机械设计zdd 1.docx
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机械设计zdd 1.docx
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机械设计zdd1
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:
指导教师:
修世超
2007年7月12日
一、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
400
500
二、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,Y
系列电动机
2)、滚筒转动所需要的有效功率
根据表确定各部分的效率:
V带传动效率η1=
一对滚动轴承效率η2=
闭式齿轮的传动效率η3=
弹性联轴器效率η
=
滑动轴承传动效率η5=
传动滚筒效率η6=
则总的传动总效率
η=η1×η2η2×η3×η4×η5×η6
=××××××
=
3).电机的转速
所需的电动机的功率
现以同步转速为Y132S-4型(1500r/min)及Y132M2-6
型(1000r/min)两种方案比较,由[2]表查得电动机
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
Y132S-4
1500
1430
2
Y132S-6
1000
960
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Y132S—6型,额定功率,同步转
速1000r/min,满载转速960r/min。
同时,由表查得电动机中心高H=132mm,
外伸轴段D×E=38mm×80mm。
三、传动装置的运动及动力参数计算
总传动比i=n0/nw=;由表得,V带传动的i12=,则齿轮传动的传动比为:
i23=i/i12==
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=pr=
n1=960r/minT1=*p1/n1=**1000/960=
2轴:
(减速器高速轴)
P2=p1*η12=*=
N2=n1/i12=960/=384r/min
T2=*p2/n2=**1000/384=
3轴:
(减速器低速轴)
P3=p2*η23=**=
N3=n2/i23=384/=min
T3=**1000/=
4.轴:
(即传动滚筒轴)
N4=n3/i34=1=min
P4=p3*η34=**=
T4=**1000/=
各轴运动及动力参数
轴序号
功率P(kw)
转速n(r/min)
转矩
传动形式
传动比
效率η
1
960
弹性联轴器
2
384
齿轮传动
3
带传动
4
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=;
Pc==*=
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=*dd1*n1/60*1000=;
满足5m/s<=V<=25-30m/s;
3.确定大带轮的标准直径:
Dd2=n1/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=dd1+dd1)=245~~700mm
取350mm
相应a0的带基准长度Ld0:
Ld0=2*a0+2*(dd1+dd1)+(dd2–dd1)2/4*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–dd1)/2a可得,
r=arcsin(250-100)/2*343=
a1=1800-2*0=>1200
符合要求;
6.计算带的根数;
Z=Pc/(P0+^P0)*Ka*Kl
查表可得,P0=,^P0=
查表可得,Ka=,
查表,Kl=
代入得,z=+**=;
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**4*cosr=
且F0为单根带的初拉力,
F0=500*Pc/v*z*Ka-1)+qv2
=
(查表可得,q=0.10kg/m)
验算带的实际传动比,
i实=dd2/dd2=250/100=
.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
查图5-17,ZN1=ZN2=(允许一定点蚀)
由式5-29,ZX1=ZX2=,
取SHmin=ZW=ZLVR=
由图5-16b,得
由5-28式计算许用接触应力
因
,故取
2)按齿面接触强度确定中心距
小轮转矩T1=68044N·mm
初取
,由表5-5得
减速传动,
;取
由图11-7可得,
=;
由式(5-39)计算中心距a
由,取中心距a=149mm。
a=150mm
估算模数mn=~a=—2.96mm,
取标准模数mn=2mm。
mn=2mm
小齿轮齿数:
大齿轮齿数:
z2=uz1=
取z1=30,z2=120z1=30,z2=120
实际传动比
传动比误差
,
齿轮分度圆直径
圆周速度
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=
由图5-4b,
按8级精度和
,
得Kv=。
齿宽
。
由图5-7a,按b/d1=,考虑轴的刚度较大和
齿轮相对轴承为非对称布置,得Kβ=。
由表5-4,得Kα=
载荷系数
齿顶圆直径
查表11-6可得,
由式5-39,计算齿面接触应力
故安全。
(4)验算齿根弯曲疲劳强度
按Z1=30,Z2=120,
由图5-18b,得
,
由图5-19,得Y
=,Y
=
由式5-32,m
=2mm<5mm,故Y
=Y
=。
取Y
=,S
=
由式5-31计算许用弯曲应力
,
由图5-14得Y
=,Y
=
由图5-15得Y
=,Y
=。
由式(5-47)计算Yβ,
(5)齿轮主要几何参数
z1=30,z2=120,u=,mn=2mm,β0=0,
d1=60mm,d2=240mm,
ha1=ha2=2mm,
da1=64mm,da2=244mm
df1=55mm,df2=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==91.2mm
C==(12-18)mm,取16;
r=0.5C;
n2=0.5m=;
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,
受键槽影响加
大%5取d=28mm
(二)低速轴的设计计算
1.
受键槽影响加
,轴径加大5%,,取d=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=
=N·m
Tc=KT=1250N·m>TC=N·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=9550×
=
计算转矩为 TC=KT=×=·m
从表可查得,HL3满足TN>Tc
[n]=5000r/min>n=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
径向力
a. 垂直面支反力
轴向力
b.水平面支反力
得,
,
C点,垂直面内弯矩图
C点右
C点左,
a.合成弯矩图
C点右,
C点左,
(3)作转矩T图
(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α=
C点左边
C点右边
D点
(5)校核轴的强度
按当量转矩计算轴的直径:
(轴的材料选择45号调质钢,查表13-1可得)
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
查表8-3得
。
C点轴径
因为有一个键槽
。
该值小于原
设计该点处轴径57mm,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45mm,故安全。
(6)精确校核轴的疲劳强度
(a)校核Ⅰ,Ⅱ,Ⅲ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
,
Ⅱ剖面因配合引起的应力集中系数由附表1-1,
查得
,
所以
,
。
因1-1、2-2剖面主要受转矩作
用,
起主要作用,故校核1-1剖面。
1-1剖面产生的
45钢的机械性能查表8-1,
得
,
绝对尺寸影响系数由附表1-4,得
,
表面质量系数由附表1-5,得
查表1-5,得
,
1-1剖面安全系数
取
,
,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
,
IV剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表1-2:
,
。
IV剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1,
查得
,
。
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
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
由附表1-4,查得
表面质量系数由附表1-5,
得
表面质量系数同上.III剖面的安全系数按
配合引起的应力集中系数计算,
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
=25000N,c=33500N.
2)、计算径向支反力
3)、求轴承轴向载荷
A1=0
A2=
4)、计算当量动载荷
A2/C0=25000=
插值定e2=
由A2/R2=〉
查表9—10X2=,Y2=
查表9—11,取fd=,fm=,ft=
P1=×=
P2=fd(X2R2+Y2A2)=;
为P2>P1,按P2计算,
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8×7,GB1096-79
(三).低速轴上键的选择与验算
(1)齿轮处
选择普通平键16×10GB1096-79型,其参数为
R=b/2=8mm,L:
45—180;取50;
l=L-2×R=34,
d=57mm。
齿轮材料为45钢,载荷平稳,静联接,
由表2-1,查得
因
,故安全。
(2)外伸处:
选择键14×9,GB1096-79,其参数为
R=b/2=7mm,L取102;l=L-2×R=102-2×7=88mm,
d=45mm。
齿轮材料为45钢,载荷稍有波动,静联接,
由表2-1,查得
因
,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密封圈:
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
陈良玉孙志礼着<<机械设计基础>>
冶金工业出版社1997
孙德志王春华等着<<机械设计课程设计>>
东北大学出版社2000
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