机械设计ZDD7汇总.docx
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机械设计ZDD7汇总
机械设计课程设计
说明书
材料与冶金学院冶金055班制作者:
吴开基学号:
20051729指导教师:
修世超
2007年7月12日
、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
10
2
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-7:
1200
2.0
400
500
、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,丫
系列电动机
2)、滚筒转动所需要的有效功率
FV1200汇2.0一
Pw2.4kw
10001000
ni=0.95
n2=0.99
根据表4.2-9确定各部分的效率:
V带传动效率
一对滚动轴承效率
闭式齿轮的传动效率
n3=0.97
弹性联轴器效率
n4=0.99
滑动轴承传动效率
n5=0.97
传动滚筒效率
n6=0.96
则总的传动总效率
n=nixn2n2xn3Xn4Xn5Xn6
=0.95X0.99X0.99X0.97X0.99X0.97X
=0.8326
0.96
3).电机的转速
602.0二95.5r/min
■:
0.4
所需的电动机的功率
Pr二丛242.8&W
0.8326
现以同步转速为丫132S-4型(1500r/min)及Y132M2-6型(1000r/min)两种方案比较,由[2]表4.12-1查得电动机数据,
万案号
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
Y132S-4
3.0
1500
1430
14.97
2
Y132S-6
3.0
1000
960
10.05
比较两种方案,为使传动装置结构紧凑,决定选用方案2
选电动机丫132S-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=na/nw=10.05;由表2.2-1得,V带传动的i-2=2.5,则齿轮传动的传动比为:
i23=i/i12=10.05/2.5=4.02
此分配的传动比只是初步的,实际的要在传动零件的
参数和尺寸确定后才能确定。
并且允许有(3-5%)的误差。
(二)各轴功率、转速和转矩的计算
1.1轴:
(电动机轴)
p1=p=2.88kw
n1=960r/min
T1=9.55*p1/n1=9.55*2.88*1000/960=28.65Nm
2轴:
(减速器高速轴)
P2=pn*n12=2.88*0.95=2.736kw
N2=n』i12=960/2.5=384r/min
T2=9.55*p2/n2=9.55*2.736*1000/384=68.04Nm
3轴:
(减速器低速轴)
P3=p2*n23=2.736*0.99*0.97=2.627kw
N3=n2/i23=384/4.02=95.5r/min
T3=9.55*2.6278*1000/95.5=262.7Nm
4.轴:
(即传动滚筒轴)
N4=rb/i34=95.5/1=95.5r/min
P4=p3*n34=2.627*0.99*0.99=2.57kw
T4=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)
传动形式
传动比
效率n
1
2.88
960
28.65
弹性联轴器
鼻口
1.0
0.99
2
2.736
384
68.04
齿轮传动
4.02
0.97
3
2.627
95.5
262.7
带传动
2.5
0.95
4
2.57
95.5
257.47
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.P=1.2*2.88=3.456kw
查表10-3和课本图10-7,可得选用A型号带,dd1min
=75mm由表10-5,取标准直径即dd1=100mm
2.验算带速
V=3.14*dd1*n1/60*1000=5.024;满足5m/s<=V<=25-30m/s;
3.确定大带轮的标准直径:
Dd2=n〃n2*dd1=960/384*100=250mm;
查表10-5,取其标准值
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)(ddi+ddi)=245~~700mm
取350mm
相应a0的带基准长度Ld0:
2
Ld0=2*a0+3.14/2*(ddi+ddi)+(dd2—ddi)/4*a0=1265.57mm;查表10-2可得,取Ld=1250mm;
由Ld放过来求实际的中心距a,
a=a0+(Ld-Ld0)/2=342.5mm(取343mm
5.验算小轮包角a1,由式a1=1800-2r;
r=arcsin(dd2-dd"/2a可得,r=arcsin(250-100)/2*343=12.65a1=18(f-2*12.630=154.74>120°
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,KI=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F0
Qr=2F0*z*cosr=2*148.68*4*cosr=1160.6N
且F0为单根带的初拉力,
2
F0=500*Pc/v*z*(2.5/Ka-1)+qv=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
2=60n2jLh=603841(1030082)=1.11109
N2
1.11109
4.02
=2.7510
查图5-17,ZN1=1.0Zn2=1.08(允许一定点蚀)由式5-29,Zx1=Zx2=1.0,
取Smir=1.0ZV=1.0ZLVF=1.0
由图5-16b,得
由5-28式计算许用接触应力
tH1^^ZniZxi=71Q7N/mmf
SHmin
tH2严ZN2ZX2=4752N/mm2
SHmin
因I-H2L1「h」,故取L'h卜H2475.2N/mm2
2)按齿面接触强度确定中心距
小轮转矩Ti=68044N・mm
初取KtZ;=1.1,由表5-5得Ze=1889苇N/mm2
减速传动,u=i=4.02;取\=0.4
由图11-7可得,Zh=2.5;
由式(5-39)计算中心距a
KT1
ZhZeZ£
gu
1显】
a_(u1)3 11.11*8044 「2.5x188.9Y 〔2汉0.4汉4.02 <448.8) =(4.021)3 =148.3mm 由4.2-10,取中心距a=149mm 估算模数m=(0.007~0.02)a=1.04—2.96mm,取标准模数 a=150mm m=2mm n=2mm 小齿轮齿数: Z1 2a 2149 mnu1-24.021-29.68 大齿轮齿数: 取Z1=30,Z2=120 2=uZ"i=29.68x4.02=119.31 1=30,乙=120 实际传动比i实 Z2 Z1 =込4.0 30 传动比误差 △i=—;乂100% i理 齿轮分度圆直径 d1=mnz1=60mm d2=mnZ2=240mm 叮沖60384 41.2im/s 610 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Ka=1.25 由图5-4b, 按8级精度和vz/100/.2130/100=0.363m/s, 得Kz=1.04。 齿宽b=: : aa=0.4149=59.6mm。 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Kb=1.08。 由表5-4,得K«=1.1 载荷系数K二KAKvK: K一=1.251.041.081.1=1.54 齿顶圆直径 da1=d12h;mn=64mm da2=d22h;mn=244mm 喇=0.02730=0.810 ;a2=0007120=0.840 a=;a1;a2=1.650 查表11-6可得,Z.广0.89 由式5-39,计算齿面接触应力 〔2口u+1 =4642N/mm*2£bHl=4752N/mm2 2 Fiim2=152N/mm “bd;u 由式5-32,m^=2mm<5m故YX1=YX2=1.0。 取丫ST=2・°,SFmin=1.4 由式5-31计算许用弯曲应力 ! 「fi]=fhmMTYniYxi二29021.0i.o=4i4N/mm2 Sfmin1.4 jF2Flim2丫STyn2yX2J5221.01.0=217N/mm2, SFmin1.4 由图5-14得YFa1=2.65,YFa2=2.18 由图5-15得YSa1=1.63,YSa2=1.82 由式(5-47)计算Yb, 2KT bdm ¥aYY=21.54680442.561.630703 596602 =8f559N/mni<'-_FJ-414M/mni 故安全 2KT22 匚F21YFa1Ysa2Y=81.38N/mm2: : 217N/mm2 bd1m 安全。 (5)齿轮主要几何参数 Z1=30,z2=120,u=4.0,mn=2mm,B°=0, d1=60mm,d2=240mm, ha1=ha2=2mm, da1=64mm,d2=244mm df1=55mm,cb=235mm,a=150mm 齿宽b2=b1=59.6mm,b1=b2+(5~10)=68mm (6)低速轴上齿轮的主要参数 D0=da2-14=230mm D3=1.6D4=91.2mm C=(0.2-0.3)B=(12-18)mm,取16; r=0.5C; n2=0.5m=1.0; D4=57mm; 五、轴的设计计算 (一)高速轴的设计,联轴器的选择 1•初步估定减速器高速轴外伸段轴径由表8-2, d_A3P-13032.73^25.02mm,受键槽影响加Yn\384 大%5取"28mm (二)低速轴的设计计算 fpb627 1.d_A。 3140342.26mm,受键槽影响加 Kn\384 ,轴径加大$%,,取小=45mm。 因为是小批生产,故轴外伸段采用圆柱形。 初取联轴器HL4,公称转矩Tn=1.5665.38=998.87N• Tc=KT=1250N-m>T=998.87N•m 满足要求取轴伸长d=112 2.选择联轴器 拟选用弹性联轴器(GB5014-85 名义转矩T=9550Xp=262.7Nm n 计算转矩为Tc=KT=1.5X262.7=394.05N•m 从表2.5-1可查得,HL3满足Tn>Tc [n]=5000r/min>n=95.5r/min; 由表查得,L=112mm; 六、轴的强度校核 1.低速轴校核: 作用在齿轮上的圆周力Ft=经二2189.17Nd4 径向力Fr-Fttg「=2189.17tg20=796.8N 轴向力Fn二Ft/cosa=2329.67N a.垂直面支反力 3Mb=0—RAy(L1L2)FtL^0 FtL2 RAyI-=1094.585N yL1L2 ZY=0 RBy二Ft-RAy=1094.585N 1AL. jd Is! 1—r —— i2― D/rb pll c -J b.水平面支反力 二Mb=0得, -Raz(LiL2)-Fa2卡丄2" FL-Fad RAz2=-1719.48N LiL2 二Z二0,RBz二Fr-RAz-2516.28N C点,垂直面内弯矩图 Mcy二RAyLi=72.2Nm C点右M'cz二RBzL2 =116.07Nm C点左,MCz=RAzL1= =113.49Nm a.合成弯矩图 ••2 C点右,Mc二MCyCZ =136.69Nm C点左,Mc=MCyMcz =134.51Nm (3)作转矩T图 T3=262.7Nm (4)作当量弯矩图 该轴单向工作,转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑,取a=0.6 C点左边 Mvc=$Mc+(応)=207.2Nm C点右边 MVc=-Mc2(: TC)2=208.6Nm D点 MVD=•_MD■卜蔦To^=: T=157.6Nm (5)校核轴的强度 13-1可得) 按当量转矩计算轴的直径: (轴的材料选择45号调质钢,查表由以上分析可见,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得二b=650N/mm2查表8-3得[;「b]」=60N/mm2。 C点轴径de色3McaC=32.56mm \0.^bI 因为有一个键槽dC=32.56(1•0.05)=34.29mm。 该值小于原 设计该点处轴径57mm故安全。 D点轴径dD叮M/aD=29.73mm V0.^bL 因为有一个键槽dC=29.73(1-0.05)=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,川剖面的疲劳强度 I剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1, 查得-1.825,k=1.625 n剖面因配合引起的应力集中系数由附表1-1, 查得k;: -=1.97,k=1.51 所以1.825,k=1.625。 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max=W^=(Q.5J453=13'75N/mm2 a二m=6.88N/mm2 2 45钢的机械性能查表8-1, 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: ;一=0.92,: =0.92 查表1-5,得二=0.34,[=0.21 1-1剖面安全系数 S=S1155=8.69 lk1625 —6.880.216.880名atm0.92x0.76 TT 取Sl=1.5~1.8,SS1,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k: ;胡.97,k=1.51 IV剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表1-2: k;「=2.099,g=1.845。 IV剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1,查得k;: -=1.825,J=1.625。 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 M''bI M=—L1-—i=2.36x105Nmm Li2丿 T=626.7103Nm III剖面产生正应力及其应力幅、平均应力为 III剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为 .厂5=4=1.56N/mm2 2 由附表1-4,查得备=0.81%=0.76,表面质量系数由附表1-5: 得备=0.92,札=0.92 怙=0.34,裂=0.21,表面质量系数同上」11剖面的安全系数按 配合引起的应力集中系数计算, =15.76 268 2.099 5.590 0.920.75 s.= 155 =3358k1845 丘+甲汉1.56十0.21".56 BeaTm0.927.73 S: S15.52 s2s2 SS-1.5~1.8,所以III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6211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6211的c0=25000Nc=33500N. 2)、计算径向支反力 .2少— &=.R1HR1V-2038.33N R^R;hR;v二2744.04N 3)、求轴承轴向载荷 A1=0 A2=2329.67N 4)、计算当量动载荷 A/C°=2329.67/25000=0.093插值定e2=0.29 由A/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=1.0Pi=1.2X2038.33=2445.996NP2=fd(X2R+Y2A)=6037.4N; 为R>R,按P2计算, 10(CV106f33500V L10h=—I=從 60niP丿60汉95.5<6037.4J 1 =29814.67h—480000h 2 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: 45—180;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tJ-140N/mm2 3 4262.710 2 二54.22N/mm ⑵外伸处: 选择键14X9,GB1096-79,其参数为 R=b/2=7mmL取102;匸L-2XR=102-2x7=88mmd=45mm齿轮材料为45钢,载荷稍有波动,静联接,由表2-1,查得Jp】=140N/mm2 4T4262.71032 p29.48N/mm pdhl45988 因匚p: : : —L故安全 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 GB492-89 2油标尺M16,材料Q235A 3密圭寸圈: 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<<机械设计基础>> 冶金工业出版社1997 孙德志王春华等著<<机械设计课程设计>>东北大学出版社2000 21.54680444.02159.66024.02 故安全。 (4)验算齿根弯曲疲劳强度 按乙=30,乙=120, 由图5-18b,得二Fiim1=290N/mm2, 由图5-19,得丫阳=1.0,Yn2=1.0
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