东北大学机械一级减速器课程设计ZDDADOC可编辑修改word版.docx
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东北大学机械一级减速器课程设计ZDDADOC可编辑修改word版
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、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
8
2
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-8
1200
2.1
400
600
2、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
pw=
Fv
1000
=1200⨯2.1=
1000
2.52kw
根据表2-11-1确定各部分的效率:
V带传动效率η1=0.95
一对滚动球轴承效率η2=0.99闭式8级精度齿轮的传动效率η3=0.97弹性联轴器效率η4=0.99
滑动轴承传动效率η5＝0.97
传动滚筒效率η6=0.96则总的传动总效率
η=η1*η2*η2*η3*η4*η5*η6
=0.95×0.99×0.99×0.97×0.99×0.97×0.96
=0.8326
滚筒的转速
n=60v=60⨯2.1=100.3r/min
wD⨯0.4
所需的电动机的功率
电动机额定功率P0/kW
4.0
电动机满载转速n0/（r/min）
960
堵转转矩/额定转矩
2.0
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
p=pw=2.52=3.027kw
r0.8326
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，
i=n0=1440=14.36i=n0=960=9.57
1n100.32n100.3
ww
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
4.0
1500
1440
14.36
2
Y132M1-6
4.0
1000
960
9.57
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：
3、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i=n0=9.57
nw
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/min
T1=9.55*p1/n1=9.55*3.027*1000/960=30.11Nm
2轴：
（减速器高速轴）
P2=p1*η12=p1*η1=3.027*0.95=2.876kw
n2=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*η23=p2*η2*η3=2.876*0.99*0.97=2.762kw
n3=n2/i23=384/3.83=100r/minT3=9.55*p3/n3=9.55*2.762*1000/100=263.77Nm
4轴：
（即传动滚筒轴）
P4=p3*η34=p3*η2*η4=2.762*0.99*0.99=2.707kw
n4=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η
1
3.027
960
30.11
带传动
2.5
0.95
2
2.876
384
71.52
齿轮传动
3.83
0.97
3
2.762
100
264.33
联轴器
1
0.99
4
2.707
100
258.52
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=100mm
4.2验算带速
4、传动零件的设
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
4.4确定中心距a和带长Ld
V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）=245~~700mm
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）
=1265.85mm;
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=342mm
4.5验算小轮包角α1
由式α1=180°-（dd2-dd1）/a*57.3°=154.87°>120°
符合要求；
4.6计算带的根数
Z=Pc/[（P0+ΔP0）*Kα*Kl]
查图10-7可得，P0=1.0kw,ΔP0=0.13kw
查表10-6可得，Kα=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F0
F0为单根带的初拉力，
F0=500*Pc/vz*（2.5/Kα-1）+qv2
=500*3.33/（5.03*4）*（2.5/0.93-1）
+0.10*5.032=142.23N
Fr=2*F0*z*sin（α1/2）=2*142.23*4*sin（154.87°/2）
=1111.39N
4.8V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162-185HBS
5.2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σHlim1=690Mpa，σHlim2=440Mpa。
5.3计算许用接触应力
]=Hlim1Z
SHmin
N1ZX1
=690Mpa
]=Hlim2Z
SHmin
N2ZX2
=475.2Mpa
因[]<[
]，故取[]=[
]=475.2Mpa
H2H1
HH2
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K
Z2=1.1，取
=0.4
tta
由表11-5得ZE=188.9.
由图11-7可得，ZH=2.5，减速传动，u=i=2.92
由式（11-17），计算中心距a：
KT⎛ZZZ⎫2
a≥（u+1）31ç
[E]⎪
2au⎝H⎭
1.1⨯71625⎛2.5⨯188.9⎫2
=（2.92+1）3
2⨯0.4⨯2.92ç
475.2
⎪=126.16mm
⎭
取中心距a=140mm；
估算模数mn=（0.007~0.02）a=0.875—2.5mm
取标准模数mn=2mm；
小齿轮齿数：
z1
2a=
mn（u+1）
2⨯140
2⨯（2.92+1）
=35.71
大齿轮齿数：
z2=uz1=31.89x2.92=104.27
取z1=36，z2=104
实际传动比i实
传动比误差：
=z2
z1
=104=2.89
36
∆i=
i理
⨯100%=
2.92
⨯100%=1.03%<5%
齿轮分度圆直径：
d1=mnz1
=72mm
d2=mnz2
=208mm
圆周速度v=
d1n1
60⨯103
=⨯72⨯384=1.45m/s
6⨯104
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=1.0；
由图11-2（a），按8级精度和vz1/100=1.45⨯36/100=0.52
查得Kv=1.06；
齿宽b=aa=0.4⨯140=56mm；
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Kβ=1.07；
由表11-4，得Kα=1.1，
载荷系数K=KAKvKK=1.0⨯1.06⨯1.07⨯1.1=1.25
由图11-4得
a1=0.027⨯36=0.972
a2=0.007⨯105=0.728
a=a1+a2=1.700
查图11-6，得Z=0.88
由式11-16，计算齿面接触应力H：
H=ZH
ZEZ
=2.50⨯188.9⨯0.88⨯
=378.17Mpa<[]=475.2Mpa
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YFa1=2.48，YFa2=2.18；
由图11-11得YSa1=1.66，YSa2=1.82；
由图11-12得Yε=0.68；
由图11-16（b）得
Flim1
=290N/mm2，
Flim2
=152N/mm2
；
由图11-17得FN1=1.0，FN2=1.0；
由图11-18，得YX1=YX2
=1.0，
取YST=2.0，SFmin=1.4；由式（11-25）计算许用弯曲应力：
]=Flim1YSTY
SFmin
N1YX1
=290⨯2⨯1.0⨯1.0=414Mpa1.4
]=Flim2YSTY
SFmin
N2YX2
=152⨯2⨯1.0⨯1.0=217Mpa1.4
由式（11-21）计算齿根弯曲应力：
=2KT1Y
YY=2⨯1.25⨯71625⨯2.48⨯1.66⨯0.68
bd1mn
Fa1
sa1
56⨯72⨯2
=62.16Mpa<[]=414Mpa
故安全；
=2KT1Y
YY=2⨯1.25⨯71625⨯2.18⨯1.82⨯0.68
bd1mn
Fa2
sa2
56⨯72⨯2
=59.91Mpa<[]=217Mpa
故安全。
5.7
齿轮主要几何参数
z1=36,z2=104,u=2.92,mn=2mm,β0=00,
d1=mnz1
=72mm，d2
=mnz2
=208mm，
da1
=d1
+
2h*m
=72+2⨯1.0⨯2=76mm，
da2
=d2
+
2h*m
=208+2⨯1.0⨯2=212mm，
df1
=d1
-2（h*+c*）m=72-2（1.0+0.25）⨯2=67mm，
df2
=d2
-2（h*+c*）m=208-2（1.0+0.25）⨯2=203mm，
ha1=ha2=2mm,a=1/2（ds+d2）=1/2（72+208）=140mm，
b2=b=56mm,b1=b2+（5~10）=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
P
d≥A3=120⨯
n
4%～5%，取ｄ＝25mm。
=23.49mm,受键槽影响，加大
（2）确定减速器高速轴各段轴径
ｄ1＝25mm
d2=d1+（5—8）=（30—33）mm，取d2=30mmd3=35mm
d4=d3+（1—3）=（36—38）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+2.5d3=92mm，D2=D0+2.5d3=112mm，
e=1.2d3=9.6mm（取e=10mm），e1>=e，
D1=D-（3～4）=（68～69）mm，取D1=68mm，D4=D-（10～15）=（57～62）mm，取D4=60mm，b=5～10mm，取b=6mm，
h=（0.8～1）b=4.8～6mm，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=（0.8～1.0）d电机=（0.8～1.0）×38=30.4～38mm
（2）选择联轴器
拟选用弹性联轴器（GB5014-85），
名义转矩T=9550×p=9550×2.77/100.26=263.85N•m，
n
计算转矩为TC=KAT=1.5×263.85=395.78N•m，
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=30～48mm,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
d≥A0
=120⨯
=36.28mm,受键槽影响，
轴径加大4%—5%,，取ｄ1＝38mm；
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
ｄ1＝38mm；d2=d1+（5—8）=（43—46）mm，取d2=45mm；
d3=50mm；d4=d3+（1—3）=（51—53）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=9.6mm（取e=10mm），e1>=e，
D1=D-（3～4）=（86～87）mm，取D1=86mm，D4=D-（10～15）=（75～80）mm，取D4=76mm，b=5～10mm，取b=6mm，h=（0.8～1）b=4.8～6mm，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）
转矩T=9.55×106×p
n
=9.55×106×2.77/100.26=2.638×105N•mm
圆周力Ft
=2Td
=2⨯263800/208=2536.54N
径向力
2
Fr=Ft
⋅tg=2536.54⨯tg20︒=923.21N
轴向力
Fa=Ft⋅tg=2536.54⨯tg0︒=0N
（2）求支座反力（图1（b））
a.垂直面支反力
∑MB=0，
-
RAy（L1+L2）+Ft
L2=0
RAy
=FtL1
L2
+L2
=2536.54⨯64/（66+64）=1248.76N
∑Y=0，
RBy=Ft
-RAy=2536.54-1248.76=1287.78N
b.水平面支反力
∑M=0，
-
R（L+L）-F
d+FL=0
B
FL-Fd
Az12
a2r2
RAz=
r2a2
L1+L2
=（923.21⨯64-0）/（66+64）=454.50N
∑Z=0，
（3）作弯矩图
RBz
=Fr
-
RAz
=923.21-454.50=468.71N
1.垂直面内弯矩图MY（图1（c））
C点MCy=RAyL1=1248.76⨯66=82.42N⋅m
2.水平面内弯矩图MZ（图1（d））
C点左边
MCz
=RAzL1=454.50⨯66=30.00N⋅m
C点右边
M'Cz=RBzL2=468.71⨯64=30.00N⋅m
3.作合成弯矩图（图1（e））
C点左边
MC=
=87.71N⋅m
C点右边
M'C=
=87.71N⋅m
（4）作转矩T图（图1（f））
因为有一个键槽dC=29.77⨯（1+0.05）=31.26mm，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c0r=19.8kN，cr=27.0kN。
（2）计算径向支反力
R1=
R2=
=1328.90N
=1370.43N
（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=1370.43N
8.2低速轴承寿命计算
查表14-16,确定C=27.0kN：
106⎛C⎫3
106
⎛27000⎫3
L10h=
ç⎪=
⨯ç⎪
60n⎝P⎭
60⨯100.26
⎝1328.90⎭
=1394233.3h>300⨯2⨯8⨯8=38400h
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=（45～180）mm,根据齿轮处轴长54mm,取L=44mm
由表9-7，查得[]=140N/mm2
=4T=4⨯263.85⨯103=
2<[]
pdhl53⨯10⨯31
64.24N/mm
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10×8，型号GB1096-79，其参数为:
b=10,h=8,R=b/2=5mm，L=（22～110）mm，因外伸轴长58mm，取L=50mm；由表9-7，查得[]=140N/mm2
=4T=4⨯263.85⨯103=
2[]
pdhl38⨯8⨯40
94.23N/mm
，故安全。
9.2高速轴
查表9-6，由d1=25,选普通平键8×7，型号GB1096-79，其参数为：
b=8mm,h=7mm,R=b/2=4mm，L=（18～90）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=M10×1,H=18,h=10,h1=7,s=11
10.3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
陈良玉王玉良等著<<机械设计基础>>
东北大学出版社2000
孙德志王春华等著<<机械设计基础课程设计>>
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
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