机械设计基础课程设计ZDL系列

ZDL3B1、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-316001.63204002.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kwFVpw56.210006.116001000kwpw56.2（2）传动总效率根据表4.2-9确定各部分的效率:弹性联轴器效率η1=0.99一对滚动轴承效率η2=0.98闭式齿轮的传动效率η3=0.97（8级）开式滚子链传动效率η4=0.92一对滑动轴承的效η5=0.97传动滚筒的效率η6=0.967901.096.097.090.097.099.099.0265432217901.0（3）所需的电动机的功率Kwppwr24.37901.056.2Pr=3.24kw按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷式结构，电压380V，Y系列。查表2.9-1可选的Y系列三相异步电动机Y160M1-8型，额定kwP40，或选Y132M2-6型，额定kwP40。满足rPP02.1.3确定电动机转速传动滚筒转速min/5.9532.06.16060wrDvn现以同步转速为Y132S-4型（1500r/min）及Y132M2-6型（1000r/min）两种方案比较，查得电动机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)电动机质量/kg总传动比1Y160M1-84750720737.542Y132M2-64100096011810.05比较两种方案，方案2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1。电动机型号为Y160M1-8。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0P/kW4电动机满载转速0n/(r/min)720电动机轴伸直径D/mm42电动机轴伸长度E/mm110电动机中心高H/mm160堵转转矩/额定转矩2.02.2分配传动比．（1）总传动比54.75.957200wnni查表2.2-1得齿轮传动的传动比为12i=3.6则取链传动比094.26.354.71223iii2.3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0轴：即电动机的主动轴kwppr24.30min/7200rnmNnpT98.427201024.355.955.930001轴：即减速器的高速轴kwpp21.399.024.30101min/7200101rinnmNnpT58.429601021.355.955.931112轴：即减速器的低速轴kwpp3.0597.098.099.03.241212min/2006.37201212rinnmNnPT145.64200103.0555.955.932223轴：即传动滚筒轴kwpp2.7592.098.03.052323min/95.52.0942002323rinnmNnPT27595.5102.7555.955.933332.3.2各轴运动及动力参数列表示轴序号功率P(kw)转速n(r/min)转矩T(N.m)传动形式传动比i效率η03.2572042.98联轴器10.9913.2172042.58齿轮传动3.60.9523.05200145.64链传动2.0940.9032.7595.52753.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小链轮齿数812.24094.22292291iZ所以取1Z=25大链轮齿数956.51812.24094.212iZZ所以取2Z=52实际传动比08.2255212ZZi%67.0%100理实理iiii2）确定链条节距由式pzAKKPKP0查表得，工况系数AK1.4小链轮齿数系数34.1)19(08.11ZKz取双排链，取pK=1.787.17.134.105.34.10PkW因为2001nr/min查表得选链号No10A，节距p=15.8753)计算链长初选0a=40p=4015.875=635mm链长96.118)22552(635875.1522552402)2(2222120120zzapzzpaLp节取pL=120节所以实际中心距a≈6434)验算链速32.1100060875.152002510006011pnzvV＜15m/s适合5）选择润滑方式按v=1.32m/s,链号10A，查图选用滴油润滑。6）作用在轴上的力有效圆周力NvPFe6.231932.105.310001000作用在轴上的力NFFeQ7.27722.23102.12.17）链轮尺寸及结构分度圆直径mmzpd662.12625180sin875.15180sin0101mmd925.26252180sin875.1501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45#钢，调质处理，齿面硬度217—255HBS，大齿轮选用45#钢，正火处理，齿面硬度162—217HBS。计算应力循环次数911100736.2)2830010(17206060hjLnN89121076.56.3100736.2iNN查图11-14，ZN1=1.0ZN2=1.05（允许一定点蚀）由式11-15，ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0由图11-13b，得MPaH5751lim,MPaH5402lim计算许用接触应力MPaZZSXNHHH0.5750.10.10.157011min1lim1MPaZZSXNHHH0.5670.105.10.154022min2lim2因12HH，故取22/0.567mmNHH2）按齿面接触强度确定中心距小轮转矩mmNT411026.4初取1.12ttZK，取4.0a，由表11-5得MPaZE8.189由图11-7得，45.2HZ，减速传动，6.3iu;由式（5-39）计算中心距a13.1020.56718.18945.26.34.02426001.1)16.3(2)1(32321HEHatZZZZuKTua由4.2-10,取中心距a=140mm。a=140mm估算模数m=(0.007~0.02)a=0.98—2.8mm,取标准模数m=2.5mm。m=2.5mm小齿轮齿数：35.2416.35.21402121umaz大齿轮齿数：z2=uz1=65.8735.246.3z1=24，z2=88取z1=24，z2=98实际传动比67.3248812zzi实传动比误差%5%94.1%1006.367.36.3%100理实理iiii，在允许范围内。齿轮分度圆直径mmzmd60245.211mmzmd220885.222圆周速度smndv/26.21067206010604311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（a），按8级精度和smvz/542.0100/2426.2100/1，得Kv=1.03。齿宽mmaba561404.0。由图11-3(a)，按b/d1=56/60=0.93,取Kβ=1.08。由表11-4，得Kα=1.2载荷系数669.12.108.103.125.1KKKKKvA由图11-4，得775.01，810.02，所以585.121由图11-6得，78.0Z计算齿面接触应力MPaMPauubdKTZZZZHEHH0.56734.3446.316.3605642600669.120.178.08.18945.2122211故在安全范围内。（4）校核齿根弯曲疲劳强度按Z1=27，Z2=98,由图11-10得，Y1Fa=2.65，Y2Fa=2.21由图11-11得，59.11saY，78.12saY由图11-12得，7.0Y由图11-16（b），得21lim/210mmNF，22lim/205mmNF由图11-17，得Y1N=1.0，Y2N=1.0由图11-18得,Y1X=Y2X=1.0。取YST=2.0，SminF=1.4计算齿根许用弯曲应力MPaYYSYXNFSTFF3000.10.14.1221011min1lim1222min2lim2/8.2920.10.14.12205mmNYYSYXNFSTFF故安全。MPaMPaYYYmbdKTFsaFanF30001.527.059.165.25.2605042600669.122111111故安全。MPaMPaYYYYSaFSaFaFF8.29256.4859.165.278.121.201.52112212（5）齿轮主要几何参数z1=24,z2=88,u=3.6，m=2.5mm，60245.211mzdmm,220885.222mzdmm655.20.1260211mhddaamm,2255.20.12220222mhddaamm75.535.2)25.00.1(260)(211mchddafmm75.2135.2)25.00.1(2220)(222mchddafmmmmdda140)(2121mmbb562,b1=b2+(5~10)=64mm4.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mmEmmd110,42轴伸长电机则d=(0.8～1.0)d电机=(0.8～1.0)×42=33.6～42mm取d=35mm。d=35mm2．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（GB5014-85）。计算转矩cT为cT=TKA=1.5×53.1=79.7N.m式中T——联轴器所传递的标称扭矩，T=9.55×nP=9.55×1.537201043N.mAK——工作情况系数，取AK=1.5。根据cT=79.77N.m,从表2.5-1可查的HL2号联轴器就可以转矩要求（cnnTTmNT,315）。但其轴孔直径（d=20～32mm）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（min/720min/5000,7.79630rnrnmNTmNTcn