机械设计基础课程设计ZDL.docx
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机械设计基础课程设计ZDL
1、设计任务书
1.1设计题目
1.2工作条件
1.3技术条件
2、传动装置总体设计
2.1电动机选择
2.2分配传动比
2.3传动装置的运动和动力参数计算
3、传动零件设计计算以与校核
3.1减速器以外的传动零件设计计算
3.2减速器部传动零件设计计算
4、轴的计算
4.1初步确定轴的直径
4.2轴的强度校核
5、滚动轴承的选择与其寿命验算
5.1初选滚动轴承的型号
5.2滚动轴承寿命的胶合计算
6、键连接选择和验算
7、连轴器的选择和验算
8、减速器的润滑以与密封形式选择
9、参考文献
1.1设计题目
设计胶带传输机的传动装置
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)
ZDL-5
1800
1.8
300
400
2.传动装置总体设计
2.1电动机的选择
选择电动机系列
根据工作要求与工作条件应选用三相异步电动机,封闭自扇冷式结构,电压380伏,丫系列电动机
选择电动机的功率
(1)卷筒所需有效功率
FV
Pw
1000
18001.8
1000
3.24kwPw3.24kw
(2)传动总效率
根据表4.2-9确定各部分的效率:
弹性联轴器效率一对滚动轴承效率闭式齿轮的传动效率开式滚子链传动效率一对滑动轴承的效传动滚筒的效率
2
123456
n1=0.99
n2=0.99
n3=0.97(8级)
n4=0.92
n5=0.97
n6=0.96
2
0.990.990.97
0.920.970.96
0.8063
0.8063
(3)所需的电动机的功率
Pr
Pw
4.02KwPr=4.02kw
0.8063
按工作要求与工作条件选用三相异步电动机,封闭自扇冷式
结构,电压380V,丫系列。
查表2.9-1可选的丫系列三相异步电动机丫132M2-6型,额定
R5.5kw,Y132S-4型,额定功率5.5KW
满足P。
Pr确定电动机转速
传动滚筒转速
60v
~D~
601.8
0T
114.6r/min
现以同步转速为丫132S-4型(1500r/min)与Y132M2-6
型(1000r/min)两种方案比较,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)
电动机质量/kg
1
Y132S-4
5.5
1500
1440
68
2
Y132M2-6
5.5
1000
960
84
比较两种方案,选择方案2,查得其主要性能数据列于下表
电动机额定功率P0/kW
5.5
电动机满载转速n0/(r/min)
960
电动机轴伸直径D/mm
38
电动机轴伸长度E/mm
132
2.2分配传动比.
(1)总传动比i十眾8.38
则取减速器传动比i23.
i12
i8.38
3.352
2.5
2.3传动装置的运动和动力参数计算
各轴功率、
转速和转矩的计算
Po
Pr
3.24kw
no
720r/min
Po
3.24io3
To9.55o9.55
42.98N
n。
72o
1轴:
即减速器的高速轴
Pi
Po
oi3.24o.99
3.21kw
no
ni
ioi
72or/min
Ti
9.55
Pi9.55阿io3
42.58Nm
ni96o
2
轴:
即减速器的低速轴
P2
Pi12
;3.24o.99o.98
0.973.05kw
n2
厲72°2oor/min
ii23.6
P2
3.05103
T29.5529.55
145.64N
200
3
轴:
即传动滚筒轴
P3
P223
3.o5o.98o.922.75kw
0轴:
即电动机的主动轴
m
m
n3
n
i23
95.5r/min
2.094
9.55旦
n3
9.55
2.75103
95.5
275Nm
各轴运动与动力参数列表示
轴序号
功率
P(kw)
转速n(r/min)
转矩
T(N.m)
传动形式
传动比i
效率n
0
3.25
720
42.98
联轴器
1
0.99
1
3.21
720
42.58
齿轮传动
3.6
0.95
2
3.05
200
145.64
链传动
2.094
0.90
3
2.75
95.5
275
3•传动零件的设计计算
3.1减速器以外的传动零件设计计算
设计链传动
1)确定链轮齿数
由传动比取
小链轮齿数乙292i2922.09424.812所以取乙=25大链轮齿数乙iZ,2.09424.81251.956所以取Z2=52实际传动比i互522.08
乙25
100%
0.67%
2)确定链条节距
由式P0
KaP
KzKp
查表得,工况系数Ka1.4
小链轮齿数系数Kz(勺严1.34
19
取双排链,取Kp=1.7
Po
1.43.05
1.341.7
1.87kW
因为m200r/min
查表得选链号No10A节距p=15.875
3)计算链长
初选a0=40p=4015.875=635mm
链长
Lp
2a0Z2Z1
p
p2
f240
取Lp=120节
118.96节
522515.875(5225)2
635(
所以实际中心距a-643
4)验算链速
ZEJ
601000
25200仮8751.32
601000
Vv15m/s适合
5)选择润滑方式
按v=1.32m/s,链号10A,查图选用滴油润滑。
6)作用在轴上的力
1000P10003.05
有效圆周力Fe2319.6N
v1.32
作用在轴上的力Fq
1.2Fe1.22310.22772.7N
7)链轮尺寸与结构分度圆直径
d1
Z1
15.875
.180°sin
25
126.662mm
d1
262.925mm
15.875.1800sin
3.2减速器以的传动零件设计计算
设计齿轮传动
调质处理,齿面硬度正火处理,齿面硬度
217—255HBS
162—217HBS
1)材料的选择:
小齿轮选用45#钢,大齿轮选用45#钢,计算应力循环次数
N1
60mjLh60
720
1(103008
2)2.0736109
N2
N12.0736
i
109
5.76108
3.6
11-14,
11-15,
取Smir=1.0由图11-13b,得
查图
由式
Zn1=1.0Z
Zx1=Z<2=1.0
N2=1.05(允许一定点蚀)
Hlim1575MPa,
Hlim254°MPa
计算许用接触应力
Hlim1-
1ZN1ZX1
SHmin
5701.01.0575.0MPa
1.0
Hlim2
SHmin
ZN2Z
X2
540
1.0
1.051.0567.0MPa
因H2H1,故取HH2567.0N/mm2
2)按齿面接触强度确定中心距
小轮转矩T14.26104Nmm
初取Ktz21.1,取a0.4,由表11-5得ZE189.8MPa
由图11-7得,Zh2.45,减速传动,ui3.6;
由式(5-39)计算中心距a
2
JKT1ZhZeZZ
at(u1片
2aUH
2
…,、门.1426002.45189.81
(3.61)%
\20.43.6567.0
102.13
由4.2-10,取中心距a=140mma=140mm
估算模数m=(0.007~0.02)a=0.98—2.8mm,
取标准模数m=2.5mmm=2.5mm
小齿轮齿数:
z
2a2
140
2435
厶幵・OU
m
u12.5
3.6
1
大齿轮齿数:
z
取Z1=24,Z2=98
2=uz1=3.6
24.35
87.65Z1=24,Z2=88
实际传动比i实Z2
883.67
乙24
传动比误差
i理i实|3.63.67
i100%[100%1.94%5%,
i理3.6
在允许围。
齿轮分度圆直径
d1mz2.52460mm
d2mz22.588220mm
圆周速度v
d1n1
60103
60720
6104
2.26m/s
由表11-6,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11-3,取K=1.25
由图11-2(a).
按8级精度和口/1002.2624/1000.542m/s,
得K/=1.03。
齿宽baa0.414056mm。
由图11-3(a),按b/d1=56/60=0.93,取Kb=1.08。
由表11-4,得K=1.2
载荷系数KKAKvKK1.251.031.081.21.669
由图11-4,得
10.775,
0.810,
所以
1.585
由图11-6得,Z0.78
计算齿面接触应力
ZhZeZZ汽u1
HEbd:
u
2.4518980.781.0
34434MPa
h567.0MPa
21.669426003.61
566023.6
故在安全围。
(4)校核齿根弯曲疲劳强度
按乙=27,乙=98,
由图11-10得,YFa1=2.65,YFa2=2.21
由图11-11得,Ysa11.59,Ysa21.78
由图11-12得,Y0.7
由图11-16(b),得Flim1210N/mm2,Flim2205N/mm2
由图11-17,得Yn1=1.0,Yn2=1.0
由图11-18得,丫x1=Yx2
=1.0。
取Yst=2.0,SFmin=1.4
计算齿根许用弯曲应力
F1
Flim1丫ST、
~Yn〔Yx1
s
Fmin
2^1.0
1.4
1.0
300MPa
Flim2丫ST
SFmin
丫N2丫X2
2^1.0
1.4
1.0
292.8N/mm2
F1空匸YFaY1Y
bdimn
21.669
50
42600
2.65
602.5
1.59
0.7
52.01MPaF1300MPa故安全。
YFa2Ysa22.211.78
F2F1Fa2Sa252.01-
Yf1YSa12.651.59
48.56MPa292.8MPa
故安全。
(5)齿轮主要几何参数
Z1=24,Z2=88,u=3.6,m=2.5mm,
d1
mz
2.5
246Omm02mz22.588220mm
da1
d1
2ham
602
1.02.565mm,
da2
d2
2ham
220
21.02.5225mm
df1
d1
2(ha
c)m
602(1.00.25)2.553.75mm
df2
d2
2(ha
c)m
2202(1.00.25)2.5213.75mm
a
1
2(d1
d2)
140mm
b2
b
56mm,
b1=bs+(5~10)=64mm
4.轴的设计计算
4.1初步确定轴的直径
高速轴与联轴器的设计
1•初步估定减速器高速轴外伸段轴径
根据所选电机d电机42mm,轴伸长E110mm
则d=(0.8〜1.0)d电机=(0.8〜1.0)X42=33.6〜42mm
取d=35mmd=35mm
2•选择联轴器
根据传动装置的工作条件你选用弹性柱销联轴器
(GB5014-85。
计算转矩Tc为
Tc=KaT=1.5X53.1=79.7N.m
式中T――联轴器所传递的标称扭矩,
T=9.55
XP=9.55X53.1N.m
n720
Ka――工作情况系数,取Ka=1.5
根据Tc=79.77N.m,从表2.5-1可查的HL2号联轴器就可以
转矩要求(Tn315Nm,TnTJ。
但其轴孔直径(d=20〜32mr)i
不能满足电动机与减速器高速轴轴径的要求。
因此重选HL3
720r/min))
号联轴器(Tn630NmTc79.7Nm,n5000r/minn
低速轴的设计计算
1.选择轴的材料
选择材料为45号钢,调质处理。
2.按转矩初步计算轴伸直径
13033・05
、200
32.24mm
取d=35mm
4.2轴的强度校核
计算小齿轮上的作用力
转矩T=146N.m
圆周力
Ft
21
d
2
1460001327.27NFt=1327.27N
220
径向力
Fr
Ft
tg
1327.27tg20483.09NFr=483.09N
轴向力
Fa
Ft
tg
1327.27tg00NFa=0N
(1)绘轴的受力简图,求支座反力
a.垂直面支反力
L|L254mm
RAy
Ft
L2
F132727
口663.64FAy=663.64N
L1
L2
22
Y
0
RBy
Ft
RAy
1327.27663.64663.64NRby=663.64N
RAy(L1L2)
FtL20
b.水平面支反力
md
Mc0得,Raz(L1L2)Fa—FrL20
2
483.0954
LiL2
5454
241.55NRaz=241.55N
0得:
Rbz
FrRaz
483.09241.55
241.55
Rz=241.55N
(2)作弯矩图
a.垂直面弯矩MY图
B点,McyRAyL663.54543.58104NmmMc=35800N.mm
b.水平面弯矩M图
C点右Mc右RbzL21.3104NmmMe右=13000N.mm
C点左,MC左RAzL11.3104Nmm=13000N.mm
e.合成弯矩图
B点右,Mcb右
MCy
2
e右
3.8
104N
mmMcb右=38000N.mm
B点左,Mcb左
MCy
MC左
3.8
104n
mmMcb左
=38000N.mm
(3)作转矩
T图
TFt-4.26104NmmT=42600N.mm
2
(4)作计算弯矩Ma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
B点左边
Mea左..MC左(TC)2(358104)2(0.64.26104)2.
昭"左'CMa左=45800N.mm
4.58104Nmm
B点右边
叽右M右—(Tc)2心厂忖厂©6—4.26一104)2MCa右=45800N.mm
4.58104Nmm
D点
MeaDMdTo25560NmmMaD=25560N.mm
(5)校核轴的强度
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13-1得B650N/mm2查表13-3得[b]i60N/mm2。
C点轴径de3McaC34.581019.7mm
忖b1*0.160
因为有一个键槽de19.7(10.05)20.7mm。
该值小于原
dc=20.7mm<44mm故安全。
McaD325560
D点轴径dD3316.21mm
V0.1b1、0.160
因为有一个键槽de16.21(10.05)17.02mm。
该值小于原
设计该点处轴径35mm故安全
5.滚动轴承的选择与其寿命验算
1•低速轴轴承
1)、选定轴承类型与初定型号
深沟球轴承(GB/T276-94),型号6208:
查表得Cr22.8kNC0r15.8kN
2)、计算径向支反力
R1尺丫―RAz706.4NR
R2RBY
rBz706.4N
1=1703.54N
2=3913.423N
3)校核轴承寿命
10
乓
L10h
106ftC
60nfpP
106
60200
1
706.4
22800
10
3
6.5
6
1057600h(2
830010)
故满足轴承的寿命要求
2.高速轴轴承
高速轴承的确定与低速轴承相同,选取深沟球轴承(GB/T276-96)型号6208。
6.键联接的选择和验算
(一).减速器大齿轮与低速轴的键联接
1)键的材料类型
45号钢,A型普通平键
2)确定键的尺寸
b=12mm,h=8mm,L=45mm
3)验算键的挤压强度
键和轴的材料为钢轮毂材料为铸铁,铸铁的许用力比钢的许用挤压应力低,按铸铁校核键连接的挤压强度。
查表的许用挤压应力p53mPa,键的计算长度
l=L-b=45-12=33mm
由下式得
4T4146000
dkl
44833
2
50.28N/mm
该键安全。
所以选12X45GB1096-79
(二).小齿轮与减速器低速轴轴伸的联接
1)键的材料类型
45号钢A型普通平键,轧毂为铸铁
2)确定键的尺寸
b=10mmh=8mm,L=50mm,p=100n/mm2
同上面的方法
4Tpdhl
41460002
52.1N/mm
358(5010)
因p
p,故安全。
所以选10X50GB1096-79
(三).联轴器与减速器高速轴轴伸的联接
经计算得,该键与小齿轮与减速器低速轴轴伸的联接的键相同。
7.联轴器的选择
根据传动装置的工作条件你选用弹性柱销联轴器(GB5014-85
计算转矩Tc为
Tc=KaT=1.25X54.7=68.375mm
式中T――联轴器所传递的标称扭矩,
P4103
T=9.55X=9.55X41054.7
n960
Ka――工作情况系数,取Ka=1.25。
根据Tc=54.7Nm,从表2.5-1可查的HL2号联轴器就可以
转矩要求(Tn315Nm,「TQ。
但其轴孔直径(d=20〜32mrj)
不能满足电动机与减速器高速轴轴径的要求。
因此重选HL3
号联轴器(Tn630NmTc68.375Nm,n5000r/minn960r/min)。
8.减速器的润滑与密封形式选择
1减速器的润滑采用油润滑,润滑油选用中负荷工业齿轮油GB5903-86。
2油标尺M16,材料Q235A
3密封圈
低速轴选用40X60X8GB9877.1-88
高速轴选用40X60X8GB9877.1-88
9.参考文献
[1]良玉王玉良马星国力著<<机械设计基础>>
东北大学2000
[2]德志王春华董美云庆忠著<<机械设计基础课程设计>>东北大学2000
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