某大学机械一级减速器课程设计ZDDA(DOC 13页).docx

1、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日目录目录11、设计任务书31.1设计题目31.2工作条件31.3技术数据32、电动机的选择计算32.1选择电动机系列32.2滚筒转动所需要的有效功率32.3选择电动机43、传动装置的运动及动力参数计算43.1传动比的分配43.2各轴功率、转速和转矩的计算54、传动零件的设计计算54.1选择V带的型号54.2验算带速64.3确定大带轮的标准直径64.4确定中心距a和带长Ld64.5验算小轮包角164.6计算带的根数64.7计算作用在轴上的载荷Fr和初拉力F064.8V带传动的参数6

2、5、减速器内传动零件的设计计算75.1选择材料75.2计算应力循环次数75.3计算许用接触应力75.4按齿面接触强度确定中心距75.5验算齿面接触疲劳强度85.6验算齿根弯曲疲劳强度95.7齿轮主要几何参数106、轴的设计计算106.1高速轴的设计计算106.2低速轴的设计计算及联轴器的选择117、低速轴的强度校核118、滚动轴承的选择及其寿命验算148.1低速轴轴承的选择148.2低速轴承寿命计算149、键联接的选择和校核149.1低速轴149.2高速轴1510、减速器的润滑及密封形式选择1510.1润滑方式选择1510.2油杯选择1510.3密封圈选择1510.4通气器选择1511、指导参

3、考书161、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2-11-1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50.97传动滚筒效率6

4、=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/min)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)

5、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=3.027kwn1=960r/minT1=9.55*p1/n1=9.55*3.027*1000/960=30.11Nm2轴：（减速器高速轴）P2=p1*12=

6、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=71.52Nm3轴：（减速器低速轴）P3=p2*23=p2*2*3=2.876*0.99*0.97=2.762kwn3=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=9.5

7、5*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=

8、*dd1*n1/60*1000=5.03m/s；满足5m/s=v120符合要求；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.

9、23*4*sin(154.87/2)=1111.39N4.8V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Hlim

10、1=690Mpa，Hlim2=440Mpa。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=9550P1/n1=95501032.88/384=71625Nmm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5.5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.

11、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，FN2=1.0；由图11-18，得Y=Y=1.0，取Y=2.0，S=1.4；由式（11

12、-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)=（3033）mm，取d2=30mmd3=35mmd4=d3+(13)=（3638）mm，取d4=38mmd5=d3=35m

13、m（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+2.5d3=92mm，D2=D0+2.5d3=112mm，e=1.2d3=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，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

14、（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=95502.77/100.26=263.85N?m，计算转矩为TC=KAT=1.5263.85=395.78N?m，查表2.5-1，HL3号联轴器满足要求Tn=630N.m，TnTc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）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

15、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=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+2.5d3=110mm，D2=D0+2.5d3=130mm，e=1.2d3=9.6

16、mm(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=9.55106=9.551062.77/100.26=2.638105N?mm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

17、）)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

18、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1610，型号GB1096-79，其参数为：b=16mm,h=10mm,R=b/

19、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，静联接，外伸处轴径d=38mm，查表9-6，选择普通平键108，型号GB1096-79，其参数为:b=10,h=8,R=b/2=5mm，L=（22110）mm，因外伸轴长58mm，取L=50mm；由表9-7，查得，故安全。9.2高速轴查表9-6，由d1=25,选普通平键87，型号GB1096-79，其参数为：b=8mm,h=7mm,R=b/2=4mm，L=（1890）mm，根据外伸轴长48mm，取L=40mm.10、减速器的润滑及密封形式选择10.1润滑

20、方式选择查表2.6-2，减速器的润滑采用脂润滑，选用钠基润滑脂型号GB/T492-89。10.2油杯选择选择型号JB/T7940.1-1995，d=M101,H=18,h=10,h1=7,s=1110.3密封圈选择查表2.6-5，密封圈采用毡圈油封，型号JB/ZQ4606-86。由低速轴d2=30mm知D=45mm，d1=29mm,B=7mm；由高速轴d2=45mm知D=61mm，d1=44mm,B=8mm。10.4通气器选择由于工作环境清洁，选用通气螺塞。11、指导参考书陈良玉王玉良等着东北大学出版社2000孙德志王春华等着东北大学出版社2000孔德志张伟华等着机械设计基础课程设计科学出版社2006