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1、 东 北 大 学 机 械 一 级 减 速 器 课 程 设 计Z D D 8-A(共 1 7 页)-本页仅作为文档封面，使用时请直接删除即可-内页可以根据需求调整合适字体及大小-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 1 目 录 目 录.错误!未定义书签。1、设计任务书.错误!未定义书签。设计题目.错误!未定义书签。工作条件.错误!未定义书签。技术数据.错误!未定义书签。2、电动机的选择计算.错误!未定义书签。选择电动机系列.错误!未定义书签。滚筒转动所需要的有效功率.错误!未定义书签。选择电动
2、机.错误!未定义书签。3、传动装置的运动及动力参数计算.错误!未定义书签。传动比的分配.错误!未定义书签。各轴功率、转速和转矩的计算.错误!未定义书签。4、传动零件的设计计算.错误!未定义书签。选择 V 带的型号.错误!未定义书签。验算带速.错误!未定义书签。确定大带轮的标准直径.错误!未定义书签。确定中心距A 和带长 LD.错误!未定义书签。验算小轮包角1.错误!未定义书签。计算带的根数.错误!未定义书签。计算作用在轴上的载荷 FR 和初拉力 F0.错误!未定义书签。V 带传动的参数.错误!未定义书签。5、减速器内传动零件的设计计算.错误!未定义书签。选择材料.错误!未定义书签。计算应力循环
3、次数.错误!未定义书签。计算许用接触应力.错误!未定义书签。按齿面接触强度确定中心距.错误!未定义书签。验算齿面接触疲劳强度.错误!未定义书签。验算齿根弯曲疲劳强度.错误!未定义书签。齿轮主要几何参数.错误!未定义书签。6、轴的设计计算.错误!未定义书签。高速轴的设计计算.错误!未定义书签。低速轴的设计计算及联轴器的选择.错误!未定义书签。7、低速轴的强度校核.错误!未定义书签。8、滚动轴承的选择及其寿命验算.错误!未定义书签。2 低速轴轴承的选择.错误!未定义书签。低速轴承寿命计算.错误!未定义书签。9、键联接的选择和校核.错误!未定义书签。低速轴.错误!未定义书签。高速轴.错误!未定义书签
4、。10、减速器的润滑及密封形式选择.错误!未定义书签。润滑方式选择.错误!未定义书签。油杯选择.错误!未定义书签。密封圈选择.错误!未定义书签。通气器选择.错误!未定义书签。11、指导参考书.错误!未定义书签。3 1、设计任务书 设计题目 胶带输送机传动装置的设计 工作条件 工作年限 工作班制 工作环境 载荷性质 生产批量 8 2 清洁 平稳 小批 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-8 1200 400 600 2、电动机的选择计算 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
5、系列电动机 滚筒转动所需要的有效功率 kwFvpw52.210001.212001000 根据表 2-11-1 确定各部分的效率:V 带传动效率 1=一对滚动球轴承效率 2=闭式 8 级精度齿轮的传动效率 3=弹性联轴器效率 4=滑动轴承传动效率 5 传动滚筒效率 6=则总的传动总效率 =1*2*2*3*4*5*6 =滚筒的转速 min/3.1004.01.26060rDvnw 所需的电动机的功率 4 kwppwr027.38326.052.2 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，36.143.100144001wnni
6、 57.93.10096002wnni 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 1 Y112M-4 1500 1440 2 Y132M1-6 1000 960 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，查得其主要性能数据列于下表：电动机额定功率0P/kW 电动机满载转速0n/(r/min)960 堵转转矩/额定转矩 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、传动装置的运动及动力参数计算 传动比的分配 总传动比57.90wnni 根据表2-2-1，初定 V 带传动的
7、 i12=，则齿轮传动的传动 比为：i23=i/i12=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。5 各轴功率、转速和转矩的计算 1 轴：（电动机轴）p1=pr=kw n1=960r/min T1=*p1/n1=*1000/960=2 轴：（减速器高速轴）P2=p1*12=p1*1=*=n2=n1/i12=960/=384r/min T2=*p2/n2=*1000/384=3 轴：（减速器低速轴）P3=p2*23=p2*2*3=*=n3=n2/i23=384/=100r/min T3=*p3/n3=*1000/100=4 轴：（即传动滚
8、筒轴）P4=p3*34=p3*2*4=*=n4=n3/i34=100/1=100r/min T4=*p4/n4=*1000/100=各轴运动及动力参数 4、传动零件的设计计算 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=;Pc=Ka*P1 =*=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 验算带速 轴序号 功率P(kw)转速n(r/min)转矩 传动形式 传动比 效率 1 960 带传动 2 384 齿轮传动 3 100 联轴器 1 4 100 6 v=*dd1*n1/60
9、*1000=s；满足 5m/s=v120 符合要求；计算带的根数 Z=Pc/(P0+P0)*K*Kl 查图 10-7 可得，P0=,P0=查表 10-6 可得，K=查表 10-2，KL=代入得，z=+*=根;取 z=4；计算作用在轴上的载荷 Fr 和初拉力 F0 F0为单根带的初拉力，F0=500*Pc/vz*K-1)+qv2=500*（*4）*-1)+*=Fr=2*F0*z*sin（1/2）=2*4*sin/2)=V 带传动的参数 选用 A 型 V 带，顶宽，节宽，7 高度，共四根长 1250mm，Fr=1111N，带轮中心距为 342mm，实际传动比为。5、减速器内传动零件的设计计算 选择
10、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 计算应力循环次数 查图 11-14 得 ZN1=，ZN2=（允许有一定点蚀）查图 11-15 得 ZX1=ZX2=，取 SHmin=查图 11-13（b）,得 Hlim1=690Mpa，Hlim2=440 Mpa。计算许用接触应力 MpaZZSXNHHH69011min1lim1 MpaZZSXNHHH2.47522min2lim2 因 12HH，故取 MpaHH2.4752 按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩
11、T1=9550P1/n1=9550103384=71625Nmm 初取1.12ttZK，取4.0a 由表 11-5 得2/.9.188mmNZE 由图11-7 可得，HZ=，减速传动，92.2 iu 由式（11-17），计算中心距 a：mmZZZuKTuaHEHa16.1262.4759.1885.292.24.02716251.1)192.2(2)1(32321 取中心距a=140mm；8 估算模数 mn=a=取标准模数 mn=2mm；小齿轮齿数：71.35192.221402121umazn 大齿轮齿数：z2=uz1=27.10492.289.31x 取 z1=36，z2=104 实际传动
12、比89.23610412zzi实 传动比误差：%5%03.1%10092.289.292.2%100理实理iiii 齿轮分度圆直径：mmzmdn7211 mmzmdn20822 圆周速度smndv/45.11063847210604311 由表11-6,取齿轮精度为 8 级 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=；由图 11-2（a），按 8 级精度和52.0100/3645.1100/1vz 查得 Kv=；齿宽mmaba561404.0；由图 11-3(a)，按 b/d1=56/72=,考虑轴的刚度较大和齿 轮相对轴承为非对称布置，得 K=；由表 11-4，得
13、K=，载荷系数25.11.107.106.10.1KKKKKvA 由图 11-4 得 728.0105007.0972.036027.021aa 700.121aaa 查图 11-6，得88.0Z 由式 11-16，计算齿面接触应力H：9 MpaMpauubdKTZZZHEHH2.47517.37892.2192.272567162525.1288.09.18850.2122211 故安全。验算齿根弯曲疲劳强度 按 Z1=36，Z2=104，由图 11-10 得 Y1Fa=，Y2Fa=；由图 11-11 得 Y1Sa=，Y2Sa=；由图 11-12 得 Y=；由图 11-16(b)得 21li
14、m/290mmNF，22lim/152mmNF；由图11-17 得 FN1=，FN2=；由图 11-18，得 Y1X=Y2X=，取 YST=，SminF=；由式（11-25）计算许用弯曲应力：MpaYYSYXNFSTFF4140.10.14.1229011min1lim1 MpaYYSYXNFSTFF2170.10.14.1215222min2lim2 由式（11-21）计算齿根弯曲应力：MpaMpaYYYmbdKTFsaFanF41416.6268.066.148.2272567162525.122111111 故安全；MpaMpaYYYmbdKTFsaFanF21791.5968.082.
15、118.2272567162525.122122112 故安全。10 齿轮主要几何参数 z1=36,z2=104,u=,mn=2 mm,0=00,mmzmdn7211，mmzmdn20822，mmmhddnaa7620.12722*11，mmmhddnaa21220.122082*22，672)25.00.1(272)(211mchddafmm，2032)25.00.1(2208)(222mchddafmm，ha1=ha2=2mm,a=1/2(ds+d2)=1/2(72+208)=140mm，562 bbmm,b1=b2+(510)=64mm。6、轴的设计计算 高速轴的设计计算（1）确定减速器
16、高速轴外伸段轴径 mmnPAd49.2338488.212033,受键槽影响，加大 4%5%，取25mm。（2）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）选择高速轴的轴承 根据低速轴 d3=35mm，查表，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+d3=92mm，D2=D0+d3=11
17、2mm，e=d3=(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，11 h=1)b=6mm，取 h=5mm。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=d电机=38=38mm（2）选择联轴器 拟选用弹性联轴器（GB5014-85），名义转矩 T=9550np=9550=m，计算转矩为 TC=KAT=Nm，查表，HL3 号联轴器满足要求 Tn=，Tn Tc 其轴孔直径 d=3048mm,能满足减速器轴径的要求，n=5000r/minn
18、=min，轴孔长度 L=60mm。（3）最终确定减速器低速轴外伸段直径 mmnPAd28.3626.10077.2120330,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，选择轴承的型号为：（GB/T276-1994）-6210 主要参数：D=90mm，B=20mm，da=
19、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+d3=110mm，D2=D0+d3=130mm，e=d3=(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=1)b=6mm，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）12 转矩 T=106np=106=105Nmm 圆周力 NdTFt54.2536263800/208222 径
20、向力 NtgtgFFtr21.9232054.2536 轴向力 NtgtgFFta0054.2536 （2）求支座反力(图 1（b）)a.垂直面支反力 0BM，0)(221LFLLRtAy NLLLFRtAy76.1248)6466/(6454.2536212 0Y，NRFRAytBy78.128776.124854.2536 b.水平面支反力 0BM，02)(221LFdFLLRraAz NLLdFLFRarAz50.454)6466/()06421.923(2212 0Z，NRFRAzrBz71.46850.45421.923 （3）作弯矩图 1垂直面内弯矩图 MY(图 1（c）)C 点
21、mNLRMAyCy42.826676.12481 2水平面内弯矩图 MZ(图 1（d）)C 点左边 mNLRMAzCz00.306650.4541 C 点右边 mNLRMBzCz00.306471.4682 3作合成弯矩图(图 1（e）)C 点左边 mNMMMCzCyC71.8722 C 点右边 mNMMMCzCyC71.8722 （4）作转矩 T 图(图 1（f）)13 m263.8N3T（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=。C 点左边 mNTMMCCvC28.158)(22 C 点右边 mNTMMCCvC71.87)(22 D 点 mNTTMMoDV
22、D28.15822 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2/650mmNB 查表13-2 得21/60mmNb C 点轴径 mmMdbvCC77.291.031 因为有一个键槽，mmdC26.31)05.01(77.29，该值 小于原设计该点处轴径53mm，故安全。D 点轴径 mmMdbvDD77.291.031 14 因为有一个键槽mmdC26.31)05.01(77.29，该值 小于原设计该
23、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：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，轴承 6210 的rc0=，cr=。（2）计算径向支反力 NRRRAzAy90.1328221 NRRRBzBy43.1370222 （3）计算当量动载荷 由于轴承承受纯径向载荷，所以 P1=R1=P2=R2=低速轴承寿命计算 查表 14-16,确定 C=：hhPCnLh384008823003.139423390.13282700026.10060106010363610 故深沟球轴承 6210
24、 适用。9、键联接的选择和校核 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/2=8mm，15 L=（45180）mm,根据齿轮处轴长 54mm,取 L=44mm 由表 9-7，查得 2/140mmNp 23/24.643110531085.26344mmNdhlTp p，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
25、 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 2/140mmNp 23/23.94408381085.26344mmNdhlTp p，故安全。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 润滑方式选择 查表，减速器的润滑采用脂润滑，选用钠基润滑脂 型号 GB/T492-89。油杯选择 选择型号 JB/T，d=M101,H=18,h=10,h1=7,s=11 密封圈选择 查表，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。通气器选择 由于工作环境清洁，选用通气螺塞。16 11、指导参考书 陈良玉 王玉良 等 著 东北大学出版社 2000 孙德志 王春华 等 著 东北大学出版社 2000 孔德志 张伟华 等 著 机械设计基础课程设计 科学出版社 2006