東北大學機械一級減速器課程設(shè)計ZDD8

1、機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計說明書題目：膠帶輸送機傳動裝置的設(shè)計李寶民班級:姓名:學號:指導教師:成績:2015年6月20日目錄目錄錯誤!未定義書簽。1、設(shè)計任務(wù)書錯誤!未定義書簽。設(shè)計題目錯誤!未定義書簽工作條件錯誤!未定義書簽技術(shù)數(shù)據(jù)錯誤!未定義書簽2、電動機的選擇計算錯誤!未定義書簽。選擇電動機系列錯誤!未定義書簽滾筒轉(zhuǎn)動所需要的有效功率錯誤!未定義書簽選擇電動機錯誤!未定義書簽3、傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算錯誤!未定義書簽。傳動比的分配錯誤!未定義書簽各軸功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的計算錯誤!未定義書簽4、傳動零件的設(shè)計計算.錯誤!未定義書簽。選擇V帶的型號錯誤!未定義書簽驗算帶速錯誤!未定義書簽確定

2、大帶輪的標準直徑錯誤!未定義書簽確定中心距A和帶長LD.錯誤!未定義書簽驗算小輪包角A1錯誤!未定義書簽計算帶的根數(shù)錯誤!未定義書簽計算作用在軸上的載荷FR和初拉力F0.錯誤!未定義書簽V帶傳動的參數(shù)錯誤!未定義書簽5、減速器內(nèi)傳動零件的設(shè)計計算錯誤!未定義書簽。選擇材料錯誤!未定義書簽計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)錯誤!未定義書簽計算許用接觸應(yīng)力錯誤!未定義書簽按齒面接觸強度確定中心距錯誤!未定義書簽驗算齒面接觸疲勞強度錯誤!未定義書簽驗算齒根彎曲疲勞強度錯誤!未定義書簽齒輪主要幾何參數(shù)錯誤!未定義書簽6、軸的設(shè)計計算錯誤!未定義書簽。高速軸的設(shè)計計算錯誤!未定義書簽低速軸的設(shè)計計算及聯(lián)軸器的選擇錯誤!未

3、定義書簽7、低速軸的強度校核錯誤!未定義書簽。8、滾動軸承的選擇及其壽命驗算錯誤!未定義書簽。低速軸軸承的選擇錯誤!未定義書簽低速軸承壽命計算錯誤!未定義書簽9、鍵聯(lián)接的選擇和校核.錯誤!未定義書簽。低速軸錯誤!未定義書簽高速軸錯誤!未定義書簽10、減速器的潤滑及密封形式選擇錯誤!未定義書簽。潤滑方式選擇錯誤!未定義書簽油杯選擇錯誤!未定義書簽密封圈選擇錯誤!未定義書簽通氣器選擇錯誤!未定義書簽11、指導參考書錯誤!未定義書簽。1、設(shè)計任務(wù)書設(shè)計題目膠帶輸送機傳動裝置的設(shè)計工作條件工作年限工作班制工作環(huán)境載荷性質(zhì)生產(chǎn)批量82清潔平穩(wěn)小批技術(shù)數(shù)據(jù)題號滾筒圓周帶速滾筒直徑滾筒長度力F(N)v(m/

4、s)D(mm)L(mm)ZDD-812004006002、電動機的選擇計算選擇電動機系列根據(jù)工作要求及工作條件應(yīng)選用三相異步電動機,封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380伏，丫系列電動機滾筒轉(zhuǎn)動所需要的有效功率PwFv100012002.110002.52kwn1=n2=n3=n4=n5=根據(jù)表2-11-1確定各部分的效率：V帶傳動效率一對滾動球軸承效率閉式8級精度齒輪的傳動效率彈性聯(lián)軸器效率滑動軸承傳動效率n6=n6=傳動滾筒效率則總的傳動總效率n=nin2*n2n3n4n5n6=xxxxxx滾筒的轉(zhuǎn)速60v602.1nw100.3r/minD0.4所需的電動機的功率2.520.83263.027kw選擇電

5、動機查表2-19-1可知可選Y112M-4或Y132M1-6比較傳動比及電動機其他數(shù)據(jù)，匹竺!4.36i2匹空09.57nw100.3nw100.3萬案電動機型額定功同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動號號率(kW)(r/min)(r/min)比1Y112M-4150014402Y132M1-61000960比較兩種方案，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用方案2同時，由表，查得其主要性能數(shù)據(jù)列于下表:電動機額定功率P°/kW電動機滿載轉(zhuǎn)速n0/(r/min)960堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩電動機軸伸直徑D/mm38電動機軸伸長度E/mm80電動機中心高H/mm1323、傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算傳動比的分配

6、總傳動比i匹9.57nw根據(jù)表2-2-1，初定V帶傳動的ii2=，則齒輪傳動的傳動比為：i23=i/i12=此分配的傳動比只是初步的，實際的要在傳動零件的和尺寸確定后才能確定,并且允許有（3-5%）的誤差。各軸功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的計算1軸：（電動機軸）Pl=Pr=kWni=960r/minTi=*p1/ni=*1000/960=2軸：（減速器高速軸）P2=pi*n12=p1*n1=*=n2=m/i12=960/=384r/minT2=*p2/n2=*1000/384=3軸：（減速器低速軸）Dff*一*一P3=p2n23=p2n2n3=n3=n2/i23=384/=100r/minT3=*p3/n

7、3=*1000/100=4軸：(即傳動滾筒軸)P4=P3n34=p3n2n4=n4=n*i34=100/1=100r/minT4=*p4/n4=*1000/100=各軸運動及動力參數(shù)軸序號功率P(kw)轉(zhuǎn)速n(r/min)轉(zhuǎn)矩傳動形式傳動比效率n1960帶傳動2384齒輪傳動3100聯(lián)軸器141004、傳動零件的設(shè)計計算選擇V帶的型號因為小輪的轉(zhuǎn)速是960r/min，班制是2年，載荷平穩(wěn)取Ka=;Pc=Ka*R=*=查課本圖10-8，可得選用A型號帶，ddmin=75mm查課本表10-4取標準直徑即dd1=100mm驗算帶速v=*dd1*n1/60*1000=s；滿足5m/s<=v<

8、;=25m/s；確定大帶輪的標準直徑dd2=i12*dd1=*100=250mm取dd2=250mr，實際傳動比ig=ck/ddi=百分差=0合格確定中心距a和帶長LdV帶的中心距過長會使結(jié)構(gòu)不緊湊，會減低帶傳動的工作能力；初定中心距a0,a0=dd1+dd2)=245700mm暫取a0=350mm相應(yīng)a0的帶基準長度Ld0:2Ldo=2*ao+(/2)*(ddi+dd2)+(dd2-ddi)/(4*a0)=mm;查課本表10-2可得，取Ld=1250mm;由Ld求實際的中心距a,a=ao+(Ld-Ldo)/2=342mm驗算小輪包角ai由式ai=180°-(dd2-ddi)/a*&

9、#176;=°>120°符合要求；計算帶的根數(shù)Z=Pc/(P0+P°)*Ka*Kl查圖10-7可得，P0=,P0=查表10-6可得，Ka=查表10-2，KL=代入得，z=+*=根;取z=4；計算作用在軸上的載荷Fr和初拉力F0F0為單根帶的初拉力,Fo=500*Pc/vz*Ka-1)+qv=500*(*4)*-1)+*=Fr=2*F0*z*sin(ai/2)=2*4*sin°/2)V帶傳動的參數(shù)選用A型V帶，13.0mm頂寬，節(jié)寬11.0mm高度8.0mm共四根長1250mmFr=1111N,帶輪中心距為342mm實際傳動比為。5、減速器內(nèi)傳動零件

10、的設(shè)計計算選擇材料根據(jù)表11-1，大小齒輪材料選擇如下：小齒輪40Cr鋼調(diào)質(zhì)處理齒面硬度250-280HBS大齒輪ZG310-570鋼正火處理齒面硬度162-185HBS計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查圖11-14得ZN1=，ZN2=(允許有一定點蝕)查圖11-15得ZX仁ZX2=取SHmin=查圖11-13(b),得(THlim1=690MpacHlim2=440Mpa。計算許用接觸應(yīng)力H1Hlim1SHminZN1ZX1690MpaH24752MpaHIim2.Zn2Zx2SHmin因H2H1，故取HH2475.2Mpa按齒面接觸強度確定中心距3小輪轉(zhuǎn)矩Ti=9550XPi/ni=9550X10X384

11、=71625Nmm初取KtZ2t1.1，取a0.4由表11-5得Ze1889N/mm2由圖11-7可得，Zh=，減速傳動，ui2.92由式（11-17），計算中心距a：（uZhZeZH（2921）37162525188922（2921）3716252518892212616mm取中心距a=140mm估算模數(shù)m=a=取標準模數(shù)m=2mm小齒輪齒數(shù):小齒輪齒數(shù):2amnu1214022.92135.71大齒輪齒數(shù)：Z2=uz1取乙=36，Z2=104實際傳動比i實互1042.89乙36傳動比誤差：i理i實|2.922.89i100%100%1.03%i理2.92齒輪分度圓直徑：d1mnz172mm

12、d2mnz2208mm圓周速度vd1n1601037238461041.45m/s由表11-6,取齒輪精度為8級驗算齒面接觸疲勞強度由電機驅(qū)動,載荷平穩(wěn)和表11-3，取Ka=;由圖11-2(a)，按8級精度和VZ1/1001.4536/1000.52查得Kv=；齒寬baa0.414056mm.由圖11-3(a)，按b/d1=56/72=,考慮軸的剛度較大和齒輪相對軸承為非對稱布置，得Kp=.由表11-4，得Ka=，載荷系數(shù)KKaKvK由圖11-4得a10.027360.972a20.0071050.728aa1a21.700查圖11-6，得Z0.88由式11-16，計算齒面接觸應(yīng)力HZHZEZ

13、山378.17MpaH475.2Mpabd1u由圖11-12得Y&=;由圖11-16(b)得Fimi290N/mm2,2Fim2152N/mm.由圖11-17得FN1=,Fn2=；由圖11-18，得Yx1=Yx2=,取丫ST=,SFmin=；由式（11-25）計算許用彎曲應(yīng)力:F1Flim1YSTyyYN1YX1SFmin29021.4414MpaFlim2YSTyyYN2Yx2SFmin1.41.0217Mpa由式（11-21）計算齒根彎曲應(yīng)力:F12KT1bd1mnYFa"sa1Y21.25716255672262.16MpaF1414Mpa故安全;F2沌YFa2Ysa2

14、Ybd1mnF2沌YFa2Ysa2Ybd1mn21.25716255672259.91MpaF1217Mpa故安全齒輪主要幾何參數(shù)乙=36,z2=104,u=,mn=2mm,B°=0°,d1mnz-i72mmd2mnz2208mmda1d12h；mn7221.0276mmda2d22hamn20821.02212mm,df1d12(hac)m722(1.00.25)267mmdf2d22(hac)m2082(1.00.25)2203mmhai=ha2=2mm,a=1/2(ds+d)=1/2(72+208)=140mm,b2b56mm,b1=b+(510)=64mm。6、軸的

15、設(shè)計計算高速軸的設(shè)計計算(1) 確定減速器高速軸外伸段軸徑dA120:；28823.49mm,受鍵槽影響，加大YnV3844%-5%取小=25mm。(2) 確定減速器高速軸各段軸徑d1=25mmd2=d1+(58)=(3033)mm取d2=30mmd3=35mmd4=d3+(13)=(3638)mm取d4=38mmd5=da=35mm(3) 選擇高速軸的軸承根據(jù)低速軸da=35mm查表，選擇軸承的型號為：(GB/T276-1994)-6207，其D=72mmB=17mm(4) 選擇高速軸的軸承蓋軸承外徑D=72mm螺釘直徑da=8mryid2=da+1=9mmDb=D+d3=92mmD2=Do

16、+d3=112mme=da=(取e=10mm,&>=e,Di=D-(34)=(6869)mm取D=68mmD4=D-（1015）=（5762）mn,取D4=60mmb=510mn,取b=6mmh=1）b=6mn,取h=5mm低速軸的設(shè)計計算及聯(lián)軸器的選擇(1) 初步選定減速器低速軸外伸段直徑d=d電機=x38=38mm(2) 選擇聯(lián)軸器擬選用彈性聯(lián)軸器(GB5014-85,名義轉(zhuǎn)矩T=9550Xp=9550X=?m,n計算轉(zhuǎn)矩為Tc=KT=X=N?m,查表，HL3號聯(lián)軸器滿足要求Tn=,Tn>Tc其軸孔直徑d=3048mm能滿足減速器軸徑的要求，n=5000r/min>

17、;n=min,軸孔長度L=60mm(3) 最終確定減速器低速軸外伸段直徑IP:277dA03120336.28mm,受鍵槽影響，nV100.26軸徑加大4%-5%,取d1=38mm因為是小批生產(chǎn)，故軸外伸段采用圓柱形。(4) 確定減速器低速軸各段軸徑d1=38mrpd2=d1+(58)=(4346)mm取d2=45mrpda=50mmd4=d3+(13)=(5153)mm取d4=53mm軸環(huán)直徑ds=60mmd6=da=50mm(5) 選擇低速軸的軸承根據(jù)低速軸da=50mm查表，選擇軸承的型號為：(GB/T276-1994)-6210主要參數(shù)：D=90mmB=20mmda=57mmD=83m

18、m(6) 選擇低速軸的軸承蓋軸承外徑D=90mm螺釘直徑d3=8mr，id2=d3+1=9mmDb=D+d3=110mmD2=Do+d3=130mr,e=d3=（取e=10mm,ei>=e,Di=D-（34）=（8687）mn,取Di=86mr,D4=D-（1015）=（7580）mn,取D4=76mmb=510mn,取b=6mmh=1）b=6mn,取h=5mm7、低速軸的強度校核(1) 求作用于齒輪上的作用力，繪出軸的空間受力圖(圖1)轉(zhuǎn)矩T=X106xEn=x106x=x105N?mm(2)求支座反力(圖1(b)圓周力Ftd22263800/2082536.54N徑向力FrFttg2

19、53654tg20923.21N軸向力FaFttg2536.54tg00Na.垂直面支反力RAy（L1L2）FtL2FtL2L1L22536.5464/（6664）1248.76NY0,RByFtRAyb.水平面支反力MB0,RAz(L1-JL2)Fa-FrL202dFrL2Fa-Raz2(923.21640)/(6664)454.50NL1L2Z0,RbzFrRaz(3)作彎矩圖1.垂直面內(nèi)彎矩圖M(圖1(c)C點McyRAyLi2.水平面內(nèi)彎矩圖M(圖1(d)C點左邊MCzRAzL1454.506630.00NmC點右邊M'czRBzL2468.716430.00Nm3.作合成彎矩

20、圖(圖1(e)C點左邊McMCyMcz87.71NmC點右邊M'cVMCy2M'Cz87.71Nm(4)作轉(zhuǎn)矩T圖(圖1(f)T3263.8Nm(5) 作當量彎矩圖(圖1(g)該軸單向工作，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)應(yīng)力考慮，取a=C點左邊MvCmC(Tc)2158.28NmC點右邊MvC.Mc2(TC)287.71NmD點Mvd.mDTo2T158.28Nm圖1軸的結(jié)構(gòu)及計算(6) 校核軸的強度按當量轉(zhuǎn)矩計算軸的直徑：(軸的材料選擇45號調(diào)質(zhì)鋼，查表13-1可得)由以上分析可見，C點彎矩值最大，而D點軸徑最小,所以該軸危險斷面是C點和D點所在剖面。查表13-1得B650N/mm查表13-

21、2得b160N/mm2C點軸徑dC因為有一個鍵槽,C點軸徑dC因為有一個鍵槽,M0.1vC29.77mmde29.77(10.05)31.26mm，該值小于原設(shè)計該點處軸徑53mm故安全D點軸徑D點軸徑29.77mm因為有一個鍵槽de29.77(10.05)31.26mm，該值小于原設(shè)計該點處軸徑38mm故安全&滾動軸承的選擇及其壽命驗算選擇一對6210深溝球軸承，低速軸軸承校核:低速軸軸承的選擇選擇低速軸的一對6210深溝球軸承校核(1) 確定軸承的承載能力查表，軸承6210的c0r=，cr=o(2) 計算徑向支反力R1.RAyRAz1328.90NR2RByRBz1370.43N(

22、3) 計算當量動載荷由于軸承承受純徑向載荷，所以P1=R1=P2=R2=低速軸承壽命計算查表14-16,確定C=L10hL10h106C60nP10660100.263270001328.901394233.3h30028838400h故深溝球軸承6210適用9、鍵聯(lián)接的選擇和校核低速軸鍵的材料類型45號鋼A型普通平鍵，聯(lián)軸器材料為鋼(1)齒輪處鍵和齒輪材料為45鋼，載荷平穩(wěn)，靜聯(lián)接，齒輪處軸徑d4=53,查表9-6，選普通平鍵16X10,型號GB1096-79,其參數(shù)為：b=16mm,h=10mm,R=b/2=8m,L=（45180）mm根據(jù)齒輪處軸長54mm取L=44mm由表9-7，查得由表9-7，查得2