机械设计基础课程设计zdd-8

机械设计基础课程设计 计算说明书 材料与冶金学院 冶金工程 1006 班 设计者 赵大鹏 指导教师 李翠玲 2012 年 7 月 1 日 东北大学 2 目录目录 1 设计任务书 2 电动机的选择计算 3 传动装置的运动和动力参数计算 4 传动零件的设计计算 4 1 V 带传动的设计计算 4 2 圆柱齿轮传动的设计计算 5 轴的设计计算 6 滚动轴承的选择及其寿命计算 7 键连接的选择和计算 8 联轴器的选择 9 润滑与密封 参考文献 3 1 1 设计任务书 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 82 清洁平稳小批 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 812002 1400600 2 2 电动机的选择计算电动机的选择计算 2 1 电动机的转速选择 2 1 1 计算传动滚筒的转速 min 101 60 r D v nw 2 1 2 电动机的转速 考虑经济性 可同步转速为 1500 或 1000r min 的电动机 选用 Y 系列三相异步电动机 2 2 电动机的输出功率 2 2 1 工作机的功率 kwwFvPw52 2 2520 2 2 2 传动装置的总效率 根据表 2 11 1 确定各部分的效率 V 带传动效率 1 0 95 一对滚动球轴承效率 2 0 98 闭式齿轮的传动效率 3 0 97 弹性联轴器效率 4 0 99 滑动轴承传动效率 5 0 97 传动滚筒效率 6 0 96 4 则总的传动总效率 0 99 0 98 0 98 0 97 0 95 0 97 0 96 0 816 2 2 3 所需的电动机的输出功率 kw Pw 09 3 Pr 2 3 选择电动机型号 现以同步转速为 Y112M 4 型 1500r min 及 Y132M1 6 型 1000r min 两种方案比较 传动比 257 14 0 wn n i 由表得电动机数据 5 9 0 2 wn n i 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 1Y112M 44 01500144014 26 2Y132M1 64 010009609 5 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 Y132M1 6 型 额定功率 4 0kw 同步转 速 1000r min 满载转速 960r min 3 3 传动装置的运动及动力参数计算 传动装置的运动及动力参数计算 3 1 分配传动比 3 1 1 总传动比 5 9 0 wn n i 3 1 2 各级传动比分配 取 V 带传动的 i带 2 5 则齿轮传动的传动比为 I闭 i i带 9 5 2 5 3 8 3 2 各轴功率 转速和转矩的计算各轴功率 转速和转矩的计算 0 轴 电动机轴 P0 Pr 3 09kw 5 N0 960r min T0 9550 P0 n0 9550 3 09 960 30 74Nm 1 轴 减速器高速轴 P1 P0 带 3 09 0 95 2 9355kw N1 n0 i带 960 2 5 384r min T1 9 55 P1 n1 9 55 2 9355 1000 384 73Nm 2 轴 减速器低速轴 P2 P1 滚 齿 2 9355 0 98 0 97 2 79kw N2 n1 i闭 384 3 8 101 05r min T3 9 55 2 79 1000 101 05 263 68Nm 3 轴 即传动滚筒轴 N3 n2 101 05r min P3 p2 滚动 联 2 79 0 99 0 98 2 71kw T3 9 55 2 71 1000 101 05 256 12Nm 各轴运动及动力参数各轴运动及动力参数 4 4 传动零件的设计计算 传动零件的设计计算 4 1 V 带传动的设计计算 1 选择 V 带型号 因为小轮的转速是 960r min 班制是 2 年 载荷变动小 取 Ka 1 1 轴序号轴序号功率功率 P kw P kw 转速转速 n r min n r min 转矩转矩 N m N m 传动形式传动形式传动比传动比效率效率 03 0996030 74 带传动 2 50 95 12 935538473 齿轮传动 滚动球轴承 3 80 9506 2 2 79101 05 263 68 3 2 71101 05256 12 弹性联轴器 滚动球轴承 1 00 9702 6 Pc Ka P 1 1 3 09 3 399kw 根据 Pc 与 n0 由图可得选用 A 型号带 dd1min 75mm 取标准直径 即 dd1 100mm 2 验算带速 V 3 14 dd1 n0 60 1000 5 024 满足 5m s V1200 符合要求 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 3 399 0 13 1 0 0 926 0 93 3 50 取 4 根 7 计算作用在轴上的载荷 Fr 和初拉力 F0 Fr 2 F0 z sin a1 2 2 148 68 4 cosr 1141 76N 且 F0 为单根带的初拉力 F0 500 Pc v z 2 5 Ka 1 qv2 146 27N 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 4 2 圆柱齿轮传动的设计计算 1 材料选择 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 7 计算应力循环次数 9 1 1011 1 2830010 138460260 h jLnN 81 2102 92 闭i N N 查图 11 14 ZN1 1 0 ZN2 1 10 允许一定点蚀 由式 11 15 ZX1 ZX2 1 0 取 SHmin 1 0 由图 11 13 b 得 1limH 690MPa 2limH 440MPa 2 11 min 1lim 1 690mmNZZ S XN H H H 2 22 min 2lim 2 484mmNZZ S XN H H H 因 故取 12HH 2 2 484mmN HH 2 按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩 T1 73000N mm 初定螺旋角 12 由图 11 20 得 Z 0 99 初取 由表 11 5 得0 1 2 ttZ K 2 9 188mmNZE 减速传动 取8 3 iu4 0 a 由图 11 7 可得 2 45 H Z 由式 11 32 计算中心距 a mm ZZZ u KT ua H EH a 51 133 484 99 0 9 18845 2 8 34 02 730001 18 3 2 1 3 2 3 2 1 由 4 2 10 取中心距 a 145mm a 145mm 估算模数 mn 0 007 0 02 a 1 015 2 9mm 取标准模数 mn 2mm mn 2mm 小齿轮齿数 54 29 1 12cos2 1 um a z n 大齿轮齿数 z2 uz1 112 252 取 z1 30 z2 112 z1 30 z2 112 8 实际传动比73 3 1 2 z z i实 传动比误差 5 8 1 100 8 3 8 373 3 100 理 实理 i ii i 修正螺旋角 arccos Mn Z2 Z1 2a 11 675 与初选 12 ZH Z 可不修正 齿轮分度圆直径 mmzmd n 268 61 11 mmzmd n 732 228 22 圆周速度sm nd v 23 1 1060 3 11 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 载荷平稳 由表 11 3 取 KA 1 0 按 8 级精度和 smvz 369 0 100 3023 1 100 1 得 Kv 1 02 齿宽 mmab a 581454 0 由图 11 3a 按 b d1 0 95 考虑轴的刚度较大和 齿轮相对轴承为非对称布置 得 K 1 08 由表 11 4 得 K 1 4 载荷系数54 1 1 108 104 125 1 K KKKK vA 由图 11 4 按 ZV1 Z1 cos3 31 94 Zv2 Z2 cos3 119 25 得 835 0 846 0 2 1 a a 681 1 21 aaa 查表 11 6 可得 775 0 Z 由式 11 31 计算齿面接触应力 9 22 2 2 1 1 484 4 442 8 3 18 3 268 6158 7300054 1 2 08 1775 0 9 18845 2 12 mmNmmN u u bd KT ZZZZ H EHH 故安全 4 验算齿根弯曲疲劳强度 按 Zv1 31 94 Zv2 119 25 由图 11 10 得 54 2 1 Fa Y19 2 2 Fa Y 由图 11 11 得 62 1 1 sY81 1 2 sY 由图 11 12 得 65 0 Y 由式 11 33 计算许用弯曲应力 111 1 1 1 46 118 2 FSF n F MPaYYYY mbd KT 安全 2 11 22 1 2 12 114F SaFa SF F F MPa YY YY 安全 5 齿轮主要几何参数 z1 30 z2 112 u 3 8 mn 2 mm 0 11 675 mt mn cos 2 042mm d1 61 268 mm d2 228 732 mm da1 d1 2hamn 65 268mm da2 232 732 mm df1 d1 2 ha c mn 56 267 df2 223 732 mm 齿宽 b2 b 1 58mm b1 b2 5 10 66mm 5 轴的设计计算 5 1 高速轴的设计 5 1 1 选择轴的材料 45 号钢 5 1 2 按转矩初步估计轴伸直径 受键槽影响加mm n P Ad67 21 384 935 2 110 33 大 5 取 25mm 5 1 3 设计轴的结构 10 考虑到密封毡圈对轴径尺寸的要求 去 d2 30mm 选择角接触球轴承 考虑到其对轴径的要求 取 d3 35mm 选择 7207c 型角接触球轴承 5 1 4 小齿轮上的作用力 圆周力N2384 2 1 1 1 d T Ft 轴向力N 6 492tan11 taFF 径向力N886costan11 ntrFF 齿面间正压力N2591 2 1111 22 ratnFFFF 5 2 低速轴的设计计算低速轴的设计计算 5 2 1 选择轴测材料 材料选择 45 号钢 调质处理 5 2 2 按轴矩初步估计轴伸直径 受键槽影响加mm n P Ad22 30 05 101 79 2 100 33 0 轴径加大 取 35 选择角接触球轴承 根据毡圈密封件的尺寸要求 取 d2 40mm 根据轴承内径的尺 寸要求 取 d3 45mm d4 48mm d5 58mm 箱体壁厚 8mm 箱体内壁距轴承座孔最外端的距离为 8 C1 C1 5 8 8 20 16 5 49 D2 轴段超出轴承盖 19mm 轴承端盖的厚度参考毡圈密封件的尺寸而定 取 10mm 因 T2 263 68Nm lx2 型弹性联轴器的公称转矩 Tn 560 1 5T2 选用此联轴器 轴孔长度 L 60mm 综上 确定轴各段长度如下 L1 58mm L2 47mm L3 47mm L4 56mm 比大齿轮宽小 2mm 以 利于挡油盘给大齿轮定位 l5 10mm L6 35mm 选择滚动轴承 选择 7209c 型角接触球轴承 5 2 4 轴的计算简图 大齿轮受力 圆周力 N d T Ft6 2305 2 转矩 T 9 55 106P N 263 68n mm 径向力 NtgFFn tr 9 856cos 11 轴向力 NFF t a1109tan 5 2 5 铅直面内的支座反力 据 得0 BM 0 221 LFLLR rAY N LL LF R r AY 8 1152 21 2 0 YNRFR AYr BY 8 1152 5 2 6 水平面内的支座反力 0 2 221 LF d FLLR raAz N LL d FLF R a r AZ 79 2 2 21 2 据 0 Z NRFR AZr BZ11 854 C 点 垂直面内弯矩图 mmNLRM AyCy 4 1 1037 7 水平面内弯矩 MY C 点右 mmNLRM BzCz 4 2 1047 5 C 点左 mmNLRM AzCz 5 178 1 a 合成弯矩图 C 点右 mNMMM CzCyC 42 1018 9 C 点左 mmNMM CZCyC 42 1037 2 5 2 7 作转矩 T 图 mmNT 5 3 1064 2 5 2 8 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 0 6 C 点左边 12 mmNTMM CCvC 522 1075 1 C 点右边 mmNTMM CCvC 52 2 1083 1 D 点 mmNTTMM oDVD 522 1058 1 5 2 9 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 2 650mmN B 2 1 60 mmN b C 点轴径 mm M d b caC C 78 30 1 0 3 1 因为有一个键槽 该值小于原 mmdC32 32 05 0 1 78 30 设计该点处轴径 45mm 故安全 D 点轴径 mm M d b caD D 75 29 1 0 3 1 因为有一个键槽 该值小于原mmdC24 31 05 01 75 29 设计该点处轴径 35 mm 故安全 6 滚动轴承的选择及其寿命验算 6 1 高速轴滚动轴承的选择及其寿命计算 13 6 1 1 选择轴承类型及初定型号 选 7207c 型角接触球轴承 6 1 2 计算轴承的受力 6 1 3 计算当量动载荷 由表 14 15