机械设计课程设计ZDD1B说明书Word格式.docx

机械设计课程设计ZDD1B说明书Word格式.docx

《机械设计课程设计ZDD1B说明书Word格式.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械设计课程设计ZDD1B说明书Word格式.docx（17页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。

封闭式结构，电压380伏，Y系列电动机

2.2滚筒转动所需要的有效功率

根据表2-2-1确定各部分的效率:

弹性联轴器效率η1=0.99

一对滚动球轴承效率η2=0.99

闭式8级精度齿轮的传动效率η3=0.97

V带传动效率η4=0.95

一对滑动轴承传动效率η5＝0.97

传动滚筒效率η6=0.96

则总的传动总效率

η=η1*η2*η2*η3*η4*η5*η6

=0.99×

0.99×

0.97×

0.95×

0.96

=0.8326

滚筒的转速

所需的电动机的功率

2.3选择电动机

查表2-9-1可知可选Y100L2-4或Y132S-6，比较传

动比及电动机其他数据，

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

Y100L2-4

3.0

1500

1430

13.022

Y132S-6

1000

960

8.742

3、传动装置的运动及动力参数计算

3.1传动比的分配——确定电动机型号

根据表2-2-1，初定V带传动的i带=2.5

Y100L2-4：

则减速器传动比为i减1=i1/i带=5.209>

5

Y132S-6:

则减速器传动比为i减2/i带=3.497

比较两种方案，因为i减要在3~5之间，故决定采用方案2

决定采用选电动机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2-9-2查得电

动机中心高H=132mm，外伸轴段D×

E=38mm×

80mm。

齿轮传动的传动比为：

i减=i2/i带=8.74/2.5=3.50此分配的

传动比只是初步的，实际的要在传动零件的和尺寸确定后才

能确定,并且允许有（3-5%）的误差。

3.2各轴功率、转速和转矩的计算

0轴：

（电动机轴）

P0=pr=2.486kw

N0=960r/min

T0=9550*p0/n0=9.55*2.486*1000/960=24.731Nm

1轴：

（减速器高速轴）

P1=p1*η4=2.486*0.95=2.362kw

n1=n0/i带=960/2.5=384r/min

T1=9550*p1/n1=9.55*2.362*1000/384=58.742Nm

2轴：

（减速器低速轴）

P2=p1*η2*η2=2.362*0.99*0.97=2.268kw

n2=n1/i带=384/3.479=109.808r/min

T2=9550*p3/n3=9.55*2.268*1000/110=197.248Nm

3轴：

（即传动滚筒轴）

P3=p2*η2*η1=2.268*0.99*0.99=2.223kw

N3=n2=109.808r/min

T3=9550*p3/n3=9550*2.223*1000/109.808=197.248Nm

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

2.486

24.731

带传动

2.5

0.95

2.362

384

58.742

齿轮传动

3.50

0.97

0.99^2

3

2.268

109.808

197.248

联轴器

0.99

4

2.223

193.334

4、传动零件的设计计算

4.1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=1.2;

Pc=KaP1=1.2*2.486=2.983kw

查课本图10-8，可得选用A型号带，dd1=75mm

查课本表10-4取标准直径即dd1=100mm

4.2验算带速

v=

*dd1*n1/60*1000=5.03m/s；

满足5m/s<

=v<

=25m/s；

4.3确定大带轮的标准直径

dd2=i12*dd1=2.5*100=250mm

取dd2=250mm，实际传动比i实=dd2/dd1=2.5

百分差=0合格

4.4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=（0.7-2.0）（dd1+dd2）=245~~700mm

暂取a0=350mm

相应a0的带基准长度Ld0:

Ld0=2*a0+

/2*（dd1+dd2）+（dd2–dd1）2/（4*a0）=1265.85mm;

查课本表10-2可得，取Ld=1250mm;

由Ld求实际的中心距a,

a=a0+（Ld–Ld0）/2=342mm

4.5验算小轮包角α1

由式α1=180°

-（dd2-dd1）/a*57.3°

=154.87°

>

120°

符合要求；

4.6计算带的根数

Z=Pc/[（P0+ΔP0）*Kα*Kl]

查图10-7可得，P0=1.0kw,ΔP0=0.10kw

查表10-6可得，Kα=0.93

查表10-2，KL=0.93

代入得，z=2.98/[（1.0+0.10）*0.93*0.93]=3.13根;

取z=4；

4.7计算作用在轴上的载荷Fr和初拉力F0

F0为单根带的初拉力，

F0=500*Pc/vz*（2.5/Ka-1）+qv2

=500*2.98/（5.03*4）*（2.5/0.93-1）+0.10*5.032

=127.55N

Fr=2*F0*z*sin（α1/2）=2*127.55*4*sin154.87°

=996N

4.8V带传动的参数

选用A型V带，13.0mm顶宽，节宽11.0mm，

高度8.0mm，共四根长1250mm，Fr=996N，

带轮中心距为342mm，实际传动比为2.5。

5、减速器内传动零件的设计计算

5.1选择材料

小齿轮45钢调质处理齿面硬度217-255HBS

大齿轮45钢正火处理齿面硬度162-217HBS

计算应力循环次数

N1=60*n2*j*Lh=60*384*1*（10*300*16）

=1.11*109

N2=N1/i=1.11*109/3.50=3.17*108

查图11-14，ZN1=1ZN2=1.07（允许一定点蚀）

由图11-15，ZX1=ZX2=1.0，

=570Mpa

=510Mpa，

取SHmin=1.0

计算许用接触应力

因

，故取

5.2按齿面接触强度确定中心距

小轮转矩T2=58740N·

mm

初取

，由表11-5得

，

;

取

=2.5；

由式（11-17）计算中心距a

取中心距a=140（表2.2-2R40系列，且在130—160ｍｍ之间）

估算模数mn=（0.007~0.02）a=（0.98-2.8）mm

取标准模数m=2mm。

小齿轮齿数：

大齿轮齿数：

z2=uz1=3.5*31.11=108.88

取z1=31，z2=109

实际传动比

传动比误差

a=m*（z2+z2）/2=140mm

齿轮分度圆直径

d1=mz1=62mm

d2=mz2=218mm

圆周速度

由表11-6，选齿轮精度为8级。

5.3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11-2a，

按8级精度和

得Kv=1.04齿宽

由图11-3a，按b/d1=56/62=0.903,考虑轴的刚度较

大和齿轮相对轴承为对称布置，得Kβ=1.04。

由表11-4，得Kα=1.1

载荷系数

K=KAKVKβKα=1.25*1.04*1.04*1.1=1.487

由图11-4得：

查图11-6可得，

由式11-16,计算齿面接触应力

故安全。

5.4验算齿根弯曲疲劳强度

按z1=31z2=109由图11-10得YFa1=2.53,YFa2=2.2

由图11-11得YSa1=1.63,YSa2=1.81

由图11-12得：

Y

=0.71

由图11-16b，得

由图11-17，得Y

=1.0，Y

=1.0

由图11-18得Y

=Y

取Y

=2，S

=1.4

由式11-25计算许用弯曲应力

由式11-12齿根弯曲应力

5.5齿轮主要几何参数

z1=31,z2=109,u=3.5,m=2mm,β0=0,

d1=mz1=62mm,d2=mz2=218mm,

da1=d1+2ha*m=62+2*1*2=66mm,

da2=d21+2ha*m=218+2*1*2=222mm,

df1=d1-2（ha*+c*）m=62-2*（1+0.25）*2=57mm,

df2=d2-2（ha*+c*）m=218-2*（1+0.25）*2=213mm,

a=（d1+d2）/2=140mm

齿宽b2=b=56mm,b1=b2+（5~10）=64mm

6、轴的设计计算

6.1高速轴的设计计算

初步估定减速器高速轴外伸段轴径

取A=145

受键槽影响加大%5取ｄ＝28mm

6.2低速轴的设计计算及联轴器的选择

1.

受键槽影响加大５％,取ｄ＝40mm

因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。

2．选择联轴器

拟选用弹性联轴器（GB5014-85）

名义转矩T3=196.90Nm

计算转矩为TC=KT3=1.5×

196.90=295.35N·

m

公称扭矩TN=630N·

m>

Tc=295.35N·

m

满足[n]=5000r/min>

n=110r/min;

由表查得，L=84mm;

7、低速轴的强度校核

1）作用在齿轮上的作用力：

圆周力

轴向力Fa=0

径向力

2）支座反力：

因L1=L2=L=60mm

RAY=RBY=Fr/2=657N/2=328.5NRAZ=RBZ=Ft/2=1806N/2=903N

3）求弯矩：

MCY=RAY*L=328.5*0.060=19.71N·

MCZ=RAZ*L=903*0.060=54.18N·

4）求转矩：

T=T3=196.90N·

5）求当量弯矩：

该轴单向工作，转矩按脉动循环应力考虑，取α=0.6

C点左边：

C点右边：

D点：

6）校核轴的强度

由以上分析可见，C点的当量弯矩最大，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。

由45钢（调质处理）查表13-1得

查表13-2得

。

C点轴径

因为有一个键槽

该值

小于原设计该点处轴径52mm，故安全。

D点轴径

小于原设计该点处轴径40mm，故安全。

8、滚动轴承的选择及其寿命验算

选择一对6210深沟球轴承，低速轴轴承校核：

8.1确定轴承的承载能力

查课本表14-16，轴承6210的

=19800N，c=27000N.

8.2计算径向支反力

8.3求轴承轴向载荷

A1=A2=0

8.4寿命校核

查课本表14-8、14-9，取fp=1.2,ft=1.0

P1=P2=R1=R2=960.9N

故深沟球轴承6210适用。

9、键联接的选择和验算

低速轴上键的选择与验算

9.1齿轮处

选择A型普通平键16×

10GB1096-79型，其参数为

R=b/2=8mm，L：

45—180；

取45mm,h=10mm

l=L-2×

R=34mm，d=52mm

齿轮材料为45钢，载荷稍有波动，

由表9-7，查得

，故安全。

9.2外伸处

选择A型普通平键12×

8，GB1096-79,其参数为

R=b/2=6mm，L:

28-140mm,取70；

R=70-2×

6=58mm，d=40mm。

查得

，故安全

10、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：

密封圈采用内包骨架密封圈，

低速轴选用B45×

61×

8GB/T13871-1992

高速轴选用B35×

49×

7GB/T13871-1992

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。

11、指导参考书

陈良玉王玉良等著<

<

机械设计基础>

东北大学出版社2000

孙德志王春华等著<

机械设计基础课程设计>

东北大学出版社2000

孔德志张伟华等著《机械设计基础课程设计》

科学出版社2006