东北大学机械一级减速器课程设计

1、精选优质文档-倾情为你奉上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日目 录1、设计任务书1.1设计题目 胶带输送机传动装置的设计1.2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-812002.14006002、电动机的选择计算2.1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 根据表2-11

2、-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 = 0.95×0.99×0.99×0.97×0.99×0.97×0.96 = 0.8326 滚筒的转速 所需的电动机的功率 2.3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， 方案号电动机型号额定功率(kW)同步转速(r/m

3、in)满载转速(r/min)总传动比1Y112M-44.01500144014.362Y132M1-64.010009609.57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/kW4.0电动机满载转速/(r/min)960堵转转矩/额定转矩2.0电动机轴伸直径D/mm38电动机轴伸长度E/mm80电动机中心高H/mm1323、传动装置的运动及动力参数计算 3.1传动比的分配总传动比 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

4、只是初步的，实际的要在传动零件的和尺寸确定后才能确定,并且允许有（3-5%）的误差。 3.2各轴功率、转速和转矩的计算1轴：（电动机轴）p1=pr=3.027 kw n1=960r/min T1 =9.55*p1/ n1=9.55*3.027*1000/960=30.11Nm2轴： （减速器高速轴）P2=p1*12= p1*1 =3.027*0.95=2.876kwn2=n1/i12=960/2.5=384r/minT2=9.55*p2/n2=9.55*2.876*1000/384=71.52Nm 3轴：（减速器低速轴）P3=p2*23=p2*2 *3=2.876*0.99*0.97=2.76

5、2kwn3=n2/i23=384/3.83=100r/minT3=9.55*p3/n3=9.55*2.762*1000/100=263.77Nm4轴：（即传动滚筒轴）P4=p3*34= p3*2 *4=2.762*0.99*0.99=2.707kwn4=n3/i34=100/1=100r/minT4=9.55*p4/n4=9.55*2.707*1000/100=258.52Nm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13.02796030.11带传动2.50.9522.87638471.52齿轮传动3.830.9732.762100264.33

6、联轴器10.9942.707100258.524、传动零件的设计计算4.1选择V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=100mm4.2验算带速v=* dd1 *n1 /60*1000=5.03m/s；满足5m/s <= v<=25m/s；4.3确定大带轮的标准直径dd2= i12*dd1 =2.5*100=250mm取dd2=250mm，实际传动比i实=dd2/ dd1=2.5 百分差=0 合格4

7、.4确定中心距a 和带长LdV带的中心距过长会使结构不紧凑，会减低带传动的工作能力；初定中心距a0,a0=(0.7-2.0)( dd1 +dd2)=245700 mm暂取a0=350mm相应a0的带基准长度Ld0:Ld0=2*a0 +(/2) *( dd1 +dd2)+(dd2 dd1)2/（4* a0）=1265.85 mm;查课本表10-2可得，取Ld=1250mm;由 Ld求实际的中心距a,a =a0 +(Ld Ld0)/2 =342mm4.5验算小轮包角1由式1 =180°-（dd2-dd1）/a*57.3°=154.87°>120°符合要

8、求；4.6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Fr 和初拉力 F0F0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=142.23NFr=2*F0*z*sin（1/2）=2*142.23*4*sin(154.8

9、7°/2)=1111.39N4.8 V带传动的参数选用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、减速器内传动零件的设计计算5.1 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162-185HBS5.2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H

10、lim1=690Mpa，Hlim2=440 Mpa。5.3计算许用接触应力因，故取 5.4按齿面接触强度确定中心距小轮转矩 T1=9550×P1/n1=9550×103×2.88/384=71625N·mm初取，取由表11-5得由图11-7可得，=2.5，减速传动，由式（11-17），计算中心距a：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：大齿轮齿数：z2=uz1=取z1=36，z2=104 实际传动比传动比误差：齿轮分度圆直径： 圆周速度由表11-6,取齿轮精度为8级5.

11、5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级精度和查得Kv=1.06；齿宽；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，载荷系数由图11-4得 查图11-6，得由式11-16，计算齿面接触应力： 故安全。5.6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；由图11-11得 Y=1.66，Y=1.82；由图11-12得 Y=0.68；由图11-16(b)得 ，；由图11-17得 FN1=1.0，FN

12、2=1.0；由图11-18，得Y=Y=1.0，取Y=2.0，S=1.4；由式（11-25）计算许用弯曲应力：由式（11-21）计算齿根弯曲应力：故安全；故安全。 5.7齿轮主要几何参数 z1=36, z2=104, u=2.92, mn=2 mm, 0=00, ， ，mm，mm， ha1 = ha2 =2mm,a=1/2(ds+d2)=1/2(72+208)=140mm ， mm, b1=b2+(510)=64mm 。6、轴的设计计算6.1高速轴的设计计算（1）确定减速器高速轴外伸段轴径,受键槽影响，加大4%5%，取25mm 。 （2）确定减速器高速轴各段轴径 125mmd2= d1+(58)

13、=（3033）mm，取d2=30mmd3=35mmd4= d3+(13)=（3638）mm，取d4=38mmd5=d3=35mm（3）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）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）=

14、（5762）mm，取D4=60mm，b=510mm，取b=6mm，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（1）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）选择联轴器拟选用弹性联轴器（GB5014-85）， 名义转矩T=9550×=9550×2.77/100.26=263.85Nm ， 计算转矩为TC=KAT=1.5×263.85=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=30

15、48mm,能满足减速器轴径的要求，n=5000r/min>n=131.51r/min，轴孔长度 L=60mm。（3）最终确定减速器低速轴外伸段直径,受键槽影响，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）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）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

16、=90mm，B=20mm，da=57mm，Da=83mm（6）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、低速轴的强度校核（1）求作用于齿轮上的作用力，绘出轴的空间受力图（图1）转矩 T=9.55×10

17、6×=9.55×106×2.77/100.26=2.638×105Nmm 圆周力 径向力 轴向力 （2）求支座反力(图1（b）)a.垂直面支反力， ， b.水平面支反力， ， （3）作弯矩图1垂直面内弯矩图MY(图1（c）)C点 2水平面内弯矩图MZ (图1（d）)C点左边 C点右边 3作合成弯矩图(图1（e）)C点左边 C点右边 （4）作转矩T图(图1（f）)（5）作当量弯矩图(图1（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 C点右边 D点 图1 轴的结构及计算（6）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

18、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得查表13-2得C点轴径 因为有一个键槽，该值小于原设计该点处轴径53mm，故安全。D点轴径 因为有一个键槽，该值小于原设计该点处轴径38mm，故安全。8、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低速轴轴承的选择选择低速轴的一对6210深沟球轴承校核。（1）确定轴承的承载能力查表2.4-1，轴承6210 的=19.8kN，cr=27.0kN。（2）计算径向支反力 （3）计算当量动载荷由于轴承承受纯径向载荷，所以P1 =R1=1328.90NP2= R2=1370.43N8.2低速轴承寿命计算查表14-16,确定C=27.0kN： 故深沟球轴承6210适用。9、键联接的选择和校核9.1低速轴 键的材料类型45号钢A型普通平键，联轴器材料为钢.（1）齿轮处 键和齿轮材料为45钢，载荷平稳，静联接, 齿轮处轴径d4=53,查表9-6，选普通平键16×10，型号 GB1096-79，其参数为：b=16mm, h=10mm, R=b/2=8mm，L=（45180）mm,根据齿轮处轴长54mm,取L=44mm由表9-7，查得 ，故安全。 （2）外伸处键和轴材料为45钢，载荷平稳，静联