东北大学机械一级减速器课程设计ZDD8-A.doc

机械设计基础课程设计说明书 题目：胶带输送机传动装置的设计 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 李宝民 成 绩： 2015 年 6 月 20 日 机械设计基础课程设计说明书 ZDD8-A 1 目目 录录 目目 录录 1 1 1 1、设计任务书、设计任务书 3 3 1.1 设计题目 3 1.2 工作条件 3 1.3 技术数据 3 2 2、电动机的选择计算、电动机的选择计算 3 3 2.1 选择电动机系列 3 2.2 滚筒转动所需要的有效功率 3 2.3 选择电动机 4 3 3、传动装置的运动及动力参数计算、传动装置的运动及动力参数计算 4 4 3.1 传动比的分配 4 3.2 各轴功率、转速和转矩的计算 5 4 4、传动零件的设计计算、传动零件的设计计算 5 5 4.1 选择 V 带的型号 5 4.2 验算带速 6 4.3 确定大带轮的标准直径 6 4.4 确定中心距A 和带长 LD6 4.5 验算小轮包角1.6 4.6 计算带的根数 6 4.7 计算作用在轴上的载荷 FR 和初拉力 F06 4.8 V 带传动的参数 6 5 5、减速器内传动零件的设计计算、减速器内传动零件的设计计算 7 7 5.1 选择材料7 5.2 计算应力循环次数 7 5.3 计算许用接触应力 7 5.4 按齿面接触强度确定中心距 7 5.5 验算齿面接触疲劳强度 8 5.6 验算齿根弯曲疲劳强度 9 5.7 齿轮主要几何参数 .10 6 6、轴的设计计算、轴的设计计算 1010 6.1 高速轴的设计计算 .10 6.2 低速轴的设计计算及联轴器的选择 .11 7 7、低速轴的强度校核、低速轴的强度校核 1111 8 8、滚动轴承的选择及其寿命验算、滚动轴承的选择及其寿命验算 1414 机械设计基础课程设计说明书 ZDD8-A 2 8.1 低速轴轴承的选择 .14 8.2 低速轴承寿命计算 .14 9 9、键联接的选择和校核、键联接的选择和校核 1414 9.1 低速轴 .14 9.2 高速轴 .15 1010、减速器的润滑及密封形式选择、减速器的润滑及密封形式选择 1515 10.1 润滑方式选择 15 10.2 油杯选择 15 10.3 密封圈选择 15 10.4 通气器选择 15 1111、指导参考书、指导参考书 1616 机械设计基础课程设计说明书 ZDD8-A 3 1 1、设计任务书、设计任务书 1.1 设计题目设计题目 胶带输送机传动装置的设计 1.2 工作条件工作条件 工作年限工作班制工作环境载荷性质生产批量 82 清洁平稳小批 1.3 技术数据技术数据 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) ZDD-812002.1400600 2 2、电动机的选择计算、电动机的选择计算 2.1 选择电动机系列选择电动机系列 根据工作要求及工作条件应选用三相异步电动机， 封闭式结构，电压 380 伏，Y 系列电动机 2.2 滚筒转动所需要的有效功率滚筒转动所需要的有效功率 kw Fv pw52.2 1000 1.21200 1000 根据表 2-11-1 确定各部分的效率: V 带传动效率 1 =0.95 一对滚动球轴承效率 2 =0.99 闭式 8 级精度齿轮的传动效率 3 =0.97 弹性联轴器效率 4 =0.99 滑动轴承传动效率 5 0.97 传动滚筒效率 6=0.96 则总的传动总效率 = 1*2*2 *3*4*5*6 = 0.950.990.990.970.990.970.96 = 0.8326 滚筒的转速 min/ 3 . 100 4 . 0 1 . 26060 r D v nw 所需的电动机的功率 机械设计基础课程设计说明书 ZDD8-A 4 kw p p w r 027 . 3 8326 . 0 52. 2 2.3 选择电动机选择电动机 查表 2-19-1 可知可选 Y112M-4 或 Y132M1-6，比较传 动比及电动机其他数据， 36.14 3 . 100 1440 0 1 w n n i57 . 9 3 . 100 960 0 2 w n n i 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) 总传动 比 1Y112M-44.01500144014.36 2Y132M1-64.010009609.57 比较两种方案，为使传动装置结构紧凑，决定选用方案方案 2 2 同时，由表 2.9-1，2.9-2 查得其主要性能数据列于下表： 电动机额定功率/kW 0 P 4.0 电动机满载转速/(r/min) 0 n 960 堵转转矩/额定转矩 2.0 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 3 3、传动装置的运动及动力参数计算、传动装置的运动及动力参数计算 3.1 传动比的分配传动比的分配 总传动比 57 . 9 0 w n n i 根据表 2-2-1，初定 V 带传动的 i12= 2.5，则齿轮传动的传动 比为：i23=i/i12=9.57/2.5=3.83 此分配的传动比只是初步的，实际的要在传动零件的和尺寸确 机械设计基础课程设计说明书 ZDD8-A 5 定后才能确定,并且允许有（3-5%）的误差。 3.2 各轴功率、转速和转矩的计算各轴功率、转速和转矩的计算 1 1 轴轴：（电动机轴） p1=pr=3.027 kw n1=960r/min T1 =9.55*p1/ n1=9.55*3.027*1000/960=30.11Nm 2 2 轴轴： （减速器高速轴） P2=p1*12= p1*1 =3.027*0.95=2.876kw n2=n1/i12=960/2.5=384r/min T2=9.55*p2/n2=9.55*2.876*1000/384=71.52Nm 3 3 轴轴：（减速器低速轴） P3=p2*23=p2*2 *3=2.876*0.99*0.97=2.762kw n3=n2/i23=384/3.83=100r/min T3=9.55*p3/n3=9.55*2.762*1000/100=263.77Nm 4 4 轴轴：（即传动滚筒轴） P4=p3*34= p3*2 *4=2.762*0.99*0.99=2.707kw n4=n3/i34=100/1=100r/min T4=9.55*p4/n4=9.55*2.707*1000/100=258.52Nm 各轴运动及动力参数各轴运动及动力参数 4 4、传动零件的设、传动零件的设 计计算计计算 4.1 选择选择 V 带的型号带的型号 因为小轮的转速是 960r/min，班制是 2 年，载荷平稳 取 Ka=1.1; Pc=Ka*P1 =1.1*3.027=3.330kw 查课本图 10-8，可得选用 A 型号带，ddmin=75mm 查课本表 10-4 取标准直径即 dd1=100mm 4.2 验算带速验算带速 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 13.02796030.11 带传 动 2.50.95 22.87638471.52 齿轮 传动 3.830.97 32.762100264.33 42.707100258.52 联轴 器 10.99 机械设计基础课程设计说明书 ZDD8-A 6 v=* dd1 *n1 /60*1000=5.03m/s； 满足 5m/s 120 符合要求； 4.6 计算带的根数计算带的根数 Z = Pc /(P0 +P0)*K*Kl 查图 10-7 可得，P0=1.0kw, P0 =0.13kw 查表 10-6 可得，K=0.926 查表 10-2，KL = 0.93 代入得，z =3.33/(1.0+0.13)*0.926*0.93=3.50 根; 取 z=4； 4.7 计算作用在轴上的载荷计算作用在轴上的载荷 Fr 和初拉力和初拉力 F0 F0为单根带的初拉力， F0 = 500* Pc/vz *(2.5/K -1 ) +qv2 = 500* 3.33/（5.03*4） *(2.5/0.93 -1 ) +0.10*5.032=142.23N Fr=2*F0*z*sin（1/2）=2*142.23*4*sin(154.87/2) =1111.39N 4.8 V 带传动的参数带传动的参数 机械设计基础课程设计说明书 ZDD8-A 7 选用 A 型 V 带，13.0mm 顶宽，节宽 11.0mm， 高度 8.0mm，共四根长 1250mm，Fr=1111N， 带轮中心距为 342mm，实际传动比为 2.5。 5 5、减速器内传动零件的设计计算、减速器内传动零件的设计计算 5.1 选择材料选择材料 根据表 11-1，大小齿轮材料选择如下: 小齿轮 40Cr 钢 调质处理 齿面硬度 250-280HBS 大齿轮 ZG310-570 钢 正火处理 齿面硬度 162-185HBS 5.2 计算应力循环次数计算应力循环次数 查图 11-14 得 ZN1=1.0 ，ZN2=1.08（允许有一定点蚀） 查图 11-15 得 ZX1=ZX2=1.0，取 SHmin=1.0 查图 11-13（b）,得 Hlim1=690Mpa，Hlim2=440 Mpa。 5.3 计算许用接触应力计算许用接触应力 MpaZZ S XN H H H 690 11 min 1lim 1 MpaZZ S XN H H H 2 . 475 22 min 2lim 2 因，故取 12HH Mpa HH 2 .475 2 5.45.4 按齿面接触强度确定中心距按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩 T1=9550P1/n1=95501032.88/384 =71625Nmm 初取，取1 . 1 2 ttZ K 4 . 0 a 由表 11-5 得 2 /. 9 .188mmNZE 由图 11-7 可得，=2.5，减速传动， H Z92 . 2 iu 由式（11-17） ，计算中心距 a： mm ZZZ u KT ua H EH a 16.126 2 . 475 9 .1885 . 2 92. 24 . 02 716251 . 1 ) 192. 2( 2 ) 1( 3 2 3 2 1 机械设计基础课程设计说明书 ZDD8-A 8 取中心距 a=140mm； 估算模数 mn=(0.0070.02)a=0.8752.5mm 取标准模数 mn=2mm； 小齿轮齿数： 71.35 192 . 2 2 1402 1 2 1 um a z n 大齿轮齿数：z2=uz1=27.10492 . 2 89.31x 取 z1=36，z2=104 实际传动比89 . 2 36 104 1 2 z z i实 传动比误差： %5%03 . 1 %100 92 . 2 89 . 2 92 . 2 %100 理 实理 i ii i 齿轮分度圆直径： mmzmd n 72 11 mmzmd n 208 22 圆周速度sm nd v/45 . 1 106 38472 1060 43 11 由表 11-6,取齿轮精度为 8 级 5.55.5 验算齿面接触疲劳强度验算齿面接触疲劳强度 由电机驱动,载荷平稳和表 11-3，取 KA=1.0； 由图 11-2（a） ，按 8 级精度和52. 0100/3645 . 1 100/ 1 vz 查得 Kv=1.06； 齿宽 ； mmab a 561404 . 0 由图 11-3(a)，按 b/d1=56/72=0.78,考虑轴的刚度较大和齿 轮相对轴承为非对称布置，得 K=1.07； 由表 11-4，得 K=1.1， 载荷系数25 . 1 1 . 107 . 1 06 . 1 0 . 1 K KKKK vA 由图 11-4 得 728 . 0 105007 . 0 972 . 0 36027 . 0 2 1 a a 700 . 1 21 aaa 查图 11-6，得88 . 0 Z 由式 11-16，计算齿面接触应力： H 机械设计基础课程设计说明书 ZDD8-A 9 MpaMpa u u bd KT ZZZ H EHH 2 .47517.378 92 . 2 192 . 2 7256 7162525 . 1 2 88 . 0 9 . 18850 . 2 12 2 2 1 1 故安全。 5.6 验算齿根弯曲疲劳强度验算齿根弯曲疲劳强度 按 Z1=36，Z2=104， 由图 11-10 得 Y=2.48，Y=2.18； 1Fa2Fa 由图 11-11 得 Y=1.66，Y=1.82； 1Sa2Sa 由图 11-12 得 Y=0.68； 由图 11-16(b)得 ， 2 1lim /290mmN F ； 2 2lim /152mmN F 由图 11-17 得 FN1=1.0，FN2=1.0； 由图 11-18，得 Y=Y=1.0， 1X2X 取 Y=2.0，S=1.4； STminF 由式（11-25）计算许用弯曲应力： MpaYY S Y XN F STF F 4140 . 10 . 1 4 . 1 2290 11 min 1lim 1 MpaYY S Y XN F STF F 2170 . 10 . 1 4 . 1 2152 22 min 2lim 2 由式（11-21）计算齿根弯曲应力： MpaMpa YYY mbd KT F saFa n F 41416.62 68 . 0 66 . 1 48 . 2 27256 7162525 . 1 22 1 11 1 1 1 故安全； MpaMpa YYY mbd KT F saFa n F 21791.59 68 . 0 82 . 1 18 . 2 27256 7162525. 122 1 22 1 1 2 故安全。 机械设计基础课程设计说明书 ZDD8-A 10 5.7 齿轮主要几何参数齿轮主要几何参数 z1=36, z2=104, u=2.92, mn=2 mm, 0=00, ， mmzmd n 72 11 mmzmd n 208 22 ， mmmhdd naa 7620 . 12722 * 11 ，mmmhdd naa 21220 . 122082 * 22 mm，672)25 . 0 0 . 1 (272)(2 11 mchdd af mm， 2032)25 . 0 0 . 1 (2208)(2 22 mchdd af ha1 = ha2 =2mm,a=1/2(ds+d2)=1/2(72+208)=140mm ， mm, b1=b2+(510)=64mm 。56 2 bb 6 6、轴的设计计算、轴的设计计算 6.1 高速轴的设计计算高速轴的设计计算 （1 1）确定减速器高速轴外伸段轴径）确定减速器高速轴外伸段轴径 ,受键槽影响，加大mm n P Ad49.23 384 88 . 2 120 33 4%5%，取25mm 。 （2 2）确定减速器高速轴各段轴径）确定减速器高速轴各段轴径 125mm d2= d1+(58)=（3033）mm，取 d2=30mm d3=35mm d4= d3+(13)=（3638）mm，取 d4=38mm d5=d3=35mm （3 3）选择高速轴的轴承）选择高速轴的轴承 根据低速轴 d3=35mm，查表 2.4-1，选择轴承的型号为： （GB/T276-1994）-6207 ，其 D=72mm，B=17mm。 （4 4）选择高速轴的轴承盖）选择高速轴的轴承盖 轴承外径 D=72mm，螺钉直径 d3=8mm，d2= d3+1=9mm， D0=D+2.5 d3=92mm， D2= D0+2.5 d3=112mm， e=1.2 d3=9.6mm(取 e=10mm)，e1=e， D1= D-（34）=（6869）mm，取 D1=68mm， D4= D-（1015）=（5762）mm，取 D4=60mm， b=510mm，取 b=6mm， 机械设计基础课程设计说明书 ZDD8-A 11 h=(0.81)b=4.86mm，取 h=5mm。 6.2 低速轴的设计计算及联轴器的选择低速轴的设计计算及联轴器的选择 （1 1）初步选定减速器低速轴外伸段直径）初步选定减速器低速轴外伸段直径 d=(0.81.0)d电机=(0.81.0) 38=30.438mm （2 2）选择联轴器）选择联轴器 拟选用弹性联轴器（GB5014-85） ， 名义转矩 T=9550=95502.77/100.26=263.85Nm ， n p 计算转矩为 TC=KAT=1.5263.85=395.78 Nm， 查表 2.5-1，HL3 号联轴器满足要求 Tn =630N.m，Tn Tc 其轴孔直径 d=3048mm,能满足减速器轴径的要求，n =5000r/minn=131.51r/min，轴孔长度 L=60mm。 （3 3）最终确定减速器低速轴外伸段直径）最终确定减速器低速轴外伸段直径 ,受键槽影响，mm n P Ad28.36 26.100 77. 2 120 33 0 轴径加大 4%5%,，取138mm； 因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。 （4 4）确定减速器低速轴各段轴径）确定减速器低速轴各段轴径 138mm；d2= d1+(58)=（4346）mm，取 d2=45mm； d3=50mm；d4= d3+(13)=（5153）mm，取 d4=53mm； 轴环直径 d5=60mm； d6=d3=50mm。 （5 5）选择低速轴的轴承）选择低速轴的轴承 根据低速轴 d3=50mm，查表 2.4-1，选择轴承的型号为： （GB/T276-1994）-6210 主要参数：D=90mm，B=20mm，da=57mm，Da=83mm （6 6）选择低速轴的轴承盖）选择低速轴的轴承盖 轴承外径 D=90mm，螺钉直径 d3=8mm，d2= d3+1=9mm， D0=D+2.5 d3=110mm， D2= D0+2.5 d3=130mm， e=1.2 d3=9.6mm(取 e=10mm)，e1=e， D1= D-（34）=（8687）mm，取 D1=86mm， D4= D-（1015）=（7580）mm，取 D4=76mm， b=510mm，取 b=6mm， h=(0.81)b=4.86mm，取 h=5mm。 7 7、低速轴的强度校核、低速轴的强度校核 （1 1）求作用于齿轮上的作用力，绘出轴的空间受力图（图）求作用于齿轮上的作用力，绘出轴的空间受力图（图 1 1） 机械设计基础课程设计说明书 ZDD8-A 12 转矩 T=9.55106 n p =9.551062.77/100.26=2.638105Nmm 圆周力 N d T Ft54.2536263800/2082 2 2 径向力 NtgtgFF tr 21.9232054.2536 轴向力 NtgtgFF ta 0054.2536 （2 2）求支座反力）求支座反力( (图图 1 1（b b）) ) a.垂直面支反力 ， 0 B M0)( 221 LFLLR tAy N LL LF R t Ay 76.1248)6466/(6454.2536 21 2 ， 0YNRFR AytBy 78.128776.124854.2536 b.水平面支反力 ， 0 B M0 2 )( 221 LF d FLLR raAz N LL d FLF R ar Az 50.454)6466/()06421.923( 2 21 2 ， 0ZNRFR AzrBz 71.46850.45421.923 （3 3）作弯矩图）作弯矩图 1垂直面内弯矩图 MY(图 1（c）) C 点 mNLRM AyCy 42.826676.1248 1 2水平面内弯矩图 MZ (图 1（d）) C 点左边 mNLRM AzCz 00.306650.454 1 C 点右边 mNLRM BzCz 00.306471.468 2 3作合成弯矩图(图 1（e）) C 点左边 mNMMM CzCyC 71.87 22 C 点右边 mNMMM CzCyC 71.87 22 （4 4）作转矩）作转矩 T T 图图( (图图 1 1（f f）) ) 机械设计基础课程设计说明书 ZDD8-A 13 m263.8N 3 T （5 5）作当量弯矩图）作当量弯矩图( (图图 1 1（g g）) ) 该轴单向工作，转矩按脉动循环应力考虑，取 =0.6 。 C 点左边 mNTMM CCvC 28.158)( 22 C 点右边 mNTMM CCvC 71.87)( 22 D 点 mNTTMM oDVD 28.158 22 图图 1 1 轴的结构及计算轴的结构及计算 （6 6）校核轴的强度）校核轴的强度 按当量转矩计算轴的直径： （轴的材料选择 45 号调质钢，查表 13-1 可得） 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 2 /650mmN B 查表 13-2 得 2 1 /60mmN b C 点轴径 mm M d b vC C 77.29 1 . 0 3 1 因为有一个键槽，该值mmdC26.31)05 . 0 1 (77.29 小于原设计该点处轴径 53mm，故安全。 D 点轴径 mm M d b vD D 77.29 1 . 0 3 1 机械设计基础课程设计说明书 ZDD8-A 14 因为有一个键槽，该值mmdC26.31)05 . 0 1 (77.29 小于原设计该点处轴径 38mm，故安全。 8 8、滚动轴承的选择及其寿命验算、滚动轴承的选择及其寿命验算 选择一对 6210 深沟球轴承，低速轴轴承校核： 8.1 低速轴轴承的选择低速轴轴承的选择 选择低速轴的一对 6210 深沟球轴承校核。 （1 1）确定轴承的承载能力）确定轴承的承载能力 查表 2.4-1，轴承 6210 的=19.8kN，cr=27.0kN。 r c0 （2 2）计算径向支反力）计算径向支反力 NRRR AzAy 90.1328 22 1 NRRR BzBy 43.1370 22 2 （3 3）计算当量动载荷）计算当量动载荷 由于轴承承受纯径向载荷，所以 P1 =R1=1328.90N P2= R2=1370.43N 8.2 低速轴承寿命计算低速轴承寿命计算 查表 14-16,确定 C=27.0kN： hh P C n L h 38400882300 3 . 1394233 90.1328 27000 26.10060 10 60 10 3 6 3 6 10 故深沟球轴承 6210 适用。 9 9、键联接的选择和、键联接的选择和校核校核 9.1