李福良毕业设计

1 目 录 一 传动方案拟定 2 二 电动机的选择 2 三 计算总传动比及分配各级的传动比 3 四 运动参数及动力参数计算 3 五 传动零件的设计计算 4 六 轴的设计计算 7 七 键联接的选择及计算 14 八 减速器箱体 箱盖及附件的设计计算 15 九 润滑与密封 16 十 设计小结 17 十一 参考资料目录 参考资料目录 17 李福良 韶关学院 二 一 年十二月三日 一 传动方案拟定一 传动方案拟定 第二组第三个数据 设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮第二组第三个数据 设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮 减速器减速器 1 工作条件 使用年限 8 年 每年按 280 天计算 两 班制工作 载荷平稳 2 原始数据 滚筒圆周力 F 4 6KN 带速 V 1 8m s F 4 6KN V 1 8m s D 400mm 2 滚筒直径 D 400mm 运动简图 二 电动机的选择二 电动机的选择 1 电动机类型和结构型式的选择 按已知的工作要求和 条件 选用 Y 系列三相异步电动机 2 确定电动机的功率 1 传动装置的总效率 总 带 2轴承 齿轮 联轴器 滚筒 0 96 0 992 0 97 0 99 0 95 0 86 2 电机所需的工作功率 Pd FV 1000 总 4600 1 8 1000 0 86 9 63KW 3 确定电动机转速 滚筒轴的工作转速 Nw 60 1000V D 60 1000 1 8 400 86r min 根据 2 表 2 2 中推荐的合理传动比范围 取 V 带传动比 Iv 2 4 单级圆柱齿轮传动比范围 Ic 3 6 则合理总传动比 i 的范围为 i 6 24 故电动机转速的可选范围为 nd i nw 6 24 86 516 2064r min 符合这一范围的同步转速有 750r min 1000r min 1500r min 由 2 查 机械设计课程设计手册 表 P167 查出有三种适用的 电动机型号 如下表 型号额定功率 同步转 速 异步质量总传动比 V 带 传动 比 减速器 1Y160M 4111500146014716 983 84 47 2Y160L 611100097012311 282 84 03 3Y160L 8117507301458 491 83 4 总 0 86 Pd 9 63KW Nw 86r min Ic 3 6 i 6 24 nd 516 2064r mi n 3 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 比较两种方案可知 方案 1 因电动机转速低 传动装置尺寸较大 价格较高 方案 2 适中 故选择电动机型 号 Y160l 6 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 Y100l2 4 其主要性能 额定功率 11KW 满载转速 970r min 额定转 矩 2 0 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 970 86 11 28 2 分配各级传动比 1 取 i带 2 8 2 i总 i齿 i 带 i齿 i总 i带 11 28 2 8 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 轴 nI nm i带 970 2 8 346 43 r min 轴 nII nI i齿 346 43 4 86 61 r min 滚筒 nw nII 86 61 r min 2 计算各轴的输入功率 KW 轴 PI Pd 带 9 63 0 96 9 24KW 轴 PII P I 轴承 齿轮 9 24 0 99 0 97 8 87KW 3 滚筒 P PII 轴承 联轴器 8 87 0 99 0 99 8 69KW 4 计算各轴的输出功率 轴的输出功率为输入功率乘轴承效率 0 99 轴 P P1 9 24 0 99 9 15KW 2 轴 P P 8 87 0 99 8 78KW 2 滚筒 P P 8 69 0 95 8 26KW 5 5 计算各轴的输入转矩 轴 T Td 带 94 81 2 8 0 96 254 85N m 带 i 轴 T T 轴承 齿轮 254 85 2 8 0 99 0 97 685 25N m 带 i 滚筒 T T 轴承 联轴器 685 25 0 99 0 99 671 61N m 电动机输出转矩 Td 9 55Pd nm 9550 9 63 970 94 81N m Y160l 6 i总 11 28 i带 3 i齿3 43 nI 323 33 r mi n nII 94 27 r min nw 94 27 r min PI 9 24KW PII 8 87KW Td 94 81N m TI 272 92N m TII 898 58N m PC 12 52KW 4 各轴的输出转矩乘轴承效率 0 99 运动和动参数计算结果整理如下表 功率 P KW转距 T N m 轴名 输入输出输入输出 转速 n r min 传动比 i 效率 电动机 轴 9 6365 28970 2 80 96 轴 9 249 15254 85252 30346 43 40 99 II 轴 8 878 78 685 25 678 4086 61 滚筒轴 8 698 26 671 61 664 9086 61 10 97 五 五 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 1 皮带轮传动的设计计算 1 选择普通 V 带截型 由课本 1 P165 表 8 8 得 kA 1 3 P 9 63KW PC KAP 1 3 9 63 12 519KW 据 PC 10 593KW 和 n 970r min 由课本 1 P163 图 8 7 得 选用 B 型 V 带 2 确定带轮基准直径 并验算带速 由 1 课本 P166 表 8 10 取 dd1 140mm dmin 125 dd2 i带dd1 1 384 mm 带速 V V dd1n 60 1000 140 970 60 1000 7 11m s 在 5 25m s 范围内 带速合适 3 确定带长和中心距确定 V 带的基准长度和中心距 a a0 0 7 2 dd1 dd2 0 7 2 140 560 470 1344 mm 初定中心距 a0 800 则带长为 L0 2a0 2 21dd dd 0 2 12 4 a dd dd 2 800 140 384 3 14 2 8004 140384 2 1952mm 根据表 8 3 选带的基准长度 LD 2000mm 的实际中心距为 a0 a0 800 824mm 2 0 lld 2 19520002 4 验算主动轮上的包角 a1 V 7 11m s Ld 2405mm a 750mm 1 1600 1200 Z 6 F0 248kN Z1 20 z2 69 5 a1 180 1 180 1 163 120 适用 12 dd 824 140384 5 确定带的根数 单根 V 带传递的额定功率 据 dd1和 n1 得 P1 9 24KW 查表 得 K 0 95 查 1 表 10 4 得 KL 1 03 P0 2 13 P0 0 3KW Z 5 26 取 6 根 100 kkpp p a c 30 159 0 0 3 132 2 5191 6 计算轴上压力 计算初拉力 F0 根据 B 型 V 带查表 8 11 得 V 带的长度质量 q 0 17kg m 带入公式 得 F0 500 a k 5 2 1 qv2 vz pc 500 2 11 7 17 0 1 95 0 5 2 611 7 519 12 248N 计算压力 FQ FQ 2 ZF0 sin 2 1 2 6 248 sin 2 163 2943N 2 齿轮传动的设计计算 1 选择齿轮材料与热处理 所设计齿轮传动属于闭式传动 通常 齿轮采用软齿面 查阅表 10 7 选用价格便宜便于制造的材料 小齿轮材料为 45 钢 调质 齿面硬度 260HBS 大齿轮材料 也为 45 钢 正火处理 硬度为 215HBS 精度等级 运输机是一般机器 速度不高 故选 7 级精度 2 按齿面接触疲劳强度设计 由 d1 6712 kT1 u 1 du H 2 1 3 确定有关参数如下 传动比 i齿 4 取小齿轮齿数 Z1 20 则大齿轮齿数 Z2 i齿Z1 4 20 80 由课本表 6 12 取 d 1 1 3 转矩 T1 T1 9 55 106 P1 n1 9 55 106 2 61 473 33 52660N mm 4 载荷系数 k 取 k 1 4 N1 1 36x109 N2 3 4 108 m 1 64 d1 40mm d2 138mm b1 50mm b2 44mm bb1 490Mpa 6 5 许用接触应力 H H Hlim ZN SHmin 由课本 1 图 6 37 查得 Hlim1 610Mpa Hlim2 500Mpa 接触疲劳寿命系数 Zn 按一年 280 个工作日 每天 16h 计算 由公式 N 60njtn 计算 N1 60 473 33 10 300 18 1 36x109 N2 N i 1 36x109 3 89 3 4 108 查 1 课本图 6 38 中曲线 1 得 ZN1 1 ZN2 1 05 按一般可靠度要求选取安全系数 SHmin 1 0 H 1 Hlim1ZN1 SHmin 610 x1 1 610 Mpa H 2 Hlim2ZN2 SHmin 500 x1 05 1 525Mpa 故得 d1 6712 kT1 u 1 du H 2 1 3 49 04mm 模数 m d1 Z1 49 04 20 2 45mm 取课本 1 P79 标准模数第一数列上的值 m 6 6 校核齿根弯曲疲劳强度 bb 2KT1YFS bmd1 确定有关参数和系数 分度圆直径 d1 mZ1 2 20mm 40mm d2 mZ2 2 5 78mm 138mm 齿宽 b dd1 1 4 40mm 44mm 取 b2 44mm b1 50mm 7 复合齿形因数 YFs 由课本 1 图 6 40 得 YFS1 4 35 YFS2 3 95 8 许用弯曲应力 bb 根据课本 1 P116 bb bblim YN SFmin 由课本 1 图 6 41 得弯曲疲劳极限 bblim应为 bblim1 490Mpa bblim2 410Mpa 由课本 1 图 6 42 得弯曲疲劳寿命系数 YN YN1 1 YN2 1 弯曲疲劳的最小安全系数 SFmin 按一般可靠性要求 取 SFmin 1 计算得弯曲疲劳许用应力为 bb1 bblim1 YN1 SFmin 490 1 1 490Mpa bb2 bblim2 YN2 SFmin 410 1 1 410Mpa 校核计算 bb1 2kT1YFS1 b1md1 71 86pa bb1 bb2 2kT1YFS2 b2md1 72 61Mpa bb2 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 bb2 410Mpa 中心矩 a 89mm 2 03m s 7 9 计算齿轮传动的中心矩 a a d1 d2 2 50 195 2 122 5mm 10 计算齿轮的圆周速度 V 计算圆周速度 n1d1 60 1000 3 14 473 33 50 60 1000 1 23 m s 因为 m s 故取 7 级精度合适 六 轴的设计计算六 轴的设计计算 从动轴设计 1 选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为 45 号钢 调质处理 查 2 表 13 1 可知 b 650Mpa s 360Mpa 查 2 表 13 6 可知 b 1 bb 215Mpa 0 bb 102Mpa 1 bb 60Mpa 2 按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴 输出端与联轴器相接 从结构要求考虑 输出端轴径应最小 最小直径为 d C 3 nP 查 2 表 13 5 可得 45 钢取 C 118 则 d 118 2 53 121 67 1 3mm 32 44mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准 取 d 38mm 3 齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩 T 9 55 106P n 9 55 106 2 53 121 67 198582 N 齿轮作用力 圆周力 Ft 2T d 2 198582 195N 13566N 径向力 Fr Fttan200 2036 tan200 4937N 4 轴的结构设计 轴结构设计时 需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零 件的固定方式 按比例绘制轴系结构草图 1 联轴器的选择 可采用弹性柱销联轴器 查 2 表 9 4 可得联轴器的型号 为 HL3 联轴器 38 82 GB5014 85 2 确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中 可以将齿轮安排在箱体中央 轴承对称布置 在齿轮两边 轴外伸端安装联轴器 齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定 靠平键和过盈配合实现周向固定 两端 轴 承靠套筒实现轴向定位 靠过盈配合实现周向固定 轴通 过两端轴承盖实现轴向定位 联轴器靠轴肩平键和过盈配 8 合 分别实现轴向定位和周向定位 3 确定各段轴的直径 将估算轴 d 38mm 作为外伸端直径 d1与联轴器相配 如图 考虑联轴器用轴肩实现轴向定位 取第二段直径为 d2 40mm 齿轮和左端轴承从左侧装入 考虑装拆方便以及零件固定的要求 装轴处 d3应大于 d2 取 d3 4 5mm 为便于齿轮装拆与齿轮配合 处轴径 d4应大于 d3 取 d4 50mm 齿轮左端用用套筒固定 右端 用轴环定位 轴环直径 d5 满足齿轮定位的同时 还应满足右侧轴承的安装要求 根据选定轴 承型号确定 右端轴承型号与左端轴承相同 取 d6 45mm 4 选择轴承型号 由 1 P270 初选深沟球轴承 代号为 6209 查手册可得 轴承宽度 B 19 安装尺寸 D 52 故轴环直径 d5 52mm 5 确定轴各段直径和长度 段 d1 38mm 长度取 L1 60mm II 段 d2 48mm 初选用 6209 深沟球轴承 其内径为 45mm 宽度为 19mm 考虑齿轮端面和箱体内壁 轴承端面和箱体内壁 应有一定距离 取套筒长为 20mm 通过密封盖轴段长应根据 密封盖的宽度 并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定 为 此 取该段长为 55mm 安装齿轮段长度应比轮毂宽度小 2mm 故 II 段长 L2 35mm III 段直径 d3 45mm L3 40mm 段直径 d4 42mm 长度与右面的套筒相同 即 L4 20mm 段直径 d5 52mm 长度 L5 25mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 L 96mm 6 按弯矩复合强度计算 求分度圆直径 已知 d1 195mm 求转矩 已知 T2 198 58N m 求圆周力 Ft 根据课本 P127 6 34 式得 Ft 2T2 d2 198 58 195 2 03N 求径向力 Fr 9 根据课本 P127 6 35 式得 Fr Ft tan 2 03 tan200 0 741N 因为该轴两轴承对称 所以 LA LB 48mm 1 绘制轴受力简图 如图 a 2 绘制垂直面弯矩图 如图 b 轴承支反力 FAY FBY Fr 2 0 74 2 0 37N FAZ FBZ Ft 2 2 03 2 1 01N 由两边对称 知截面 C 的弯矩也对称 截面 C 在垂直面弯矩为 MC1 FAyL 2 0 37 96 2 17 76N m 截面 C 在水平面上弯矩为 MC2 FAZL 2 1 01 96 2 48 48N m 4 绘制合弯矩图 如图 d MC MC12 MC22 1 2 17 762 48 482 1 2 51 63N m 5 绘制扭矩图 如图 e 转矩 T 9 55 P2 n2 106 198 58N m 6 绘制当量弯矩图 如图 f 转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化 取 0 2 截面 C 处的当量弯矩 Mec MC2 T 2 1 2 51 632 0 2 198 58 2 1 2 65 13N m 7 校核危险截面 C 的强度 由式 6 3 Mec 65 13N m 10 e 65 13 0 1d33 65 13x1000 0 1 453 7 14MPa 1 b 60MPa 该轴强度足够 主动轴的设计主动轴的设计 1 选择轴的材料 确定许用应力 e 60MPa 11 选轴的材料为 45 号钢 调质处理 查 2 表 13 1 可知 b 650Mpa s 360Mpa 查 2 表 13 6 可知 b 1 bb 215Mpa 0 bb 102Mpa 1 bb 60Mpa 2 按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴 输出端与联轴器相接 从结构要求考虑 输出端轴径应最小 最小直径为 d C 3 nP 查 2 表 13 5 可得 45 钢取 C 118 则 d 118 2 64 473 33 1 3mm 20 92mm 考虑键槽的影响以系列标准 取 d 22mm 3 齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩 T 9 55 106P n 9 55 106 2 64 473 33 53265 N 齿轮作用力 圆周力 Ft 2T d 2 53265 50N 2130N 径向力 Fr Fttan200 2130 tan200 775N 确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中 可以将齿轮安排在箱体中央 轴承对称布置 在齿轮两边 齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定 靠平键和过盈配合实现周向固定 两端轴 承靠套筒实现轴向定位 靠过盈配合实现周向固定 轴通 过两端轴承盖实现轴向定位 4 确定轴的各段直径和长度 初选用 6206 深沟球轴承 其内径为 30mm 宽度为 16mm 考虑齿轮端面和箱体内壁 轴承端面与箱体内 壁应有一定矩离 则取套筒长为 20mm 则该段长 36mm 安 装齿轮段长度为轮毂宽度为 2mm 2 按弯扭复合强度计算 求分度圆直径 已知 d2 50mm 求转矩 已知 T 53 26N m 求圆周力 Ft 根据课本 P127 6 34 式得 Ft 2T3 d2 2 53 26 50 2 13N 求径向力 Fr 根据课本 P127 6 35 式得 Fr Ft tan 2 13 0 36379 0 76N 两轴承对称 LA LB 50mm 1 求支反力 FAX FBY FAZ FBZ FAX FBY Fr 2 0 76 2 0 38N FAZ FBZ Ft 2 2 13 2 1 065N 2 截面 C 在垂直面弯矩为 C 118 12 MC1 FAxL 2 0 38 100 2 19N m 3 截面 C 在水平面弯矩为 MC2 FAZL 2 1 065 100 2 52 5N m 4 计算合成弯矩 MC MC12 MC22 1 2 192 52 52 1 2 55 83N m 5 计算当量弯矩 根据课本 P235 得 0 4 Mec MC2 T 2 1 2 55 832 0 4 53 26 2 1 2 59 74N m 6 校核危险截面 C 的强度 由式 10 3 e Mec 0 1d3 59 74x1000 0 1 303 22 12Mpa 1 b 60Mpa 此轴强度足够 7 滚动轴承的选择及校核计算 一从动轴上的轴承 根据根据条件 轴承预计寿命 L h 10 300 16 48000h 1 由初选的轴承的型号为 6209 查 1 表 14 19 可知 d 55mm 外径 85mm 宽度 B 19mm 基本额定动载荷 C 31 5KN 基本静载荷 CO 20 5KN 查 2 表 10 1 可知极限转速 9000r min 1 已知 nII 121 67 r min 两轴承径向反力 FR1 FR2 1083N 根据课本 P265 11 12 得轴承内部轴向力 FS 0 63FR 则 FS1 FS2 0 63FR1 0 63x1083 682N 2 FS1 Fa FS2 Fa 0 故任意取一端为压紧端 现取 1 端为压紧端 FA1 FS1 682N FA2 FS2 682N 3 求系数 x y FA1 FR1 682N 1038N 0 63 FA2 FR2 682N 1038N 0 63 L h 48000h 13 根据课本 P265 表 14 14 得 e 0 68 FA1 FR1 e x1 1 FA2 FR248000h 预期寿命足够 二二 主动轴上的轴承 1 由初选的轴承的型号为 6206 查 1 表 14 19 可知 d 30mm 外径 62mm 宽度 B 16mm 基本额定动载荷 C 19 5KN 基本静载荷 CO 111 5KN 查 2 表 10 1 可知极限转速 13000r min 根据根据条件 轴承预计寿命 L h 10 300 16 48000h 1 已知 nI 473 33 r min 两轴承径向反力 FR1 FR2 1129N 根据课本 P265 11 12 得轴承内部轴向力 FS 0 63FR 则 FS1 FS2 0 63FR1 0 63x1129 711 8N 2 FS1 Fa FS2 Fa 0 故任意取一端为压紧端 现取 1 端为压紧端 FA1 FS1 711 8N FA2 FS2 711 8N 3 求系数 x y FA1 FR1 711 8N 711 8N 0 63 FA2 FR2 711 8N 711 8N 0 63 根据课本 P265 表 14 14 得 e 0 68 LH 998953h 14 FA1 FR1 e x1 1 FA2 FR248000h 预期寿命足够 七 键联接的选择及校核计算 1 根据轴径的尺寸 由 1 中表 12 6 高速轴 主动轴 与 V 带轮联接的键为 键 8 36 GB1096 79 大齿轮与轴连接的键为 键 14 45 GB1096 79 轴与联轴器的键为 键 10 40 GB1096 79 2 键的强度校核 大齿轮与轴上的键 键 14 45 GB1096 79 b h 14 9 L 45 则 Ls L b 31mm 圆周力 Fr 2TII d 2 198580 50 7943 2N 挤压强度 56 93 125 150MPa p s r p Lh F 2 因此挤压强度足够 剪切强度 36 60 120MPa s Lb Fr 2 因此剪切强度足够 键 8 36 GB1096 79 和键 10 40 GB1096 79 根据上面的 步骤校核 并且符合要求 八 减速器箱体 箱盖及附件的设计计算 1 减速器附件的选择 通气器 由于在室内使用 选通气器 一次过滤 采用 M18 1 5 LH 53713h 15 油面指示器 选用游标尺 M12 起吊装置 采用箱盖吊耳 箱座吊耳 放油螺塞 选用外六角油塞及垫片 M18 1 5 根据 机械设计基础课程设计 表 5 3 选择适当型号 起盖螺钉型号 GB T5780 M18 30 材料 Q235 高速轴轴承盖上的螺钉 GB5783 86 M8X12 材料 Q235 低速轴轴承盖上的螺钉 GB5783 86 M8 20 材料 Q235 螺栓 GB5782 86 M14 100 材料 Q235 箱体的主要尺寸 1 箱座壁厚 0 025a 1 0 025 122 5 1 4 0625 取 8 2 箱盖壁厚 1 0 02a 1 0 02 122 5 1 3 45 取 1 8 3 箱盖凸缘厚度 b1 1 5 1 1 5 8 12 4 箱座凸缘厚度 b 1 5 1 5 8 12 5 箱座底凸缘厚度 b2 2 5 2 5 8 20 6 地脚螺钉直径 df 0 036a 12 0 0 3 6 1 2 2 5 1 2 1 16 6 4 1 取 1 8 7 地脚螺钉数目 n 4 因为 a 250 8 轴承旁连接螺栓直径