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机械设计课程设计
说明书
材料与冶金学院
2023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
2.0
400
500
二、电动机的选择计算
1)、选择电动机系列 根据工作规定及工作条件应
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4.2-9拟定各部分的效率:
V带传动效率 η1 =0.95
一对滚动轴承效率 η2 =0.99
闭式齿轮的传动效率 η3 =0.97
弹性联轴器效率 η4 =0.99
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×η2η2 ×η3×η4×η5×η6
= 0.95×0.99×0.99×0.97×0.99×0.97×0.96
= 0.8326
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4.12-1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
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4.12-2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=10.05;由表2.2-1得,V带传动的i12= 2.5,则齿轮传动的传动比为:i23=i/i12=10.05/2.5=4.02
此分派的传动比只是初步的,实际的要在传动零件的
参数和尺寸拟定后才干拟定。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=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=p1*η12= 2.88*0.95=2.736kw
N2=n1/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*η23=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=n3/i34=95.5/1=95.5r/min
P4=p3*η34=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η
1
2.88
960
28.65
弹性联轴器
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
由于小轮的转速是960r/min,班制是2年,载荷变动小,
取Ka=1.2;
Pc=Ka.P1 =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.拟定大带轮的标准直径:
Dd2=n1/n 2*dd1=960/384*100=250mm;
查表10-5,取其标准值
4.拟定中心距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 +dd1)=245~~700 mm
取350mm
相应a0的带基准长度Ld0:
Ld0=2*a0 +3.14/2 *( dd1 +dd1)+(dd2 –dd1)2/4* a0=1265.57 mm;
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 = 12.650
a1 =1800 -2*12.63 0 =154.74>1200
符合规定;
6.计算带的根数;
Z = Pc /(P0 +^P0)*Ka*Kl
查表可得,P0 =1.0kw, ^P0 =0.13kw
查表10.6可得,Ka =0.926,
查表10.7,Kl = 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 =2 F0 *z *cosr= 2* 148.68 *4*cosr =1160.6N
且F0为单根带的初拉力,
F0 = 500* Pc/v*z *(2.5/Ka -1 ) +qv2
=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 调质解决 齿面硬度 250-280HBS
大齿轮 zg310-570钢 正火解决 齿面硬度 162-185HBS
计算应力循环次数
查图5-17,ZN1=1.0 ZN2=1.08(允许一定点蚀)
由式5-29,ZX1=ZX2=1.0 ,
取SHmin=1.0 ZW=1.0 ZLVR=1.0
由图5-16b,得
由5-28式计算许用接触应力
因,故取
2) 按齿面接触强度拟定中心距
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,=2.5;
由式(5-39)计算中心距a
由4.2-10,取中心距a=149mm。 a=150mm
估算模数mn=(0.007~0.02)a=1.04—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=120 z1=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=1.25
由图5-4b,
按8级精度和,
得Kv=1.04。
齿宽。
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Kβ=1.08。
由表5-4,得Kα=1.1
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=1.0,Y=1.0
由式5-32,m=2mm<5mm,故Y=Y=1.0。
取Y=2.0,S=1.4
由式5-31计算许用弯曲应力
,
由图5-14得Y=2.65,Y=2.18
由图5-15得Y=1.63,Y=1.82。
由式(5-47)计算Yβ,
(5) 齿轮重要几何参数
z1=30, z2=120, u=4.0, mn=2 mm, β0=0,
d1=60 mm, d2=240 mm,
ha1 = ha2 =2mm,
da1=64mm, da2=244 mm
df1=55mm, df2=235 mm, a=150mm
齿宽b2 = b 1 =59.6mm, b1=b2+(5~10)=68mm
(6) 低速轴上齿轮的重要参数
D0=da2-14=230 mm
D3 =1.6D4 =91.2 mm
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,
,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。
由于是小批生产,故轴外伸段采用圆柱形。
初取联轴器HL4,公称转矩Tn=1.5 665.38 =998.87 N·m
Tc=KT=1250 N·m>TC =998.87 N·m
满足规定 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×=262.7Nm
计算转矩为 TC=KT=1.5×262.7=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
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=0.6
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
由于有一个键槽。该值小于原
设计该点处轴径57mm,故安全。
D点轴径
由于有一个键槽。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剖面重要受转矩作
用,起重要作用,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)、拟定轴承的承载能力
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=2329.67N
4)、计算当量动载荷
A2/C0=2329.67/25000=0.093
插值定e2=0.29
由A2/R2 =0.849〉0.29
查表9—10 X2=0.56,Y2=1.50
查表9—11,取fd=1.2,fm=1.0,ft=1.0
P1 =1.2×2038.33=2445.996N
P2=fd (X2R2 +Y2A2) =6037.4N;
为P2>P1,按P2 计算,
故深沟球轴承6211合用。
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16×10 GB1096-79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45 JB/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 2023
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