机械设计ZDL3解读文档格式.docx
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1.1设计题目
设计胶带传输机的传动装置
工作年限
工作班制
工作环境
载荷性质
生产批量
10
2
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-3
1600
1.6
320
400
2.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)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=0.99
闭式齿轮的传动效率η3=0.97(8级)
开式滚子链传动效率η4=0.90
一对滑动轴承的效η5=0.97
传动滚筒的效率η6=0.96
(3)所需的电动机的功率
Pr=4.06kw
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Y132M2-4型,额定
,或选Y132S-6型,额定。
满足
2.1.3确定电动机转速
传动滚筒转速
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
1
Y112M-4
4.0
1500
1440
43
15.08
Y132M1-6
1000
960
73
10.05
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/kW
电动机满载转速/(r/min)
电动机轴伸直径D/mm
38
电动机轴伸长度E/mm
80
电动机中心高H/mm
132
堵转转矩/额定转矩
2.0
2.2分配传动比.
(1)总传动比
查表2.2-1得取链传动比=2.5
则齿轮传动的传动比为
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
1轴:
即减速器的高速轴
2轴:
即减速器的低速轴
3轴:
即传动滚筒轴
2.3.2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η
3.17
31.53
联轴器
0.99
3.14
31.22
齿轮传动
4.02
0.97
3.01
238.83
120.49
链传动
2.5
0.92
3
2.744
95.52
274.43
3.传动零件的设计计算
设计链传动
1)确定链轮齿数
由传动比取
小链轮齿数=29-2i=24因链轮齿数最好为奇数,取为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r/min
查表得选链号No10A,节距p=15.875
3)计算链长
初选=40p=4015.875=635mm
链长
节
取=126节
4)验算链速
V<15m/s适合
5)选择润滑方式
按v=1.580m/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
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
查图11-14,ZN1=1.0ZN2=1.02(允许一定点蚀)
由式11-15,ZX1=ZX2=1.0,
取SHmin=1.0
由图11-13b,得
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=125mm。
a=125mm
估算模数m=(0.007~0.02)a=0.875—2.5mm,
取标准模数m=2.5mm。
m=2.5mm
小齿轮齿数:
取20
大齿轮齿数:
z2=uz1=取80
取z1=20,z2=80z1=20,z2=80
实际传动比
传动比误差
,
在允许范围内。
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(a),
按8级精度和,
得Kv=1.08。
齿宽。
由图11-3(a),按b/d1=50/50=1,取Kβ=1.08。
由表11-4,得Kα=1.1
载荷系数
由图11-4,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Z1=24,Z2=76,
由图11-10得,Y=2.68,Y=2.26
由图11-11得,,
由图11-12得,
由图11-16(b),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
计算齿根许用弯曲应力
(5)齿轮主要几何参数
z1=20,z2=80,u=4.02,m=2.5mm,
mm,mm
mm,
mm
a=125mm
mm,b1=b2+(5~10)=58mm
4.轴的设计计算
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=(0.8~1.0)d=(0.8~1.0)×
38=30.4~38mm
取d=32mm。
d=32mm
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
(GB5014-85)。
计算转矩为
==1.25×
31.22=46.8mm
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=46.8Nm,从表2.5-1可查的HL2号联轴器就可以
转矩要求()。
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()。
4.1.2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
计算小齿轮上的作用力
转矩T=31.22N.m
圆周力Ft=304.59N
径向力 Fr=110.86N
轴向力=0N
(1)绘轴的受力简图,求支座反力
a. 垂直面支反力
RAY=152.30N
RBY=152.30N
b.水平面支反力
得,
=33340N
RBX=1074.44
(2)作弯矩图
a.垂直面弯矩MY图
B点,MBY=27538
b.水平面弯矩MZ图
B点右=73452N.mm
B点左,=56420N.mm
c.合成弯矩图
B点右,=61300N.mm
B点左,=84000N.mm
(3)作转矩T图
=116000N.mm
(4)作计算弯矩Mca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α=0.6
B点左边
McaC=254000N.mm
B点右边
=121000N.mmD点
McaD=62200N.mm
(5)校核轴的强度
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。
该值小于原
dc=35.19mm<
45mm,故安全。
D点轴径
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
深沟球轴承(GB/T276-96),型号6209:
查表得
2)、计算径向支反力
R1=1703.54N
R2=3913.423N
3)、求轴承轴向载荷
A1=S2+FA=1304.474+242.99=1574.46>
S1=1304.474A1=1574.46N
A2=S1=1304.474NA2=1304.474N
4)、计算当量动载荷
A1/R1=1574.46/1703.54=0.908>
e=0.4,X1=0.4,Y1=1.5
A2/R2=1304.47/3913.42=0.33<
e=0.4,X2=1,Y2=0
查表13—11,取fd=1.2,fm=1.0,ft=1.0
P1=fdfm1(X1R1+Y1A1)=1.5×
(0.4×
1703.54+1.5×
1547.464)
=2022NP1=2022N
P2=fdfm2(X2R2+Y2A2)=1.3×
1.5×
3913.423P2=7631.175N
=7631.175N
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
深沟球轴承(GB/T276-96)型号6208。
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=40mm
3)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
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