东北大学机械设计课程设计zl.docx

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东北大学机械设计课程设计zl

1设计任务书

1.1题目名称设计胶带输送机的传动装置

1.2工作条件

1.3技术数据

2电动机的选择计算

2.1选择电动机系列

2.2滚筒转动所需要的有效功率

2.3确定电动机的转速

3传动装置的运动及动力参数计算

3.1分配传动比

3.1.1总传动比

3.1.2各级传动比的分配

3.2各轴功率、转速和转矩的计算

321I轴（高速轴）

3.2.2U轴（中间轴）

3.2.3川轴（低速轴）

3.2.4W轴（传动轴）

3.2.5V轴（卷筒轴）

3.3开式齿轮的设计

3.3.1材料选择

3.3.2按齿根弯曲疲劳强度确定模数

3.3.3齿轮强度校核

3.3.4齿轮主要几何参数

4闭式齿轮设计

4.1减速器高速级齿轮的设计计算

4.1.1材料选择

4.1.2按齿面接触疲劳强度确定中心距

4.1.3验算齿面接触疲劳强度

4.1.4验算齿根弯曲疲劳强度

4.1.5齿轮主要几何参数

4.2减速器低速级齿轮的设计计算

4.2.1材料选择

4.2.2按齿面接触疲劳强度确定中心距

4.2.3验算齿面接触疲劳强度

4.2.4验算齿根弯曲疲劳强度

4.2.5齿轮主要几何参数

5轴的设计计算

5.1高速轴的设计计算

5.2中间轴的设计计算

5.3低速轴的设计计算

6低速轴的强度校核

6.1绘制低速轴的力学模型

6.2求支反力

6.3作弯矩、转矩图

6.1.4作计算弯矩Mca图

6.1.5校核该轴的强度

6.6精确校核轴的疲劳强度

7低速轴轴承的选择及其寿命验算

7.1确定轴承的承载能力

7.2计算轴承的径向支反力

7.3作弯矩图

7.4计算派生轴向力S

7.5求轴承轴向载荷

7.6计算轴承的当量动载荷P

8键联接的选择和验算

8.1低速轴上键的选择与验算

8.1.1齿轮处

8.1.2联轴器处

8.2中间轴上键的选择与验算

8.3高速轴上键的选择与验算

9联轴器的选择

9.1低速轴轴端处

9.2高速轴轴端处

10减速器的润滑及密封形式选择

11参考文献

1设计任务书

1.1题目名称设计胶带输送机的传动装置

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

10

2

多灰尘

稍微波动

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）

ZL-10

16000

0.24

400

850

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，丫系列

2.2滚筒转动所需要的有效功率

传动装置总效率二3齿5承2联筒

查表17-9得

37

所以=0.9730.9970.96=0.817

2.3确定电动机的转速

滚筒轴转速

60v

nW11.5r/min

nD

所需电动机的功率P二空3844.70kW:

：

:

5.5kW

H0.817

查表27-1，可选丫系列三相异步电动机

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

Y132S-4

5.5

1500

1440

125.22

Y132M2-6

5.5

1000

960

83.48

为使传动装置结构紧凑，选用Y132M—6型，额定功率5.5kW,同步转速1000r/min,满载转速960r/min。

查表27-2，电动机中心高H=132mm外伸段DxE=38mm80mm

3传动装置的运动及动力参数计算

3.1分配传动比

3.1.1总传动比i=-0=83.48

nW11.5

3.1.2各级传动比的分配

查表17-9取i开=i56=6

减速器的传动比

ij=83.48=13.913

i6

高速级齿轮传动比

i12二1.30i二1.3013.913=4.253

低速级齿轮传动比

i3.少913=3.271

i124.253

3.2各轴功率、转速和转矩的计算

3.2.00车由

P=4.70kw,

n=960r/min,

T=9.55*4.70/960=46.76N*m

321I轴（高速轴）

3.2.2U轴（中间轴）

3.2.3川轴（低速轴）

3.2.4W轴（传动轴）

3.2.5V轴（卷筒轴）

3.3开式齿轮的设计

3.3.1材料选择

小齿轮:

45#锻钢，调质处理，齿面硬度217--255HBS

大齿轮:

45#锻钢，正火处理，齿面硬度162--217HBS

3.3.2按齿根弯曲疲劳强度确定模数

按齿面硬度217HBS和162HBS计算

初取小齿轮齿数Z5=20

则大齿轮齿数Z6=Z5i56=206=120

计算应力循环次数

查图5-19Yn5二Yn6=1.0

查图5-18（b）rlim5=270Mpa，二Flim6=200Mpa

由式5-32YX5=YX6=1.0

取YST=2.0,SFmin=「4

计算许用弯曲应力

由式

5-31

-F

|Flim丫ST

-SFmin

YnYx

查图

5-14

YFa5

-2.81,YFa6

=2.21

查图

5-15

YSa5

=1.56,YSa6

=1.78

丫Fa5丫Sa5

取丫浴二maX经经

治“013769

初选综合系数KtYt；".1，查表5-8；=0.5

由式5-26

考虑开式齿轮工作特点m加大10%-15%取m=12

333齿轮强度校核

取b5=b66=706二76mm

3.1410066.254

30.3467m/s

60103

查图5-4（d）

kv=1.005查表5-3kA-1.1

十嚅WO由图5-7（a）

k■=1.18

查表5-4k：

.=1.2

计算载荷系数k=kAkvkk.=1.11.0051.181.2=1.5654

与ktYt-1.1相近，无需修正

计算齿根弯曲应力

3.3.4齿轮主要几何参数

4闭式齿轮设计

4.1减速器高速级齿轮的设计计算

4.1.1材料选择

小齿轮:

45#锻钢，调质处理，齿面硬度217--255HBS

大齿轮:

45#锻钢，正火处理，齿面硬度162--217HBS

按齿面硬度217HBS和162HBS计算

计算应力循环次数N

查图5-17Zn1"OZn2".05（允许一定点蚀）

由式5-29ZX1=ZX2=1.0

取Shlim-1.0,Zw-1.0,Zlvr-0.92（精加工）

查图5-16（b）二Hlim1=650Mpa,；「Hlim2=515Mpa

由式5-28

4.1.2按齿面接触疲劳强度确定中心距

小轮转矩人=46260Nmm

初定螺旋角？

^13

初取KtZ；=1.0，查表5-5ZE=189.8jMpa

减速传动U国12=4.253取a-0.4

端面压力角基圆螺旋角

取中心距

a=120mm

估算模数

mn二（0.007~0.02）a二0.84~2.4mm

取标准模数

m=2mm

小齿轮齿数

2acos：

2120cos13°

1

mu124.2531

大齿轮齿数

z2^uz^4.25322.3=94.84

取Z1=22

Z2=95

实际传动比

iZ2954.318

22

Zi

22.3

-（4.2531）320.44253497:

49

J"46260佗4取18989987】2=119.53mm

传动比误差

•：

i二

—00%=2.318

i4.253

100%=1.5%：

：

：

5%

在允许范围内

一arccosm^^arccos」^）「2.83857。

2a2"20

轮分度圆直径

d^mn^/cos?

=222/cos12.8385745.13mm

圆周速度v

二dm二45.13960=2.27m/s

—3

60103

3

60103

查表5-6取齿轮精度为8级

4.1.3验算齿面接触疲劳强度

电机驱动,稍有波动,查表5-3kA=1.1

查图5-4（b）kv=1.03齿宽b=aa=0.4120=48.0mm查图5-7（a）K2=1.08

查表5-4K=1.4

载荷系数K二KaKvKK.=1.713

齿顶圆直径da12h*m=45.532*1.0*2=49.53mm

端面压力角

齿轮基圆直径db1cos：

t=45.13cos20.4707°=42.28mm

at2

二arccos啦二arccos18256=23.37°da2198.87

；-.k（tan：

at1—tan：

」Z2（tan：

at2—tan：

J】

2兀

122（tan31.392o-tan20.4707o）95（tan23.37o-tan20.4707o）】

2二

3

=1.92

由式5-42Z，.cos一：

二cos12.83857o=0.9874由式5-41

：

b=arctan（tan：

cos：

t）=arctan（tar12.83857°cos20.4707^12.0523

5-41Zh

I_2cosPb

；cos：

tsin〉t

2夂cos12.0523°

oo

.COS20.4707sin20.4707

=2.443

4.1.4验算齿根弯曲疲劳强度

查图5-18（b）二Flimi=270Mpa，二Fim2=200Mpa

查图5-19Yni=「0Yn2=1.0

由式5-32Yx1=Yx2—1.0

取YST-2.0SFmin二1*4

由式5-31

查图5-14YFa1=2.75,YFa2=2.25

查图5-15YSa1=1.575,YSa2=1.80

由式5-47计算'，因…=1.6981.0，取…=1.0

由式5-48Y0.250.75COSb

由式5-44

4.1.5齿轮主要几何参数

4.2减速器低速级齿轮的设计计算

4.2.1材料选择

小齿轮：

40Cr，调质处理，齿面硬度241--286HBS大齿轮:

45#锻钢，调质处理，齿面硬度217--235HBS按齿面硬度241HBS和217HBS计算查图5-17Zn3=VZn4=1.05（允许一定点蚀）由式5-29Zx3=Zx4=1.0取Shlim「.QZw"O’Zlvr=0.92（精加工）

查图5-16（b）二Hlim3=650Mpa,；「Hlim4=650Mpa

由式5-28

4.2.2按齿面接触疲劳强度确定中心距

小轮转矩T2-189130Nmm初定螺旋角2=13

初取KtZ；=1.0，查表5-5ZE=189.8.Mpa

减速传动U可34=3.271取a=0.4

端面压力角基圆螺旋角

由式5-42Z：

二cos--cos13=0.987

估算模数m^（0.007~0.02）^1.085~3.1mm取标准模数m=2.5mm

2155cos13

28.288

2.53.2711

大齿轮齿数z4=uz3=3.27128.288=92.532

取Z3=28z4=93实际传动比“士嚼/⑵传动比误差凶-勺0C%=B271—3'321灯00%=1.5%£5%

i3.271

在允许范围内

修正螺旋角：

二arcco―二arccos25（2893）=12.6289

22汉155

与初选B=13相近，Zh,Z0可不修正

轮分度圆直径d3二叫z^cos：

=2.528/cos12.6289°=71.74mm

圆周速度v黑=8.47m/s

60"03

查表5-6取齿轮精度为8级

4.2.3验算齿面接触疲劳强度

电机驱动,稍有波动,查表5-3kA二1

查图5-4（b）kv=1.15齿宽b=aa=0.4155=62.0mm

查图5-7（a）K[=1.07

查表5-4K「1.4

载荷系数K=KaKvK-K.T1.151.071.4=1.7227

齿顶圆直径da3二d32h；m=71.7421.02.5=76.74mm

端面压力角

齿轮基圆直径db3二d3cos：

t=71.74cos20.455°=67.22mm

端面齿顶压力角

2902

TTJ。

心414叫

:

at3二arccos^3二arccos6722二28.84°

da376.74

由式5-43

J=z\

\—=0.772

/备V1.679

由式5-42

Zp—<

QCOS0=Jcos12.6289o=0.9878

由式5-41

由式5-41

ZH

2cosPbf2xcos11.856o

—iio

cos%sinot\cos20.455sin20.455

4.2.4验算齿根弯曲疲劳强度

查图5-18

（b）

◎Flim3=290MPa，◎Flim4=270Mpa

查图5-19

YN3=1.0Yn4=1.0

由式5-32

Yx3=Yx4i.°

o=2.445

取Yst~2.0Sfmin=1.4

由式5-31打3JFlim3丫StYn3Yx3

SFmin

查图5-14YFa3=2.62,YFa4=2.24

查图5-15Ysa^1.67,Ysa4=1.82

由式5-47计算Y，因-=1.72591.0，取―=1.0

由式5-48Y；=0.25

0.75coSb

sa

=0.25

0.75coS11.856°

1.679

二0.678

4.2.5齿轮主要几何参数

5轴的设计计算

5.1高速轴的设计计算

轴的材料为选择45#,调质处理，传递功率P=4.7kW

转速n=960r/min查表8-2几=110由于轴上有一个键槽，则d_18.678（3%~5%1）=19.238~19.612

估定减速器高速轴外伸段轴径

查表17-2电机轴径d电机=38mm,轴伸长E=80mm

贝Ud=]0.8~1.0d电机=：

[0.8~1.038=30.4~38mm

取d=32mm

根据传动装置的工作条件选用HL型弹性柱销联轴

3

名义转矩T=9.55-=9.554.71046.755Nm

n960

查表11-1工作情况系数K=1.25~1.5,取K=1.5

计算转矩Tc二KT=1.546.755=70.133Nm

查表22-1选TL6

公称转矩Tn=250NmTc-70.133Nm

许用转速[n]=3300r/minm=960r/min

轴孔直径dmin=30mm,dmax=38mm

取减速器高速轴外伸段轴径d=32mm可选联轴器轴孔

联接电机的轴伸长E=80mm

联接减速器高速轴外伸段的轴伸长L=82mm

5.2中间轴的设计计算

轴的材料为选择45#,调质处理，传递功率P=4.47kW，转速n=225.7r/min

表8-2A0=110由于轴上有一个键槽，则d-29.76（3%~5%1）=30.654~32.187

取dmin=40mm

5.3低速轴的设计计算

轴的材料为选择40Cr,调质处理，传递功率P=4.29kW，转速n=69.0r/min

d-46.02（3%~5%1）=47.40~48.332

取dmin=48mm

因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形

根据传动装置的工作条件选用HL型弹性柱销联轴

3

名义转矩^9.55-^9.554.2910593.76Nm

n69.0

查表11-1工作情况系数.k取1.25

计算转矩匚二KT3=742.2Nm

查表22-1选TL9

公称直径Tn=1000NmTc=742.2Nm

许用转速[n]=2100r/minn=69.0r/min

6低速轴的强度校核

6.1绘制低速轴的力学模型

作用在齿轮的圆周力Ft=2T^=-593760=4984.135N

d4238.26

径向力Fr=Fttan二=4981.135tan20.4546、=1857.873N

轴向力Fa二Fttan：

=4984.135tan12.62=1115.241N

6.2求支反力

水平支反力

3X=0,Rbx=Ft—Rax=4984.135—2945.17=2038.965N

垂直支反力

6.3作弯矩、转矩图（上图）

水平弯矩M

C点Mcx二RaxJ=2945.171*90=265065.39Nmm垂直弯矩Mz

C点左MCz=-RAzL|=/93.9090二V4451.0Nmm

C点右M'Cz=RBzL2=1363.87130.0=17730.31Nmm

合成弯矩MC

C点左MC=JMCx+MCz=268766.72Nmm

C点右M'C=JM；Cz=265657.72Nmm

转矩T=593760Nmm

6.1.4作计算弯矩Mca图（上图）

该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑取--0.6

C点左

C点右

D点

6.1.5校核该轴的强度

根据以上分析，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。

轴的材料为40Cr

查表8-1二b=736Mpa查表8-3fbL=69Mpa

因为有一个键槽dC=40.626（10.05）=42.657mm：

：

54mm安全

因为有一个键槽dD=37.74（10.05）=39.627mm：

：

：

48mm安全

6.6精确校核轴的疲劳强度

I-区均为有应力集中的剖面，均有可能是危险剖面。

其中I-川剖面计算弯

矩相同，U、川剖面相比较，只是应力集中影响不同。

可取应力集中系数值较大的值进行验算即可。

同理％、毗剖面承载情况也接近，可取应力集中系数较大者进行验算。

校核I、U剖面的疲劳强度

I剖面因键槽引起的应力集中系数查附表1-1（插值）

k=1.808,k=1.603

cr't

U剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查附表1-2

因I、U剖面主要受转矩作用，k起主要作用，按I键槽引起的应力集中系数计算

查表8-1■：

|'i=344mpa.二=199Mpa

查附表1-4；_=0.73；=0.78

CTT

查附表1-5"0.916乙广0.916

查表1-5；丁=0.34，:

=0.21

取j".5~1.8,S.S安全

校核W、％的疲劳强度

切剖面因配合（H7/r6）引起的应力集中系数查附表1-1

k：

厂2.598,J-1.872

切剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查附表1-2

=1.895,k=1.60

叫剖面因键槽引起的应力集中系数查附表1-1

=1.808,k=1.603

按切配合引起的应力集中系数校核％剖面

切剖面承受的弯矩和转矩分别为：

%剖面产生正应力二max"12-663Mpa

6乂max=12.663Mpa，二^0

叫剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为

查附表1-4[•--0.68；=0.74

查附表1-5I=0.94,：

=0.92

查表1-5=0.34,「=0.21

取^=1.5~1.8，S-S安全

其它剖面与上述剖面相比，危险性小，不予校核

7低速轴轴承的选择及其寿命验算

低速轴轴承选择一对30210圆锥滚子轴承

条件：

d=50mm转速n=96.6r/min，工作环境多灰尘，载荷稍有波动，工作温度

低于100，预计寿命L；oh=288300=38000h

7.1确定轴承的承载能力

查表21-3轴承30210的c0=552OON

7.2计算轴承的径向支反力

7.3作弯矩图（如前）

7.4计算派生轴向力S

查表9-830210轴承Y=1.5,C=722000，e=0.4

S1,S2的方向如图

7.5求轴承轴向载荷

故1松2紧

7.6计算轴承的当量动载荷P

R1

杳表9-6X1=0.4,丫1=1.5

查表9-6X2=0.4,Y2=1.5

查表9-7fd=1.1根据合成弯矩图取fm1=1,fm2=1

F2R，故按R计算

查表9-4ft=1

故圆锥滚子轴承30210适用

8键联接的选择和验算

8.1低速轴上键的选择与验算

8.1.1齿轮处

选择键16X10其参数为L=56mmt=6.0mm,

R=b/2=8mmk=h-t=10-6=4mm,l=L-2R=56-2x8=40mmd=54mm

齿轮材料为40Cr，载荷平稳，静联接

查表2-1tJ=120Mpa

8.1.2联轴器处

选择键14X9,其参数为L=70mmt=5.5mm,

R=b/2=7mmk=h-t=9-5.5=3.5mm,l=L-2R=70-2x7=56mmd=48mm齿轮材料为45#钢，载荷稍有波动，静联接

查表2-1tJ-120Mpa

8.2中间轴上键的选择与验算

选择键14X9GB1096-2003A型，其参数为L=40mmt=5.5mm,R=b/2=7mmk=h-t=9-5.5=3.5mm,l=L-2R=50-2x7=26mmd=50mm齿轮材料为45#钢，载荷稍有波动，静联接

查表2-1tJ-120Mpa

8.3高速轴上键的选择与验算

选择键10X8GB1096-2003A型，其参