带式运输机减速装置一级减速器设计

1 哈尔滨理工大学荣成学院 机械设计课程设计 题题 目目 带式运输机减速装置带式运输机减速装置 专业年级 专业年级 机电一体化机电一体化 11 2 学生姓名学生姓名 秦林林 学学 号号 1130320219 指导教师指导教师 刘 同 亮 机械工程系 完成时间 2012 年 7 月 6 日 2 机械设计课程设计任务书 学生姓名 秦林林 学号 1130320219 专业 机电一体化 任务起止时间 2012 年 6 月 25 日 至 2012 年 7 月 6 日 设计题目 带式运输机减速装置 机械原理课程设计工作内容 一 传动方案如下图一 传动方案如下图 1 所示 所示 1 电动机 2 V 带传动 3 单级圆柱齿轮减速器 4 联轴器 5 带式输送机 6 鼓轮 7 滚动轴承 图 1 带式输送机减速装置方案图 二二 工作条件 工作条件 单向连续平稳转动 常温下两班 制工作 空载启动 装置寿命为 7 年 三 原始数据三 原始数据 鼓轮直径 d mm 300 传送带运行速度 V m s 1 6 运输带上牵引力 F N 2000 四 设计任务 四 设计任务 1 减速器装配图一张 A1 图纸 2 低速轴零件图一张 A3 图纸 3 齿轮零件图一张 A3 图纸 2 设计说明书一份 在两周内完成并通过答辩 资料 机械原理 工程力学 机械制图 指导教师签字 年 月 日 3 目目 录录 一 传动方案拟定 4 二 电动机选择 4 三 计算总传动比及分配各级的传动比 5 四 运动参数及动力参数计算 5 五 传动零件的设计计算 6 六 轴的设计计算 9 七 滚动轴承的选择及校核计算 12 八 键联接的选择及校核计算 13 九 箱体设计 14 4 计算过程及计算说明计算过程及计算说明 一 一 传动方案拟定传动方案拟定 1 工作条件 使用年限 7 年 工作为二班工作制 单向运转 载荷 平稳 环境清洁 2 原始数据 滚筒圆周力 F 2kN 带速 V 1 6m s 滚筒直径 D 300mm 二 电动机选择二 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 总 带 3轴承 齿轮 联轴器 滚筒 0 96 0 983 0 97 0 99 0 96 0 83 2 电机所需的工作功率 P工作 FV 1000 总 2000 1 6 1000 0 83 3 86KW 总 0 83 P工作 3 86KW 15 3 确定电动机转速 计算滚筒工作转速 n筒 60 1000V D 60 1000 1 6 300 101 91r min 按手册 P8 推荐的传动比合理范围 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 n筒 6 24 101 91 611 4 2445 6r 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 由 机械设计手册 查得 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 1 方案比较适 合 则选 n 1500r min 4 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 Y112M 4 其主要性能 额定功率 4 0KW 满载转速 1440r min 三 计算总传动比及分配各级的传动比三 计算总传动比及分配各级的传动比 1 总传动比 i总 n电动 n筒 1440 101 91 14 13 2 分配各级伟动比 1 据指导书 P8 取齿轮 i带 3 5325 V 带传动比 I 1 2 4 合理 2 i总 i齿轮 i带 n滚筒 101 91r min 电动机型号 Y112M 4 i总 14 137 据手册得 i齿轮 4 14 i齿轮 i总 i带 14 13 3 5325 4 四 运动参数及动力参数计算四 运动参数及动力参数计算 1 计算各轴转速 r min nI n 电机 1440r min nII nI i带 1440 3 5325 407 64 r min nIII nII i齿轮 407 64 4 101 91 r min 2 计算各轴的功率 KW PI P工作 带 3 86 0 96 3 76KW PII PI 轴承 齿轮 3 76 0 98 0 97 3 52KW PIII PII 轴承 联轴器 3 52 0 97 0 99 3 38KW 3 计算各轴扭矩 N mm T工作 9550 3 86 1440 25 60 TI T工作 带 i带 25 60 3 5325 0 96 86 8N m TII TI i齿轮 轴承 齿轮 86 8 4 0 98 0 97 330 1N m TIII TII 轴承 联轴器 330 1 0 97 0 99 316 99N 五 传动零件的设计计算五 传动零件的设计计算 1 确定计算功率 PC 由课本表 11 5 得 kA 1 2 PC KAP 1 2 4 0 4 8KW 2 选择 V 带的带型 根据 PC n1由课本图 11 8 得 选用 A 型 3 确定带轮的基准直径 dd并验算带速 v 1 初选小带轮的基准直径 dd1由课本表 11 6 得出 取小带轮的基 准直径 dd1 100mm 2 验算带速 v 按课本式 11 10 验算带的速度 v dd1n1 60 1000 100 1440 60 1000 7 54m s 在 5 25m s 范围内 带速合适 3 计算大齿轮的基准直径 根据课本式 11 11 计算大带轮的基准 直径 dd2 dd2 i带 dd1 3 5325 100 353 25mm 由课本表 11 6 圆整为 dd2 355mm 4 确定带长和中心矩 1 根据课本式 11 12 初定中心距 a0 500mm 2 由课本式 11 13 计算带所需的基准长度 Ld0 2a0 dd1 dd2 2 dd2 dd1 2 4a0 2 500 3 14 100 355 2 355 100 2 4 500 i带 3 5325 nI 1440r min nII 407 64r m in nIII 101 91r min PI 3 76KW PII 3 52KW PIII 3 38KW TI 86 8N m TII 330 1N m TIII 316 99N m V 7 54m s dd2 353 25mm 取标准值 dd2 355mm Ld 1800mm 取 a0 500 14 1746mm 由课本表 11 2 选带的基准长度 Ld 1800mm 按课本式 11 15 实际中心距 a a a0 Ld Ld0 2 500 1800 1746 2 527mm 5 验算小带轮上的包角 1 1 1800 dd2 dd1 a 57 30 1800 355 100 527 57 30 1520 900 适用 1 确定带的根数 z 1 计算单根 V 带的额定功率 pr 由 dd1 100mm 和 n1 1440r min 根据课本表 11 3 得 P0 1 32KW 根据 n1 1440r min i带 3 5325 和 A 型带 查课本表 5 6 得 P0 0 17KW 根据课本表 11 4 得 Ka 0 92 根据课本表 8 2 得 KL 1 01 由课本 11 17 得 Pr P0 P0 Ka KL 1 32 0 17 0 92 1 01 1 38kw 2 计算 V 带的根数 z z PCa Pr 4 8 1 38 3 46 圆整为 4 根 7 计算单根 V 带的初压力的最小值 F0 min 由课本表 11 1 得 A 型带的单位长度质量 q 0 1kg m 由 164 页式得 单根 V 带的初拉力 F0 min 500 2 5 Ka PCa zvKa qV2 500 2 5 0 92 4 8 0 92 4 7 54 0 1 7 542 N 142 3N 应使带的实际初拉力 F0 F0 min 8 计算压轴力 Fp 压轴力的最小值为 Fp min 2z F0 min sin 1 2 2 4 142 3 sin 152 2 1104 58N 1 齿轮传动的设计计算 1 选定齿轮材料及精度等级及齿数 1 机器为一般工作机器 速度不高 故选用 7 级精度 GB 10095 88 2 材料选择 由表课本表 13 9 选择小齿轮和大齿轮材料分别为 35 钢 调质 HB1 180 210 和 35 钢 正火 HB2 150 180 3 选小齿轮齿数 z1 24 大齿轮齿数 z2 24 4 96 2 按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式 13 22 Z 4 F0 142 3N Fpmin 1104 58N 14 d1 KT1 u 1 112ZE2 du H 2 1 3 1 确定公式内的各计算数值 1 试选载荷系数 Kt 1 3 2 计算小齿轮传递的转矩 T1 9 55 106 P1 n2 95 5 106 3 76 407 64 178049 3N mm 3 由课本表 13 15 选取齿款系数 d 1 4 由课本表 13 14 查得材料的弹性影响系数 ZE 189 8MPa1 2 5 由课本图 13 27 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim 1 550MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim 2 525MPa 6 u z2 z1 n1 n2 13 5 7 计算解除疲劳许用应力 由 13 13 取失效概率为 1 安全系数 S 1 0 H 1 Hlim1 S 1 550 1 0Mpa 550Mpa H 2 Hlim2 S 1 525 1 0Mpa 525Mpa 2 计算 1 试算小齿轮分度圆直径 dd1 代入 H 较小的值 dd1 768 KT1 u 1 du H 2 1 3 dd1 78 79mm 2 计算圆周速度 v v dd1n2 60 1000 3 14 78 79 407 64 60 1000 1 68m s 3 计算齿宽 b b dd1 1 78 79mm 78 79mm 4 计算齿宽与齿高之比 b h 模数 m d1 Z1 78 79 24 3 28mm 齿高 h 2 25m 2 25 3 28 7 38mm b h 10 67 5 计算载荷系数 根据 v 1 68m s 7 级精度 由课本图 10 8 查得动载荷系数 Kv 1 07 直齿轮 KHa KFa 1 由课本表 13 10 查得 KA 1 由课本表 13 14 用插值法查得 8 级精度 小齿轮相对支承非对称布 置时 KH 1 316 由 b h 10 67 KH 1 316 查课本表 10 13 得 KF 1 28 故载荷系 数 K KA KV KHa KF 1 1 07 1 1 316 1 408 6 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由课本式 13 23 d1 d1t K Kt 1 3 78 79 1 408 1 3 1 3 80 9mm HlimZ1 550Mp a HlimZ2 525Mp a H 1 550Mpa H 2 525Mpa d1 78 79mm m 3 37mm YFa1 2 65 YSa1 1 58 14 7 计算模数 m m dd1 z1 73 187 24 3 37mm 3 按齿根弯曲强度设计 由课本式 13 24 得弯曲强度的设计公式 m 2KT1YFaYSa dz12 F 1 3 1 确定公式内的各计算数值 1 由课本图 13 9 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2 380MPa 2 由课本图 11 11 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 0 85 KFN2 0 88 3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 由课本式 13 25 得 F 1 KFN1 FE1 S 0 85 500 1 4 303 57MPa F 2 KFN2 FE2 S 0 88 380 1 4 238 86MPa 4 计算载荷系数 K K KA KV KFa KF 1 1 07 1 1 28 1 37 5 取齿形系数 由课本表 10 5 查得 YFa1 2 65 YFa2 2 226 6 查取应力校正系数 由课本表 10 5 查得 YSa1 1 58 YSa2 1 764 7 计算大 小齿轮的 YFa YSa F YFa1 YSa1 F 1 2 65 1 58 303 57 0 01379 YFa2 YSa2 F 2 2 226 1 764 238 86 0 01644 大齿轮的数值大 8 设计计算 m 2 1 37 1 37 105 0 01644 1 242 1 3 2 2mm 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于齿根弯曲疲 劳强度计算的模数 m 的大小重腰取决于弯曲强度的承载能力 而齿 面接触疲劳强度所决定的承载能力 仅与齿轮直径 即模数与齿数 的乘积 有关 可取由弯曲强度算得的模数 2 2 并就近圆整为标准 值 m 2 5mm 按接触强度的的分度圆直径 d1 80 9 算出小齿轮的齿 数 z1 d1 m 80 9 2 5 32 大齿轮的齿数 z2 4 32 128 这样设计出的齿轮传动 既满足了齿面接触疲劳强度 并做到结构紧凑 避免浪费 4 几何尺寸计算 1 计算分度圆直径 d1 z1m 32 2 5 80mm d2 z1m 128 2 5 320mm 2 计算中心距 a d1 d2 2 80 320 2 200mm 3 计算齿轮宽度 b d d1 1 80 80mm 六 轴的设计计算六 轴的设计计算 输出轴的设计计算 1 两轴输出轴上的功率 P 转数 n 和转矩 T PII 输 3 52 0 98 3 45kw YFa2 2 226 YSa2 1 764 m 2 22mm d1 80mm d2 320mm a 200mm b 80mm Ft2 1821 4N Fr2 663 36N Ft1 2156 55N Fr1 785 4N 14 n2 n1 i 407 64 4 101 91r min T2 323300N mm PI 输 3 76 0 98 3 68kw n1 407 64 r min T1 86262 N mm 2 求作用在齿轮上的力 因已知低速大齿轮的分度圆直径为 d2 355mm Ft2 2T2 d2 2 323300 355 1821 4N Fr2 Ft2tan20 1821 4 0 3642 663 36N 因已知低速大齿轮的分度圆直径为 d1 80mm Ft1 2T1 d1 2 86262 80 2156 55N Fr1 Ft1tan20 2156 55 0 3642 785 4N 4 初步确定轴的最小直径 先按课本式 16 21 初步估算轴的最小直径 选取的材料为 45 钢 正 火处理 根据课本表 16 7 取 A0 112 于是得 dmin2 A0 PII 输 n2 1 3 112 3 45 101 91 1 3 36 23mm dmin1 A0 P1 输 n1 1 3 112 3 68 407 64 1 3 23 32mm 5 联轴器的选择 为了使所选输出轴的最小直径与联轴器的孔相适应 故选联轴器的型号 联轴器的计算转矩 Tca KAT2 查课本表 16 10 考虑到转矩变化很小 故 取 KA 1 3 则 Tca KAT2 1 3 323300 420290 N mm 按照计算转矩 Tca应小于联轴器工程转矩条件 查 机械设计手册 选 用 HL3 型弹性柱销联轴器 其公称转矩为 630000 N mm 联轴器的孔 径 d1 38mm 半联轴器长度 L 82mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1 58mm 6 轴承的选择 初步选择滚动轴承 因轴承只受径向力的作用 故选用深沟球轴承 参 照工作要求 由轴承产品目录中初步取 0 基本轴隙组 记得深沟球轴承 6009 其尺寸 d D B 45mm 75mm 16mm 7 轴上零件的周向定位 齿轮 半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接 由课本表 15 1 查得 平键截面 b h 10mm 8mm 键槽用键槽铣刀加工 长为 50mm 同时为 了保证齿轮与轴配合有良好的对中性 故选择齿轮毂与轴配合为 H7 n6 同样 半联轴器与轴的连接 选用平键为 10mm 8mm 50mm 和 平键 14mm 9mm 60mm 半联轴器与轴的配合为 H7 k6 8 确定轴上圆角尺寸 参考课本表 15 2 取轴端倒角为 2 45 9 求轴上的载荷 轴 dmin2 36 23mm dmin1 23 32mm 深沟球轴承 6009 其尺寸 d D B 45mm 75mm 16mm 和 14mm 9mm 6 0mm 14 1 高速轴 a 计算齿轮受力 分度圆直径 d mnz 80mm 转矩 T 9550P n 9550X3 52 407 64 82 46N m 齿轮切向力 Ft 2T d 2X82 46 80 2061 5N 齿轮径向力 Fr Fttan 2061 5tan 750 32N 因为对称 所以 La Lb 63 5mm 求轴反力 Fay Fby Fr 2 375 16N Faz Fbz Ft 2 1008 25N 由两边对称知截面 C 的弯矩也对称 Mc1 Fay L 23 8N m Mc2 Faz L 64 02N m 合弯矩 Mc Mc1 Mc2 68 3 N m 绘制扭矩图 T 86 8N m 绘制当量弯矩图 转矩产生的扭矩按脉动循环 1 Mec Mc T 110 4 N m Ft 2061 5N Fr 750 32N Mec 110 4 N m 14 2 低速轴 1 计算齿轮受力 分度圆直径 d mnz 320mm 转矩 T 9550P n 9550X3 38 101 91 316740N mm 齿轮切向力 Ft 2T d 2X316740 320 1979 6N 齿轮径向力 Fr Fttan 2436 5tan 720N 因为对称 所以 La Lb 80 求轴反力 Fay Fby Fr 2 360 3N Faz Fbz Ft 2 989 8N 由两边对称知截面 C 的弯矩也对称 Mc1 Fay L 28 824N m Mc2 Faz L 79 184 N m 合弯矩 Mc Mc1 Mc2 84 25N m 绘制扭矩图 T 330 1 N m 绘制当量弯矩图 转矩产生的扭矩按脉动循环 1 Mec Mc T 340 68 N m e Mec 4 d 67 8MPa 120MPa 七 滚动轴承的选择及校核计算七 滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件 轴承预计寿命 Ft 1979 6N Fr 720N e 67 8MPa 轴承预计寿命 408800h 14 16 365 7 40880 小时 1 计算输入轴承 1 已知 nI 407 64r min nII 101 91r min 2 计算当量载荷 P1 P2 根据课本表取 f P 1 5 根据课本式得 PI fPxFr1 1 5 1 785 4 1178 1N PII fPxFr2 1 5 1 663 36 995 04 N 3 轴承寿命计算 深沟球轴承 3 Lh 106C3 60nP3 Lh1 106C3 60nP13 106 44 8 106 3 60 407 64 1178 1 3 2 24 1015h 40880h Lh2 106C3 60nP23 106 44 8 106 3 60 101