機械設計ZDD-4講解

1、26/26 機械課程設計 機械設計課程設計說 明 書材料與冶金學院冶金工程053班指導教師: 設計者:韓樂學號：200516512007年7月12日 目錄一設計任務書3二電動機的選擇計算3三 .傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算4四傳動零件的設計計算8五.軸的設計計算16六.軸的強度校核17七.滾動軸承的選擇及其壽命驗算22八聯(lián)接的選擇和驗算23九.聯(lián)軸器的選擇24十.減速器的潤滑及密封形式選擇24十一 .參考文獻24一 設計任二 務書一、設計任務書 1） 設計題目 ：設計膠帶運輸機的傳動裝置 2） 工作條件：A類工作年限工作班制工作環(huán)境載荷性質生產批量82清潔平穩(wěn)小批3） 技術數(shù)據(jù)題號滾筒圓周力F

2、(N)帶速 v(m/s)滾筒直徑 D(mm)滾筒長度 L(mm)ZDD-410002.2500600 二、電動機的選擇二電動機的選擇計算 1） 選擇電動機系列 根據(jù)工作要求及工作條件應選用三 滾筒轉動所需有相異步電動機，開式結構，電壓380伏，Y系列電動機 效功率：2） 滾筒轉動所需要的有效功率為 ： 傳動總效率為 ： 傳動總效率： 以下是根據(jù)表4.2-9確定各部分的效率: 彈性聯(lián)軸器效率 1=0.99 電機轉速：一對滾動軸承的效率 2=0.99 供 所需電機功率：閉式齒輪的傳動效率 3=0.97（8級） 3).電機的轉速為 所需的電動機的功率為 查表4.12-1所選的Y型三相異步電動機的型號

3、為Y132S-4型，或選Y132M2-6型。方案號電動機型號額定功率同步轉速滿載轉速總傳動比1Y132S-45.515001440121.182Y132M2-65.5100096080.8現(xiàn)以Y132S-4型（1500r/min） 及Y132M-6型（1000r/min） 電機的選擇： 兩種方案比較，由表4.12-1查得電動機數(shù)據(jù)， 型號：Y132M2-6 Y132S4型電動機價格較低，但總傳動比大。為使傳動 額定功率：5.5kw裝置結構緊湊，故選電動機Y132M2-6型 ，額定功率5.5kw, 同步轉速1000r/min 同步轉速1000r/min,滿載轉速 960r/min。同時，由表4.

4、12-2 滿載轉速：960r/min查得電動機中心高 H=132mm，外伸軸段 DE=38mm80mm。 電動機中心高：H=132mm 外伸軸段： DE=38mm80mm三 .傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算（一）. 分配傳動比總傳動比： 三、傳動裝置的運動 各級傳動比的粗略分配 根據(jù)總傳動比，以及各種機械傳動推薦的傳動比范圍，各級傳 動比分配如下： 總傳動比： 由表4.2-9 設i開5.5 則減速器的傳動比： i=80.8 減速器的傳動比：減速箱內高速級齒輪傳動比為 高速級齒輪傳動比：減速箱內低速級齒輪傳動比為 （二） 各軸功率、轉速和轉矩的計算 低速級齒輪傳動比：1 0軸：即電動機的主動軸 i

5、2= 3.13 2、各軸功率、轉速 和轉矩2 軸： 即減速器的高速軸 見表 3. 軸：即減速器的中軸 4. 軸：即減速器的低速軸 5. 軸： 即傳動軸 6. 軸： 即滾筒軸 軸序號功率P(kw)轉速n(r/min)轉矩(N.m)傳動形式傳動比效率04.1696041.38聯(lián)軸器1.00.994.1296040.99閉式齒輪4.690.963.96204.69184.76閉式齒輪3.130.963.865.4554.89聯(lián)軸器1.00.983.7265.4543.21開式齒輪5.50.953.5411.882845.71設計開式齒輪 1）齒輪材料的選擇 小齒輪選45號鍛鋼，調質處理，齒面硬度21

6、7-255HBS， 大齒輪選用45號鍛鋼，調質處理，齒面硬度217-255HBS。 大齒輪選用2). 按齒根彎曲疲勞強度確定模數(shù) 45鋼調質處理 初選小輪的齒數(shù)為 ，那么， 齒面硬度初選, 217-255HBS 由圖5-18b，得 小齒輪選用45由圖5-19，得 鋼，調質處理由圖 5-15，得 齒面硬度由圖 5-14，得 初取 217-255HBS由式5-32，得YX=1.0。取YST=2.0，SFmin=1.4由式5-31計算許用彎曲應力顯然， ,所以用進行計算。開式齒輪考慮到磨損的影響取取KYE=1.0，由表5-3，按電機驅動載荷平穩(wěn) 取KA=1.00按8級精度和，得Kv=1.01。由表5

7、-4，K=1.2按機械原理知識計算重合度齒頂圓直徑 壓力角 齒輪基圓直徑 齒頂壓力角 開式齒輪主要幾何參數(shù)： z1=20 z2=110 i=5.5 m=5mm （5）齒輪主要幾何參數(shù) d1=100mm z1=20,z2=110,i=5.5,m=5mm, d2=550mmd1=100mm,d2=550mm,da1=110mm,da2=560mm, da1=110mm df1=87.5mm,df2= 537.5mm da2=560mma=325mm,b2=b=97.5mm,b1=b2+(510)=105.5mm a=325mm b2=b=97.5mm b1=105.5mm 四傳動零件的設計計算 四

8、傳動零件的設 （一）減速器高速級齒輪的設計計算 計計算 1）材料的選擇根據(jù)工作條件及其載荷性質，選擇適當?shù)牟牧稀?1、高速級齒輪減速器的高速級的小齒輪選擇45號鍛鋼,齒面硬度為 小齒輪選擇45號調質處理, 217-255HBS;大齒輪選擇45鍛鋼,齒面硬度 鋼,齒面硬度為217-255HBS，調質處理。 217-255HBS，計算應力循環(huán)次數(shù)： 調質處理 大齒輪選擇45鋼 齒面硬度為查圖5-17，ZN1=1.0 ZN2=1.12 （允許有一定點蝕） 217-255HBS，由式（5-29），ZX1=ZX2=1.0 ，取SHmin=1.0 ZW=1.0 ZLVR=0.92 調質處理 按齒面硬度25

9、0HBS和220HBS，由圖5-16b，得, 由式（528）計算許用接觸應力 因，故取 2） 按齒面接觸強度確定中心距 小輪轉矩T1=40990Nmm 初定螺旋角=13,。初取，由表5-5得 減速傳動，取。端面壓力角基圓螺旋角由式（5-41）計算ZH 由式（5-39）計算中心距a由4.2-10,取中心距a=120mm。估算模數(shù)mn=(0.0070.02)a=0.84-2.4mm,取標準模數(shù)mn=2mm。小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)： z2=uz1=取z1=21，z2=99實際傳動比傳動比誤差，在允許范圍內。修正螺旋角 與初選=13.50相近,ZHZ可不修正齒輪分度圓直徑 圓周速度由表5-6,取齒輪精

10、度為8級.(3) 驗算齒面接觸疲勞強度按電機驅動,載荷平穩(wěn),由表5-3,取KA=1.0由圖5-4b，按8級精度和得Kv=1.04。齒寬由圖5-7a，按b/d1=48/42=1.143,得K=1.12。由表5-4，得K=1.2載荷系數(shù)計算重合度齒頂圓直徑 端面壓力角齒輪基圓直徑 端面齒頂壓力角 重合度：=由式（543）計算， 由式5-39,計算齒面接觸應力故安全。（4） 驗算齒根彎曲疲勞強度 高速級齒輪主要幾何參數(shù)： 按Z1=21，Z2=99, z1=21 z2=99 由圖5-14得YFa1=2.78，YFa2=2.23 u=4.71 131958由圖5-15得YSa1=1.53，YSa2=1.

11、78。 mn=2 mm 由圖5-18b，得， d1=42mm由圖-19，得YN1=1.0，YN2=1.0 d2=198mm 由式5-32，mn=2mm5mm,故YX1=YX2=1.0。 a=120 mm取YST=2.0，SFmin=1.4 b2=b=48mm 由式5-31計算許用彎曲應力 b1=56mm da1=46mm, da2=202mm，由圖5-14得Y=2.65，Y=2.20由圖5-15得Y=1.57，Y=1.81。由式（5-47）計算Y，因 （5） 齒輪主要幾何參數(shù) z1=21, z2=99, u=4.71, mn=2 mm, d1=42mm, d2=198mm =131958 da

12、1=46mm, da2=202mm df1=37mm, df2=193 mm a=120 mm, b2=b=48 mm, b1=b2+(510)=56mm（二）減速器低速級齒輪的設計計算 1）材料的選擇根據(jù)工作條件及其載荷性質，選擇適當?shù)牟牧稀?1、低速級齒輪減速器的高速級的小齒輪選擇40CrNiMo,齒面硬度為283-330HBS， 材料的選擇：調質處理;大齒輪選擇40CrNiMo,齒面硬度283-330HBS，調質處理。 小齒輪選擇40CrNiM調質處理齒面硬度為283-330HBS 計算應力循環(huán)次數(shù)： 大齒輪選擇 40CrNiMo鋼查圖5-17，ZN3=1.06 ZN4=1.11 （允許

13、一定的點蝕） 齒面硬度為， 由式（5-29），ZX3=ZX4=1.0 ，取SHmin=1.0 ZW=1.0 ZLVR=0.92 由齒面硬度320HBS，290HBS，由圖5-16b，得, 283-330HBS，調由式（528）計算許用接觸應力 質處理 因，故取 2） 按齒面接觸強度確定中心距 小輪轉矩T3=184760Nmm 初定螺旋角=13, 初取，由表5-5得減速傳動u=I=3.13;取端面壓力角 基圓螺旋角 由式（5-39）計算中心距a由4.2-10,取中心距a=140mm。估算模數(shù)mn=(0.0070.02)a=0.98-2.8mm,取標準模數(shù)mn=2.5mm。 小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)

14、： z2=uz1=取z1=27，z2=85實際傳動比傳動比誤差，在允許范圍內。修正螺旋角 與初選=130相近,Z、Z可不修正 齒輪分度圓直徑 端面壓力角 圓周速度由表5-6,取齒輪精度為8級.(3) 驗算齒面接觸疲勞強度 按電機驅動,載荷稍有波動,由表5-3,取KA=1.0由圖5-4b，按8級精度和得Kv=1.01。齒寬由圖5-7a，按b/d1=56/67.5=0.83,考慮軸的剛度較大和齒輪相對軸承為非對稱布置，得K=1.07。由表5-4，得K=1.2載荷系數(shù)計算重合度齒頂圓直徑 齒輪基圓直徑 齒頂壓力角 重合度：由式5-17,計算齒面接觸應力故安全。（4） 驗算齒根彎曲疲勞強度按Z3=27

15、，Z4=85，由圖5-14得YFa3=2.63，YFa4=2.26由圖5-15得YSa3=1.61，YSa4=1.77。 由圖5-18b，得， 由圖-19，得YN3=1.0，YN4=1.0 由式5-32，mn=2.5mmTC =62.07 Nm, 許用轉速n=9000r/minn=960r/min，軸孔直徑若減速器高速軸外伸段直徑為d=25mm，可選聯(lián)軸器軸孔 所以ML3能滿足要求,聯(lián)接電機的軸伸長E=80mm，聯(lián)接減速器高速軸外伸段的軸伸長L=62mm。因為是小批生產，故軸外伸段采用圓柱形。二） 中間軸的設計 2）中間軸的設計軸的材料為選擇40CrNiMo, 調質處理，傳遞功率3.96KW，

16、轉速=204.69m。 =40 由表-，查得A0=110，取=40三）低速軸的設計計算 3）低速軸的設計軸的材料為45鋼，傳遞功率3.8，轉速65.4 50。由表-，查得A0=110 因軸端處需開一個鍵槽，軸徑加大，取45。計算轉矩Tc=KT=1.5554.89=832.335N.m查ML7型聯(lián)軸器，公稱轉矩b1120NmTC =832.335 Nm, 許用轉速n=3400r/minn=65.4r/min，軸孔直徑若減速器低速軸外伸段直徑為d=45mm所以ML7能滿足要求,減速器低速軸外伸段的軸伸長L=112mm。因為是小批生產，故軸外伸段采用圓柱形。六.軸的強度校核 六、軸的強度較核 T1=

17、554890N.m作用在齒輪上的圓周力 圓周力:徑向力 軸向力 (1)繪軸的受力簡圖，求支座反力 （見下頁） 徑向力:.垂直面支反力 Fr=1900.832N 所以： ,b. 水平面支反力，(2)作彎矩圖a. 垂直面彎矩MY圖C點左 ， C點右： b. 受力簡圖見下頁圖 c. 水平面彎矩MZ圖d. C點左邊:e. C點右邊：f. 合成彎矩圖C點左邊：C點右邊：（） 作轉矩T圖 T=（） 作計算彎矩Mca圖 該軸單向工作，轉矩產生的彎曲應力按脈動循環(huán)應力考慮，取=0.6C點左邊 C點右邊 D點 （） 校核軸的強度由以上分析可見，C點彎矩值最大，而D點軸徑最小，所以 軸的強度校核：該軸危險斷面是C

18、點和D點所在剖面。由45鋼調質處理，查表8-1得 校核C點和 D點 查表8-3得。 C點：設計軸徑58mm dc=42.79mmC點軸徑 滿足要求。因為有一個鍵槽。該值小于原C點設計該點處軸徑58mm，故安全。 D點軸徑因為有一個鍵槽該值小于原 設計該點處軸徑55mm，故安全。 D點：設計軸徑55mmdc=40.047mm滿足要求。 （6）精確校核軸的疲勞強度圖中110均為有應力集中的剖面，均有可能是危險剖面， 精確校核軸的疲勞其中14計算彎矩相同，其中2，3平面只是應力集中影響不同，強度：可取應力集中系數(shù)的較大值進行驗算即可。同理，6、7、8剖面承載情況也接近，可取應力集中系數(shù)較大的進行驗算

19、。（a）校核1-1，2-2，3-3剖面的疲勞強度1-1剖面因鍵槽引起的應力集中系數(shù)由附表1-1，查得， 1-1剖面的較核：2-2剖面因配合引起的應力集中系數(shù)由附表1-1，查得 S=5.66S=1.51.8， 滿足強度要求3-3剖面因過渡圓角引起的應力集中系數(shù)由附表1-2： 所以， 。因1-1、2-2剖面主要受轉矩作用，起主要作用，故校核1-1剖面。1-1剖面產生的 45鋼的機械性能查表8-1，得，絕對尺寸影響系數(shù)由附表1-4，得， 表面質量系數(shù)由附表1-5，得,查表1-5，得，1-1剖面安全系數(shù)取，所以1-1剖面安全。(b) 校核6-6剖面的疲勞強度 6-6剖面的校核：6-6剖面因配合(H7/

20、k6)引起的應力集中系數(shù)由附表1-1， S=3.606S=1.51.8 查得， 滿足強度要求。 6-6剖面因過渡圓角引起的應力集中系數(shù)由附表1-2： 所以， 。6-6剖面因鍵槽引起的應力集中系數(shù)由附表1-1，查得，。故應按配合引起的應力集中系數(shù)校核6-6剖面。6-6剖面承受 6-6剖面產生正應力及其應力幅、平均應力為 6-6剖面產生的扭剪應力及其應力幅、平均應力為由附表1-4，查得， 其它剖面與上述剖面表面質量系數(shù)由附表1-5， 相比，危險性小，不 得, , 予考慮。 表面質量系數(shù)同上，8-8剖面的安全系數(shù)按配合引起的應力集中系數(shù)計算， ,所以6-6剖面安全。其它剖面與上述剖面相比，危險性小，

21、不予校核。七.滾動軸承的選擇及其壽命驗算低速軸軸承選擇一對深溝球球軸承6211。低速軸軸承校核 七、滾動軸承的選擇條件：d=55mm ,轉速n=65.4r/min，工作環(huán)境清潔，載荷 及壽命驗算 平穩(wěn)，工作溫度低于1000C，預計壽命9600h. 選擇深溝球球承6211齒輪直徑217.5mm，T=554890N.mm, 壓力角=20 確定軸承的承載能力查表4.6-1，深溝球軸承的C=36800N，。(1)計算當量動載荷由軸承的類型知，=因A1=A2=0，X1=X2=1.0,Y1=Y2=0由表9-11按傳動裝置查取，由表9-8 因軸承不承受力矩載荷，故所以：(2)校核軸承壽命 軸承壽命L=253525.25h因為，所以取當量動載荷計算。 9600h故深溝球軸承621適用 故深溝球軸承6211適用八聯(lián)接的選擇和驗算 八、聯(lián)接的選擇 (一) 高速軸上鍵的選擇 1、高速軸上鍵選擇 選擇鍵87GB1096-79 鍵長56 選擇鍵8x7 （二）中間軸上鍵的選擇 GB1096-79與高速級齒輪聯(lián)接軸段處 選擇鍵128GB1096-79鍵長36 2、中間軸上選擇(三).低速軸上鍵的選擇與驗算 選擇鍵（1）聯(lián)軸器處 選擇鍵149 GB1096-79，其參數(shù)為 128GB1096-7