机械设计基础课程设计zdl7c

机械设计课程设计说明 18 闫玉涛 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及校核3.1减速器以外的传动零件设计计算3.2减速器内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、 滚动轴承的选择及其寿命验算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、 减速器的润滑以及密封形式选择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102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-620001.83205002.传动装置总体设计2.1电动机的选择2.1.1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，封闭自扇冷式结构，电压380伏，Y系列电动机2.1.2选择电动机的功率 （1）卷筒所需有效功率 （2）按表2-11-1确定各部分效率如下：弹性联轴器的效率：一对滚动轴承效率： 闭式齿轮传动效率： （暂定齿轮精度为8级）开式滚子链传动效率：一对滑动轴承的效率：传动滚筒效率： 传动的总效率所需电动机功率 查表2-18-1，可选Y系列三相异步Y132S-4型，额定功率或选Y系列三相异步电动机Y132M2-6型，额定功率，均满足 2.1.3确定电动机转速传动滚筒工作转速 现以同步转速为1500r/min 及1000r/min 两种方案进行比较，由表2-18-1查得电动机数据，计出总传动比列于下表 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)电动机质量/kg总传动比1Y132S-45.5150014406813.412Y132M2-65.51000960848.94 比较两种方案，方案1选用的电动机使总传动比较大。为使传动装置结构紧凑，选用方案2。电动机型号为Y132M2-6。由表2.9-2查得其主要性能数据列于下表电动机额定功率/kW5.5电动机满载转速/(r/min)960电动机轴伸直径D/mm38电动机轴伸长度E/mm80电动机中心高H/mm132堵转转矩/额定转矩2.0 2.2分配传动比（1） 总传动比 查表2-11-1 取 则齿轮传动比为 2.3传动装置的运动和动力参数计算2.3.1各轴功率、转速和转矩的计算（1） 各轴功率、转速、转矩的计算 0轴:0轴即电动机轴1轴：1轴即减速器高速轴，与电动机轴采用联轴器联接，传动比，查表2-11-1弹性联轴器的传动效率为，则2轴：2轴即减速器低速轴，动力从1轴到2轴经历了1轴上的一对滚动轴承和一对齿轮啮合，故发生两次功率消耗，计算效率都要计入，查表2-11-1 一对滚动轴承的传动效率为，闭式齿轮传动效率： （暂定齿轮精度为8级），则3轴 ：3轴即传动滚筒轴，从动力从2轴到此轴经历了2轴上的一对滚动轴承和开式滚子链传动，故发生两次功率损耗，计算效率时都要计入，查表2-11-1一对滚动轴承的传动效率为 ，开式滚子链传动效率：，则将以上结果汇总列表于下表，以便设计计算时查用 各轴的运动和动力参数轴序号功率P/kW转速n/(r/min)转矩T/(Nm)04.5696045.3614.5196044.8724.33214.77192.5433.85103.79342.37传动模式传动比效率弹性联轴器10.99闭式齿轮传动4.4700.96开式链传动20.893.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推荐值 由取奇原则取小链轮齿数 =25大链轮齿数 所以取 =63实际传动比 2）确定链条节距由式 查表得，工况系数1.4小链轮齿数系数 取单排链，取=1.0 kW因为查表10-23得选链号No12A，节距p=19.05mm3)计算链长初选 =40p=4019.05=762mm链长 节取 =126节实际中心距为：代入数据得 a=772.46mm4)验算链速 V15 m/s 适合5）选择润滑方式按v=2.131m/s,链号12A，查图10-26选用滴油润滑。6）作用在轴上的力有效圆周力 作用在轴上的力7）链轮尺寸及结构分度圆直径 3.2 减速器以内的传动零件设计计算设计齿轮传动1） 材料的选择：小齿轮选用40Cr钢，调质处理，齿面硬度250-280HBS，大齿轮选用2G310-570正火处理，齿面硬度162185HBS。 计算应力循环次数查图11-14，ZN1=1.10 ZN2=1.17（允许一定点蚀）由式11-15，ZX1=ZX2=1.0 ，取SHmin=1.0 由图11-13b，得,由式11-24计算许用接触应力 因，故取 2） 按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩初定螺旋角 由图11-20得初取，取，由表11-5得由图11-7得，减速传动，; 由式（5-39）计算中心距a由4.2-10,取中心距a=130mm。 a=125mm估算模数m=(0.0070.02)a=0.912.6mm,取标准模数。 m=2.5mm 小齿轮齿数：大齿轮齿数： 取z1=28，z2=100 z1=23，z2=103 实际传动比传动比误差，在允许范围内。修正螺旋角 与初选值相近 、可以不修正齿轮分度圆直径 圆周速度由表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KA=1.25由图11-2（b），按8级精度和， 得Kv=1.06。齿宽。由图11-3(a)，按b/d1=52/56.875=0.914,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，取 K=1.08。由表11-4，得K=1.2载荷系数由图11-4，按得，所以由图11-6得，计算齿面接触应力故在安全范围内。（4）校核齿根弯曲疲劳强度按、由图11-10得，Y=2.57，Y=2.19由图11-11得，由图11-12得，查图11-21得，由图11-17，得Y=1.0，Y=1.0由图11-18得,Y=Y=1.0。取Y=2.0，S=1.4由图11-16（b），得，由式11-25计算齿根许用弯曲应力由式11-33计算齿轮弯曲应力 （5） 齿轮主要几何参数 、 mm mm 齿宽、 4. 轴的设计计算4.1初步确定轴的直径4.1.1高速轴及联轴器的设计1 初步估定减速器高速轴外伸段轴径 根据所选电机 则d=(0.81.0)d=(0.81.0)38=30.438mm 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（GB/T5014-2003）。计算转矩为 式中T联轴器所传递的标称扭矩， 工作情况系数，取=1.25。 根据从表2-14-1可查的HL2号联轴器就可以满足转矩要求（）。但其轴孔直径（d=2032mm）不能满足电动机及减速器高速轴轴径的要求。因此重选HL3号联轴器（）。最后确定减速器高速轴外伸段直径为 d=32mm4.1.2 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取=35mm 4.2轴的强度校核求作用于齿轮上的作用力，给出轴的空间受力图，同时将力简化到轴上 （1）转矩T（2）圆周力 （3） 径向力 （4） 轴向力 （） 绘轴的受力简图，求支座反力（1）铅垂面内支座反力 （2）水平面内支座反力得， (2)作弯矩图a. 垂直面弯矩MY图C点 ， b. 水平面弯矩MZ图C点左边 C点右边, c. 合成弯矩图C点左边, C点右边, （） 作转矩T图 （） 作计算弯矩图 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 C点左边 C点右边 D点 （） 按当量弯矩计算轴的直径由以上分析可见，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得查表13-3得。C点轴径 因为有一个键槽轴径加大5%。该值小于原设计处该点轴径47mm故安全。D点轴径 因为有一个键槽轴径加大5%。该值小于原设计该点处轴径35mm，故安全。5.滚动轴承的选择及其寿命验算1. 低速轴轴承1）、选定轴承类型及初定型号圆锥滚子轴承（GB/T297-1994），型号30209 ：查表得 2）、计算径向支反力 3） 、求轴承轴向载荷 因只受径向载荷因此： 查表得 5) 校核轴承寿命 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圆锥滚子轴承（GB/T297-1994），型号30209 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=14mm, h=9mm, L=45mm3）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，键的计算长度 l=L-b=45-14=31mm由下式得该键安全。所以选1445GB1096-79(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=10mm， h=8mm, L=45mm ,=100l=L-b=35mm同上面的方法 故安全。所以选1045GB1096-79。(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）计算转矩为 式中T联轴器所传递的标称扭矩， T=9.55=9.55 工作情况系数，取=1.25。 根据=56.7N m,从表2.5-1可查的HL3号联轴器就可以转矩要求（）。其轴孔直径 适合因此选HL3号联轴器（GB/5014-2003）。8