东北大学机械设计基础课程设计作ZDD-6

1机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定…………………………………………….2二、电动机的选择…………………………………………….2三、计算总传动比及分配各级的传动比………………………4四、运动参数及动力参数计算…………………………………4五、传动零件的设计计算………………………………………4六、轴的设计计算………………………………………………81、输出轴的设计计算----------72、输入轴的设计计算----------10七、滚动轴承的选择及校核计算………………………………11八、键联接的选择及计算………………………………………12九．联轴器的选择………………………………………………13十.润滑与密封…………………………………………………13十一.参考文献…………………………………………………132计算过程及计算说明一、传动方案拟定设计题目：用于胶带输送机的机械传动装置，电动机经一级V带传动结构，带动单级圆柱齿轮减速器。输送机连续工作，单向运转，载荷平稳，空载启动。小批量生产，使用期限8年，两班制工作，工作环境清洁。原始数据：题号ZDD-6滚筒圆周力F（KN）1100带速度V（m/s）2.0卷筒直径D（mm）320滚筒长度L（mm）600设计任务要求：1.减速器装配图纸一张（零号图纸）2.轴和齿轮零件图纸各一张（３号图纸）3、设计说明书一份二、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.95×0.992×0.97×0.97×0.96=0.84(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000η总=1100×2.0/1000×0.84=2.62KWF=1100NV=2.0m/sD=320mmL=600mn滚筒=119.4r/minη总=0.84P工作=2.62KW33、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/πD=60×1000×2.0/3.14×320=119.42r/min按手册推荐（P90,表2-11-1）的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒nd=（6~24）×119.42=716.52~2866.08r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）方案电动机型号额定功率电动机转速(r/min)电动机重量N功率因数同步转速满载转速1Y100L2-43.015001430382.22Y132S-63.01000960632.03Y132M-83.0750710792.0根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。44、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0，质量63kg。三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/119.4=8.042、分配各级伟动比（1）据指导书P90表2-11-1，取带i带=2.5（带i=2~4合理）（2）∵i总=i齿轮×i带∴i齿轮=i总/i带=8.04/2.5=3.22四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=960r/minnII=nI/i带=960/2.5=384(r/min)nIII=nII/i齿轮=384/3.22=119.4(r/min)nⅣ=n/i联=119.40/1=119.40(r/min)2、计算各轴的功率（KW）PI=P工作=2.61KWPII=PI×η带=2.61×0.95=2.48KWPIII=PII×η轴承×η齿轮=2.48×0.99×0.97=2.38KWPⅣ=PIII×η联×η轴=2.38×0.99×0.99=2.33KW3、计算各轴扭矩（N·m）TI=9.55×1000PI/nI=9.55×1000×2.61/960=25.96N·mTII=9.55×1000PII/nII=9.55×1000×2.48/384=61.67N·mTIII=9.55×1000PIII/nIII=9.55×1000×2.38/119.4=190.36N·mTⅣ=9.55×1000PⅣ/nⅣ=9.55×1000×2.33/119.4=186.36N·m五、传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算（1）选择普通V带截型由课本P132表8.21得：kA=1.2电动机型号Y132S-6i总=8.04据手册得i齿轮=3.22i带=2.5nI=960r/minnII=384r/minnIII=119.4r/minnⅣ=119.4r/minPI=2.61KWPII=2.48KWPIII=2.38KWPⅣ=2.33KWTI=25.96N·mTII=61.67N·mTIII=190.36N·mTⅣ=186.36N·mdd2=237.5mm5PC=KAP=1.2×3=3.6KW由课本P134图8.13得：选用A型V带（2）确定带轮基准直径，并验算带速由课本得，推荐的小带轮基准直径为75~95mm则取dd1=95mmdmin=75dd2=n1/n2·dd1=960/384×95=237.5mm由课本P116表8.3，取dd2=236mm实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×95/236=387.09r/min转速误差为：(n2-n2’)/n2=(384-387.09)/384=0.0080.05(允许)带速V：V=πdd1n1/60×1000=3.14×95×960/60×1000=5.01m/s在5~25m/s范围内，带速合适。（3）确定带长和中心矩根据课本P134式（8.14）得0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)0.7(95+236)≤a0≤2×(95+236)所以有：231.7mm≤a0≤662mm由课本P134式（8.15）得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0=2×500+1.57(95+236)+(236-95)2/(4×500)=1529.47mm根据课本P118表（8.4）取Ld=1600mm根据课本P135式（8.16）得：a≈a0+(Ld-L0)/2=500+(1600-1529.5)/2=535mm(4)验算小带轮包角α1=1800-dd2-dd1/a×57.30=1800-(236-95)/535×57.30=164.8901200（适用）（5）确定带的根数根据课本P127表（8.9）P0=0.87KW根据课本P131式（8.11）△P0=0.12KW根据课本P131图（8.11）Kα=0.97根据课本P118表（8.4）KL=0.99由课本P135式（8.18）得Z=PC/P’=PC/(P0+△P0)KαKL=3.6/(0.87+0.12)×0.97×0.99取标准值dd2=236mmn2’=387.09r/minV=5.01m/s231.7mm≤a0≤662mm取a0=500Ld=1600mma=535mmZ=4根F0=151.04N6=3.79(6)计算轴上压力由课本P124表8.6查得q=0.1kg/m，由式（8.19）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2=[500×3.6/4×4.77×(2.5/0.97-1)+0.1×5.032]N=151.04N则作用在轴承的压力FQ，由课本P135式（8.20）FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×151.04sin164.89/2=1197.44N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为220~250HBS。大齿轮选用45钢正火，齿面硬度170~210HBS；根据课本P211表10.22选8级精度。齿面精糙度Ra≤3.2~6.3μm(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3由式（10.21）确定有关参数如下：传动比i齿=4取小齿轮齿数Z1=25。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=4×25=100实际传动比i0=100/4=25传动比误差：i-i0/I=4-4/4=0%2.5%可用齿数比：u=i0=4由φd=b/d1(b为轮齿宽度,单位为mm)取φd=1(3)转矩T1T1=9.55×1000×P/n1=9.55×1000×3/960=29843.7N·mm(4)载荷系数k由课本P192表10.1取k=1.1(5)许用接触应力[σH][σH]=σHlimZNT/SH由课本P188图10.24查得：σHlimZ1=560MpaσHlimZ2=530Mpa由课本P212式计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60×960×1×(10×52×40)=1.20×109NL2=NL1/i=1.20×109/4=2.995×108由课本P190图10.27查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=1ZNT2=1.06通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0FQ=1197.44Ni齿=4Z1=25Z2=100u=4T1=29843.7N·mαHlimZ1=560MpaαHlimZ2=530MpaNL1=1.20×109NL2=2.995×108ZNT1=1ZNT2=1.06[σH]1=560Mpa[σH]2=562Mpad1=58.3mmm=2.5mm7[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=560×1/1.0Mpa=560Mpa[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=530×1.06/1.0Mpa=562Mpa故得：d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=76.43[1.1×100000×5/1×4×5602]1/3mm=58.3mm模数：m=d1/Z1=58.3/25=2.33mm根据课本P172表10.3取标准模数：m=2.5mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P195（10.24）式σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.5×25mm=62.5mmd2=mZ2=2.5×100mm=250mm齿宽：b=φdd1=1×62.5mm=62.5mm取b=65mmb1=70mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=20,Z2=120由表10.13和表10.14得YFa1=2.65YSa1=1.59YFa2=2.18YSa2=1.80(8)许用弯曲应力[σF]根据课本P189（10.14）式：[σF]=σFlimYSTYNT/SF由课本图10.25查得：σFlim1=210MpaσFlim2=190Mpa由图10.27查得：YNT1=1YNT2=1试验齿轮的应力修正系数YST=2按一般可靠度选取安全系数SF=1.3计算两轮的许用弯曲应力[σF]1=σFlim1YSTYNT1/SF=210/1.3Mpa=162Mpa[σF]2=σFlim2YSTYNT2/SF=190/1.3Mpa=146Mpa将求得的各参数代入式（10.24）σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2×1.1×100000/65×2.52×25)×2.65×1.59Mpa=91Mpa[σF]1σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1d1=62.5mmd2=250mmb=62.5mmb1=70mmYFa1=2.65YSa1=1.59YFa2=2.18YSa2=1.80σFlim1=210MpaσFlim2=190M