6=58mm,d=40mm。
齿轮材料为45钢,载荷稍有波动,
查得
因
,故安全
10、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GB492-89。
2油标尺M16,材料Q235A。
3密封圈:
密封圈采用内包骨架密封圈,
低速轴选用B45×61×8GB/T13871-1992
高速轴选用B35×49×7GB/T13871-1992
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。
11、指导参考书
陈良玉王玉良等著<<机械设计基础>>
东北大学出版社2000
孙德志王春华等著<<机械设计基础课程设计>>
东北大学出版社2000
孔德志张伟华等著《机械设计基础课程设计》
科学出版社2006
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