WD6机械设计课程设计说明书解析.docx

1、WD6机械设计课程设计说明书解析- 机械设计课程设计计算说明书 机械工程与自动化学院2010级机制一班设计者：学号： 目录一、设计任务书 2二电动机的选择计算 2三、传动装置的运动和动力参数的选择和计算 3四、传动零件的设计计算 3五、轴的设计计算 6六、滚动轴承的选择和寿命计算 10七、键联接的选择和验算 13八、选择联轴器 13九、减速器的润滑及密封形式选择 14十、参考材料 14一、设计任务书1、 题目：WD6B 胶带输送机的传动装置2、设计数据：滚筒圆周力带速滚筒直径滚筒长度F=2000NV=0.50m/sD=300mmL=400mm3、工作条件：工作年限工作班制工作环境载荷性质生产批

2、量10年2班 多灰尘 稍有波动小批二电动机的选择计算1、选择电动机系列按工作要求及工作条件选用三相异步电动机,封闭式结构，电压380V，Y系列。2、选择电动机功率卷筒所需有效功率PW=FV/1000=20000.50 /1000=1.0kw PW=1.0kw传动装置总效率：=筒蜗链承3联=0.658 =0.658其中,按表4.2-9取滚筒效率筒=0.96蜗杆传动效率蜗=0.82链条传动效率链=0.92圆锥滚子轴承效率承=0.98联轴器效率联=0.99所需电动机功率PR=PW/=1.0/0.658=1.520kw PR=1.520kw查表4.12-1: 选Y100l1-4型。额定功率2.2kw，

3、同步转速1500r/min，满载转速n0=1420r/min。 . . 查表4.12-2知电动机中心高H=100mm,外伸轴段DE=28mm60mm. DE=28mm60mm.3、分配传动比滚筒轴转速nW=60v/(D)=600.50/(0.30)=31.85r/min. nW=31.85r/min传动装置总传动比i=n0/nW=1420/31.85=44.58 i=44.58据表4.2-9,取i链=2,则 i蜗= i/ i链=44.58/2=22.29 i蜗 =22.29 三、传动装置的运动和动力参数的选择和计算0轴(电动机轴): P0=Pr=1.520kw， n0=1420 r/min T

4、0=9.55P0/n0=10.22Nm； 1轴(减速器高速轴): P1=P0联=1.50kw， n1=n0=1420r/min, T1=9.55P1/n1=10.09Nm； 2轴(减速器低速轴): P2= P1蜗承=1.21kw, n2=n1 /i蜗=63.7r/min， T2=9.55P2/n2=181.4Nm; 3轴(传动滚筒轴): P3= P2链承=1.09kw， n3= n2/i链=31.85r/min, T3=9.55P3/n3=326.83Nm; 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01.52142010.22联轴器1.00.9

5、91.50142010.09蜗杆传动22.290.821.2163.7181.4链传动2.00.921.0931.85326.83四、传动零件的设计计算1、 蜗轮蜗杆的设计计算（1）、选择材料蜗杆用45钢，考虑到效率高些，耐磨性好些，蜗杆螺旋面进行表面淬火，硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10Pb1，金属模铸造，为节约贵金属，仅齿圈用贵金属制成，轮芯用铸铁HT200制造。（2）、确定蜗轮齿数按i=22.29蜗杆头数Z1=2，Z2=i Z1=44.58。取Z2=45。（3）、按蜗轮齿面接触疲劳强度进行设计计算a） 确定作用在蜗轮上的转矩T2，按z1=2,蜗=0.82，b） 则： T

6、2=9.55p2/n2=181.4Nm Z1=2，z2=45c） 确定载荷系数K T2=181.4Nm 由表6-6中选取使用系数KA=1.15，取载荷分布系K=1.3, K=1.3, KA=1.15由于蜗轮转速为63.7r/min，蜗轮的圆周速度可能较小， Kv=1.05,（v23m/s 故选动载荷系数Kv=1.05, 于是 K=1.57 K=KAKKv=1.57 c）确定许用接触应力H 由表6-7中查得H=268N/mm2；应力循环次数N=60jn2Lh=60163.71630010=1.83108 N= 1.83108 H= H（107/N）1/8=268（107 /(1.83/108 )

7、）1/8 H =186.35N/mm2=186.35N/mm2 H=268N/mm2；d） 确定模数m及蜗杆分度圆直径d1青铜蜗轮与钢蜗杆配对时，ZE=160（N/mm2）1/2，有m2d1KT2（496/（Z2H）2=996mm3 由表6-2，取m=5，d1=40mm。（m2d1=1000mm3） m=5，d1=40mme） 验算蜗轮的圆周速度V2V2=mZ2n2/（601000）=0.75m/s3m/s， V2=0.75m/s 故取Kv=1.05是合适的。（4）、分度圆直径d1、d2及中心矩a蜗杆分度圆直径d1=40mm, d1=40mm,蜗轮分度圆直径d2=mZ2=225mm d2=22

8、5mm中心矩a=（d1+d2）/2=132.5mm， a=132.5mm取实际中心矩a=130mm，则蜗轮需变位。蜗轮的变位系数X2=(a-a)/m= -0.5（5）、校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度由表6-8，按Z2=45，查得YFa=2.06，由表6-9查得F=56N/mm2，则许用弯曲应力为F= F（106/N）1/9=32.16N/mm2 F= 32.16N/mm2 蜗杆分度圆柱导程角，tan=Z1m/d1=0.25，故=16 得F=1.53KT2cosYFa/（d1d2m） F=19.32N/mm2=19.32N/mm2F=32.16N/mm2蜗轮齿根弯曲疲劳强度足够。（6）、蜗杆蜗轮各部分

9、尺寸计算a） 蜗杆齿顶高ha1=ha*m=5mm 齿根高hf1=(ha*+c*)m=6mm 齿高h1=ha1+hf1=11mm 分度圆直径d1=40mm 齿顶圆直径da1=d1+2ha1=50mm 齿根圆直径df1=d12hf1=28mm 蜗杆轴向齿矩Px=m=15.7 mm 蜗杆齿宽b1=(8+0.06Z2)m+25=78.5mm b） 蜗轮齿顶高ha2=(ha*+x2)m=2.5mm 齿根高hf2=(ha*+c*x2)m=8.5mm 齿高h2=ha2+hf2=11mm 分度圆直径d2=mZ2=225mm 喉圆直径da2=d2+2ha2=230mm 齿根圆直径df2=df2hf2=208mm

10、 咽喉母圆半径 rg2=ada2/2=15mm 齿宽b20.75da1=37.5mm,取b2=40mm 齿宽角=2arcsin(b2/d1)=122o 顶圆直径de2da2+1.5m=231.5mm。取de2=232mm （7）、热平衡计算a) 滑动速度Vs Vs=V2/sin=3.02m/s b) 当量摩擦角v 按Vs=3.02m/s,由表6-10得v=1o36 c) 传动效率 =0.955tan/tan(+v)=0.86 d) 箱体所需散热面积 按自然通风计算取kd=17w/(m2oC), 油的工作温度t=80oC,周围空气温度t0=20oC,则 A1000P1(1)/(kd(tt0)=0

11、.206 m 2 A0.206m 2（8）、精度及齿面粗糙度的选择由表6-1,按V2=0.75m/s,为一般动力传动,取精度等级 为8级,标准为8c GB1008988。 蜗杆齿面粗糙度Ra13.2m，蜗轮齿面粗糙度 Ra23.2 m。 （9）、润滑油的选择及装油量的计算A）、润滑油牌号的选择 力-速度因子 =T2/a3n1=54.9Nmin/m =90.2Nmin/m由图6-15查得40oC，运动粘度为220mm2/s，再由表6-12选GN220w蜗轮蜗杆油。B)、装油量的计算 蜗杆浸油深度为（0.751.0）h（h为蜗杆的螺牙高或全齿高），同时油面不能超过蜗杆轴承最低位置滚动体的中心。2、

12、 滚子链传动（1）、确定链轮齿数由i=2,设链速V0.63m/s，选Z1=21，Z2=42。 （2）、选定链型号，确定链节矩pPoKAKZp/Kp=1.06kw 其中由表4-6得KA=1，由图4-12得KZ=0.88，由表4-7 按单排链考虑Kp=1。 由P0=1.06kw及n1=63.7r/min，由图4-10选定链型号为No.12A，p=19.05mm。 p=19.05mm（3）、验算链速V=Z1n1p/（601000）=0.34m/s， V=0.33 m/s V=0.34 e, 查表9-10得X1=0.4,Y1=1.6由A2/RCe, 查表9-10得X2=0.4,Y2=1.6查表9-11

13、,按传动装置查取fd=1.2,根据合成弯矩图,取fm1=fm2=1,按P取值 。则P1=fdfm1(X1R1+Y1A1)=3491.8N P1=3491.8N （5）、计算轴承寿命因为P1P2,故按P1计算.查表9-8,ft=1.由于是滚子轴承,故寿命系数取值为=10/3L10h=(ftC/P)10/3106/(60n)=44434h L10h=44434h 由表9-9查得L10h=25000H，由L10hL10h可知，轴承满足使用要求。2、蜗轮轴承寿命计算蜗轮轴承 选用圆锥滚子轴承 代号30210 d=50mm, D=90mm。作用于蜗轮的圆周力、径向力、轴向力为： 圆周力：Ft=1651N

14、 径向力：Fa=438.3N 轴向力：Fr=600.8N 转速： n=52.83r/min （1）、计算轴承的径向支反力水平支反力：RBH= Ft/2=5700N RDH=Ft/2=2415N 垂直支反力：RBV=880N, RDV=341.6N 合成支反力：R1=RB=5767.5N，R2=RD=2439N （2）、计算派生轴向力S由表9-12，S=R/（2Y）。 查表9-7，30210轴承的Y=1.4，C=72200N，e=0.42。 S1=2059.8N S1=R1/（2Y）=2059.8N，S2=R2/（2Y）=871N。 S2=871N （3）、求轴承的轴向载荷A由结构知，FA=Fa

15、=438.3N A1=max（S2+FA，S1）=2059.8N， A2=max（S1-FA，S2）=1621.5N。 （4）、计算轴承的当量动载荷P由A1/R1=0.36e=0.42，查表9-10，X1=1，Y1=0。由A2/R2=0.66e=0.42，查表9-10，X2=0.4，Y2=1.4。查表9-11，按传动装置查取fd=1，根据合成弯矩图，取fm=1.5。P1=fdfm(X1R1+ Y1A1)=10381.5N P2=fdfm(X2R2+Y2A2)=3894.5N 按静强度计算P=0.5RYA 由PR得取P=R=5767.5.（5）、计算轴承的寿命因为P2TC许用转速n=5700r/

16、mmn0轴孔直径dMIN=22mm,dMAX=24mm取减速器高速轴外伸段轴径d2=22mm,d1=24mm. d2=22mm d1=24mm 九、减速器的润滑及密封形式选择减速器的润滑采用脂润滑，润滑脂选用ZL-2通用锂基润滑脂GB7324-87。油标尺M12,材料Q235A。蜗杆上密封圈选用GB13871-1992 型旋转轴唇形密封圈 d=28mm。蜗轮上密封圈选用GB13871-1992 型旋转轴唇形密封圈 d=45mm。密封件选用JB/ZQ4606-86型毡圈油封。 十、参考材料1、机械设计，孙志礼、何雪红、何韵君主编，冶金工业出版社，1998.22、机械设计课程设计，巩云鹏、孙得志、喻子建主