WD6机械设计课程设计说明书解读.docx
- 文档编号:27921054
- 上传时间:2023-07-06
- 格式:DOCX
- 页数:19
- 大小:155.89KB
WD6机械设计课程设计说明书解读.docx
《WD6机械设计课程设计说明书解读.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《WD6机械设计课程设计说明书解读.docx(19页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
WD6机械设计课程设计说明书解读
机械设计课程设计
计算说明书
机械工程与自动化学院
2010级机制一班
设计者:
学号:
一、设计任务书2
二、电动机的选择计算2
三、传动装置的运动和动力参数的选择和计算3
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11
八、选择联轴器12
九、减速器的润滑及密封形式选择12
十、参考材料13
、设计任务书
1、题目:
WD—6B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=2000N
V=0.50m/s
D=300mm
L=400mm
3、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
.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,封闭式结构,电压380V,Y系列。
nw=31.85r/mini=44.58
i蜗=22.29
3、分配传动比
滚筒轴转速nw=60v/(nXD)=60>0.50/(0.30nX=31.85r/min.传动装置总传动比i=n0/nw=1420/31.85=44.58
据表4.2-9,取i链=2,则
i蜗=i/i链=44.58/2=22.29
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):
P°=Pr=1.520kw,n0=1420r/min
T0=9.55)P0/n0=10.22Nm;
1轴(减速器高速轴):
P1=P0Xn联=1.50kw,
n1=n0=1420r/min,
T1=9.55)P1/n1=10.09Nm;
2轴(减速器低速轴):
P2=P1Xn蜗><叶承=1.21kw,n2=n1/i蜗=63.7r/min,
T2=9.55X2/n2=181.4Nm;
3轴(传动滚筒轴):
P3=P2Xn链Xn承=1.09kw,n3=n2/i链=31.85r/min,
T3=9.55X3/n3=326.83Nm;
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
0
1.52
1420
10.22
联轴器
1.0
0.99
I
1.50
1420
10.09
蜗杆传动
22.29
0.82
n
1.21
63.7
181.4
链传动
2.0
0.92
出
1.09
31.85
326.83
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,考虑到效率高些,耐磨性好些,蜗杆螺旋面进行表面淬火,硬度为45~55HRC。
蜗轮用铸锡青铜ZCuSnIOPbl,金属模铸造,为节约贵金属,仅齿圈用贵金属制成,轮芯用铸铁HT200制造。
(2)、确定蜗轮齿数
按i=22.29蜗杆头数Zi=2,Z2=iZi=44.58。
取Z2=45。
(3)、按蜗轮齿面接触疲劳强度进行设计计算
a)确定作用在蜗轮上的转矩T2,按zi=2,n蜗=0.82,
b)则:
T2=9.55Xp2/n2=181.4Nm
乙=2,Z2=45
c)确定载荷系数K
T2=181.4Nm
由表6-6中选取使用系数Ka=1.15,取载荷分布系Kb=1.3,Kb=1.3,Ka=1.15
由于蜗轮转速为63.7r/min,蜗轮的圆周速度可能较小,
(V2〈3m/s〉故选动载荷系数Kv=1.05,于是
K=KaXKbXKv=1.57
C)确定许用接触应力[(TH]
由表6-7中查得[th]'268N/mm2;
应力循环次数
8
N=60XjXn2XLh=60X1X63.7X16X300X10=1.83X10
[th]=[th]X(107/N)1/8=268X(107/(1.83/108))1/8
2
=186.35N/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
223
m2d1>KXT2X(496/(Z2X[th]))2=996mm3
23
由表6-2,取m=5,d1=40mm。
(md1=1000mm)
e)验算蜗轮的圆周速度V
V2=nXmXZ2Xn2/(60X1000)=0.75m/s<3m/s,
故取Kv=1.05是合适的。
Kv=1.05,
K=1.57
8
N=1.83X10
2
[th]=186.35N/mm
[th]'268N/mm2;
m=5,d1=40mm
V2=0.75m/s
(4)、分度圆直径di、d2及中心矩a蜗杆分度圆直径d1=40mm,
蜗轮分度圆直径d2=mXZ2=225mm中心矩a=(d什d2)/2=132.5mm,
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=-0.5
d1=40mm,d2=225mma=132.5mm
(5)、校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度
由表6-8,按Z2=45,查得YFa=2.06,
2
由表6-9查得[TF]'56N/mm,
则许用弯曲应力为
[Tf]=[Tf]'x(106/N)1/9=32.16N/mm2
蜗杆分度圆柱导程角丫,tan丫=Z1Xm/d1=0.25,故丫=16
得Tf=1.53xKxT2XcosYXYFa/(d[Xd2Xm)22
=19.32N/mm<[tF]=32.16N/mm
蜗轮齿根弯曲疲劳强度足够。
2
[tf]=32.16N/mm2
2
tF=19.32N/mm2
(6)、蜗杆蜗轮各部分尺寸计算
a)蜗杆
齿顶高ha1=haXm=5mm
**
齿根咼hf1=(ha+c)Xn=6mm齿高h1=ha1+hf1=11mm
分度圆直径di=40mm
齿顶圆直径dai=di+2hai=50mm
齿根圆直径dfi=di—2hfi=28mm
蜗杆轴向齿矩Px=n加=15.7mm
蜗杆齿宽bi=(8+0.06Z2)>m+25=78.5mm
b)蜗轮
•k
齿顶高ha2=(ha+X2)>m=2.5mm
**
齿根咼hf2=(ha+c—X2)>m=8.5mm
齿高h2=ha2+hf2=11mm
分度圆直径d2=mxZ2=225mm
喉圆直径da2=d2+2ha2=230mm
齿根圆直径df2=df—2hf2=208mm
咽喉母圆半径rg2=a'—da2/2=15mm
齿宽b2<0.75da1=37.5mm,取b2=40mm齿宽角0=2arcsin(b2/d1)=122°
顶圆直径de2=da2+1.5m=231.5mm。
取de2=232mm
(7)、热平衡计算
a)滑动速度VsVs=V2/sin丫=3.02m/s
b)当量摩擦角©v按Vs=3.02m/s,由表6-10得©v=1°36'
c)传动效率nn=0.955ta门丫/tan(丫+©v)=0.86
d)箱体所需散热面积按自然通风计算取kd=17w/(m2oC),
2
A>0.206m
油的工作温度t=80°C,周围空气温度t0=20°C,则
2
A>1000>P1X1—n)/(kdX(t—10))=0.206m
(8)、精度及齿面粗糙度的选择
由表6-1,按V2=0.75m/s为一般动力传动,取精度等级
为8级,标准为8cGB10089—88。
蜗杆齿面粗糙度Ra1<3.2卩m,蜗轮齿面粗糙度
Ra2<3.2卩m。
(9)、润滑油的选择及装油量的计算
A)、润滑油牌号的选择
E=90.2Nmin/m
力----速度因子E=T2/a3n1=54.9Nmin/m
由图6-15查得40°C,运动粘度为220mm2/s,再由表6-12选G—N220w蜗轮蜗杆油。
B)、装油量的计算
蜗杆浸油深度为(0.75~1.0)h(h为蜗杆的螺牙高或全齿高),同时油面不能超过蜗杆轴承最低位置滚动体的中心。
2、滚子链传动
(1)、确定链轮齿数
由i=2,设链速V<0.6~3m/s,选乙=21,Z2=42。
(2)、选定链型号,确定链节矩p
Po>KaXKzXp/Kp=1.06kw
其中由表4-6得Ka=1,由图4-12得Kz=0.88,由表4-7按单排链考虑Kp=1。
p=19.05mm
由Po=1.O6kw及ni=63.7r/min,由图4-10选定链型号为No.12A,p=19.05mm。
(3)、验算链速
V=0.33m/s
V=ZiXniXp/(60X1000)=0.34m/s,
V=0.34<0.6m/s,为低速链传动
因此校核安全系数
S=Q/(Ka>Ft)=Q/(KaX1000>P/V)=6.79>[S],其中,[S]=4〜8;查表,可得Q=31100;Ka=1链速适宜。
(4)、计算链节数与实际中心矩
由a0=50Xp=571.5mm,链节数
Lp0=2a°/p+(乙+Z2)/2+(p/a0)X((Z2-ZJ/2n)
a0=571.5mma=579mm
=131.6节,取Lp=132节,确定实际中心矩
a=aj+(Lp-Lp0)XP/2=579mm
因此选择滚子链12A—1X88GB1243.1-83。
(5)、确定润滑方法
由链速V=0.34m/s,及链号12A,由图4-15选人工定期润滑。
L2=60mm
(1)、绘轴的受力简图,求支座反力:
由刀My=O,得RbyX55L3=55mm
由刀Y=0,得Rax+Fbx+Fr2=O
由刀Mz=O,得QX120-FbyX68=0
由刀Z=0,得Q-Fay-Fby=O
求得支座反力为:
Fbx=341.6NFax=-88ON
(2)、作弯矩图:
A、垂直面弯矩Mx图:
C点左边Mcx=FxXL2=-880X68=59840N•mm
C点右边Mcx=-FxXL3=-341.6X68=-21392.8N•mm
B、水平面弯矩My图:
Ma=3285X120=394200N•mm
Mc=Ma/2=-197100N•mm
C、合成弯矩M图:
Ma=394200N•mm
Me=(Mcy2+Mcx2)1/2=198258N•mm
(3)、作转矩T图:
T=174.98N•m
(4)、作计算弯矩Mca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
221/2
C点左边Mcac=(Me+(aXTc))=224.1N•m
A点McaA=(Ma2+(aXTo)2)1/2=407.9N•m
(5)、校核轴的强度:
由图可知,C点弯矩值最大,A点轴径最小,所以该轴的危险断面是C点和A点所在剖面,由45钢调质处理查表8-1得(TB=650N/mm,再由表8-3查得
[(Tb]-1=60N/mm2则C点轴径
dc>(Mcae/0.1X[cb]-1)1/3=28.8mm考虑键槽影响,轴径加大5%
dc=28.8X(1+0.05)=30.24mm该值小于原设计该点处轴径40mm,安全。
A点轴径dA>(McaA/0.1X[cb]-1)1/3=30.24mm考虑键槽影响,轴径加大5%
dA=30.24X(1+0.05)=31.75mm该值小于原设计该点处轴径40mm,安全。
(6)、精确校核轴的疲劳强度
由图可知,1~区剖面均为有应力集中的剖面,均有可能是危险剖面。
其中I~区剖面计算弯矩相同。
U剖面与川剖面相比较,只是应力集中影响不同,可取应力集中系数值较大者计算即可。
同理,切、%剖面承载情况也相近,可取应力集中系数值较大者计算。
a)、校核n、I剖面的疲劳强度
I剖面因键槽引起的应力集中系数由副表1-1查得:
kc=1.825,kt=1.625
n剖面因配合引起的应力集中系数由副表1-1查得:
kc=1.825,kT=1.620
n剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由副表1-1查得:
(D-d)/r=(45-40)/1=5,r/d=1/40=0.025,
kc=1.90,kt=1.58
因in剖面主要受转矩作用,故校核i剖面。
I剖面产生的扭转剪应力、应力幅、平均应力为
Tmax=T/WT=174.98/(0.2X40)=13.67N/mm2
2
Ta=tm=tmax/2=6.84N/mm
45钢机械性能查表8-1得:
22
(T-i=268N/mm,t-i=155N/mm;
绝对尺寸影响系数由副表1-4查得:
―=0.84,£t=0.78;表面质量系数由副表1-5查得:
B°=0.92,Bt=0.92;
查表1-5得书°=0.34,书t=0.21。
I剖面的安全系数为
S=St=T-1/(KtXta(BtX£t)+^tXtm)=11.58.
取[S]=1.5~1.8,S>[S],所以I剖面安全。
B)、校核W、%剖面的疲劳强度切剖面因配合引起的应力集中系数由副表1-1查得:
k°=1.88,kT=1.43
W剖面因过度圆角引起的应力集中系数由副表1-2查得:
(D-d)/r=(50-45)/1=5,r/d=1/45=0.022,
k°=1.88,kT=1.43
剖面因键槽引起的应力集中系数由副表1-1查得:
k°=1.825,kt=1.625
故应按过度圆角引起的应力集中系数校核W剖面。
W剖面承受的弯矩和转矩分别为
Mw=Mc(L1-B/2)/L1=354.7N•m
Tw=T=174.98N-m
W剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力为
2
°max=Mw/W=36.4N/mm
2
°a=°max=36.4N/mm,°m=0
W剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为
2
tmax=Tw/WT=8.99N/mm
2
T°=Tm=tmax/2=4.49N/mm
绝对尺寸影响系数由副表1-4查得:
£°=0.77,£T=0.82,表面质量系数同上。
W剖面的安全系数为
S°=°-1/(K°X°a/(B°X£°)+书°X°m)=3.3.
St=T-1/(KtXta/(BtX£t)+^tXtm)=19
S=S°St/(S°2+St2)1/2=3.25
S>[S]=1.5~1.8,所以W剖面安全。
六、圆锥滚子轴承的选择和寿命计算
1、蜗杆轴承
d=30mm
D=62mm
选择圆锥滚子轴承代号为30206d=30mm,D=62mm
作用于蜗杆的圆周力、径向力、轴向力为:
圆周力:
Ft=481.2N
F
t=481.2N
径向力:
Fa=2392.42N
F
a=2392.42
轴向力:
Fr=870.77N
F
r=870.77N
转速:
n=960r/min
n=960r/min
Rah=300.4N
(1)、计算轴承径向支反力:
水平支反力:
由已知条件知R\h=FCh=R/2=300.4N
(2)、计算派生轴向力S
查表9-12,S=R/(2XY)
查表9-7,30206轴承的Y=1.6,C=41200Ne=0.37
Si=93.9N
S2=93.9N
Si=R/(2XY)=93.9N
S2=F2/(2XY)=93.9N
Si、S2的方向相向。
(3)、求轴承轴向载荷A
由结构知,FA=Fa=1651N
Ai=max(S2+Fa,Si)=1744.6N
A2=max(Si-Fa,S2)=1556.9N
Fa=2146N
i=1744.6N
2=1556.9N
(4)、计算轴承当量载荷P
由A/RA>e,查表9-10得为=0.4,丫1=1.6
由A/Rc〉e,查表9-10得X2=0.4,Y2=1.6
查表9-11,按传动装置查取fd=1.2,根据合成弯矩图,
取fm1=fm2=1,按P1取值。
则
1=3491.8N
10h=44434h
P1=fdXfm1X(X1XR1+Y1XA1)=3491.8N
(5)、计算轴承寿命
因为P1>F2,故按P1计算.查表9-8,ft=1.由于是滚子轴承,故寿命系数取值为&=10/3
L10h=(ftXC/P)10/3X106/(60Xn)=44434hL
由表9-9查得L'10h=25000H,由L10h>L‘伽可知,
轴承满足使用要求。
2、蜗轮轴承寿命计算
蜗轮轴承选用圆锥滚子轴承代号30210
d=50mm,D=90mm。
作用于蜗轮的圆周力、径向力、轴向力为:
圆周力:
Ft=1651N
径向力:
Fa=438.3N
轴向力:
Fr=600.8N
转速:
n=52.83r/min
(1)、计算轴承的径向支反力
水平支反力:
FBh=Ft/2=5700NRdh=F/2=2415N
垂直支反力:
FBv=880N,Rdv=341.6N
合成支反力:
R=FB=5767.5N,R?
=Rd=2439N
(2)、计算派生轴向力S
由表9-12,S=R/(2XY。
查表9-7,30210轴承的Y=1.4,C=72200Ne=0.42。
Si=R/(2XY)=2059.8N,S2=F2/(2XY)=871N。
Si=2059.8N
S2=871N
(3)、求轴承的轴向载荷A
由结构知,FA=Fa=438.3N
Ai=max(S2+Fa,Si)=2059.8N,
A2=max(Si-Fa,S2)=1621.5N。
(4)、计算轴承的当量动载荷P
由A/R1=0.36 由Ae/R2=0.66 查表9-11,按传动装置查取fd=1,根据合成弯矩图,取fm=1.5o P1=fdXfmX(X1XR+Y1XA)=10381.5N P2=fdXfmX(X2XF2+Y2XA2)=3894.5N 按静强度计算 P=0.5RXYA由P (5)、计算轴承的寿命 因为P2 由于是滚子轴承,故寿命系数取值为&=10/3 L10h=(ftXC/P)10/3X1000000/(60Xn)=198799hL由表9-9查得L10h=25000H由L10h>L伽可知,轴承满足使用要求。 七、键联接的选择和验算 10h=198799h 1、键的选择 (1)、蜗杆轴上的键选择 蜗杆轴的键槽在端部,选择GB1096-79普通平键A型 bXhX1=6X6x28 bXhX1=6X6X28 (2)、蜗轮轴上的键选择 蜗轮轴输出端部选择GB1096-79普通平键A型bXhX1=12X8X75 bXhX1=12X8X75 蜗轮轴轮部选择GB1096-79普通平键A型bxhx1=16X10X52 bxhxl=16X10X52 2、键联接的强度计算 (1)、蜗杆轴端部键 dp=4XT/(dxhXl)=4X8766/(6X6X28)=34.78N•mm 由于有轻微冲击,取[dp]=125N•mm,dp<[dp],满足使用要求。 dp=34.78N•mm (2)蜗轮轴输出端部键 dp=4XT/(dxhxl)=4X174980/(12X8X75)=97N•mm o-p=97N•mm 由于为静连接取[dp]=125N•mm,dp<[dp],满足使用要求。 (3)、蜗轮轴轮部键 dp=4XT/(dxhXl)=4X174980/(16X10X52)=84.1N•mm 由于为静连接取[dp]=125N•mm,dp<[dp],满足使用要求。 dp=84.1N•mm 八、选择联轴器 初步估计减速器高速轴外伸段轴径 d=(0.8~1.0)XD=(0.8~1.0)>24=19.4~24.0mm 1/31/3 d>A0X(P/n)=118~107X(1.657/1420)=11.3~12.4mm 根据传动装置工作条件拟用TL型弹性套柱联轴器 转矩Tc=KXT=1.5x11.3=16.95Nm 其中K为工作情况系数取K=1.5;T为联轴器所传递名义 转矩T=8.766N•m 查TL4型联轴器公称转矩Tn=63N・m>Tc 许用转速[n]=5700r/mm>n° 轴孔直径dMIN=22mm,dMAX=24mm 取减速器高速轴外伸段轴径d2=22mm,d1=24mm. Tc=16.95Nm d2=22mmd1=24mm 九、减速器的润滑及密封形式选择 减速器的润滑采用脂润滑,润滑脂选用ZL-2通用锂基润滑脂GB7324-8%油标尺M12,材料Q235A 蜗杆上密封圈选用GB13871-1992型旋转轴唇形密封圈d=28mm 蜗轮上密封圈选用GB13871-1992型旋转轴唇形密封圈d=45mm 密封件选用JB/ZQ4606-86型毡圈油封。 十、参考材料 1、《机械设计》,孙志礼、何雪红、何韵君主编,冶金工业出版社,1998.2 1999 2、《机械设计课程设计》,巩云鹏、孙得志、喻子建主编,冶金工业出版社,
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- WD6 机械设计 课程设计 说明书 解读