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

380伏,丫系列

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

2.2滚筒转动所需要的有效功率

查表17-9得

所以=0.9730.9970.96=0.817

2.3确定电动机的转速

滚筒轴转速

nW

60v

D

所需电动机的功率PPw彰44.70kW5.5kW

0.817

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，选用丫132M—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匹96083.48

nw11.5

3.1.2各级传动比的分配

查表17-9取i开i566

减速器的传动比i-834813.913

i6

高速级齿轮传动比i12J.30i「1.3013.9134.253

低速级齿轮传动比i34丄139133.271

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

3.2.1I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

则大齿轮齿数ZeZsise

计算应力循环次数

206120

查图5-19Yn5Yn61.0

查图5-18（b）Fiims270Mpa,尸叭200Mpa

由式5-32Yx5Yx61.0

取Yst20,Sfmin1.4

计算许用弯曲应力

由式5-31f曲辽丫“以

SFmin

查图5-14Yf352.81,Yf362.21

查图5-15Ysa51.56,Ysa61.78

YFaYSaYFa5丫Sa5'^丫Fa6丫Sa6

取max{,}0.013769

F[F]5[F]6

初选综合系数KtYt1.1，查表5-8d0.5

由式5-26

考虑开式齿轮工作特点m加大10%-15%取m=12

3.3.3齿轮强度校核

取b5b6670676mm

则小齿轮转速为

60103

v亠3・14100淞540.3467m/s

60103

计算载荷系数kkAkvkk1.11.0051.181.21.5654

与ktYt1.1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5-17Zni1.0,Zn21.05（允许一定点蚀）

由式5-29Zx1

ZX21.0

取SHlim1.0,ZW

1.0,Zlvr0.92（精加工）

查图5-16（b）

Hlim1650Mpa,Hlim2515Mpa

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T146260Nmm

初定螺旋角13

初取Ktz21.0，查表5-5ZE1898.Mpa

减速传动ui124.253取a0.4

端面压力角

基圆螺旋角

由式5-42Z..coscos130.987

r「、2COS卜2COS12.2035O

由式5-41Zh/匕oo2.442

Ycostsint\cos20.4829sin20.4829

at（u1）

由式5-39

I

1.0462602.44189.80.9872

（4.2531）3'11953mm

丫20.44.25349749

取中心距a120mm

估算模数mn（0.007~0.02）a0.84~2.4mm

取标准模数m2mm

实际传动比i空954.318

Z22

传动比误差i-―-100%N2534.318100%1.5%5%

i4.253

在允许范围内

与初选

修正螺旋角arccos―arcco—95）12.83857°

2a2120

13相近,Zh,Z可不修正

轮分度圆直径d1mn召/cos222/c°s12.83857°45.13mm

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5-3kA1.1

查图5-4（b）kv1.03

齿宽baa

0.4120

i48.0mm

查图5-7（a）

K

1.08

查表5-4K

1.4

载荷系数K

KAKv

KK1.713

齿顶圆直径

da1a

2h^m45.532*1.0*249.53mm

端面压力角

齿轮基圆直径

db1

d1cost45.13cos20.4707o42.28mm

1.92

arctan（tancost）

0.72

由式5-42ZcosCOS12.8385700.9874

由式5-41

ooo

arctan（ta42.83857cos20.4707）12.0523

4.1.4验算齿根弯曲疲劳强度

查图5-18

（b）

Flim1270Mpa，

Flim2

200Mpa

查图5-19

Yn1

「0Yn2

1.0

由式5-32

YX1

YX21.0

取Yst

2.0

SFmin匸4

由式5-31

查图5-14

YFa1

2.75,YFa2

2.25

查图5-15

Ysa1

1.575,Ysa2

1.80

由式5-47

计算Y，因

1.698

1.0，

取

1.0

2

0.75cosk

0.75

cof12.0523

由式5-48

y

0.25-

u

0.25

0.6236

1.92

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5-17Zn31,Zn41.05（允许一定点蚀）

由式5-29ZX3ZX41.0

取Shim1.0,Zw1.0,Zlvr0.92（精加工）

查图5-16（b）

由式5-28

Hlim3650Mpa,

Hlim4

650Mpa

422按齿面接触疲劳强度确定中心距

小轮转矩T2189130Nmm

初定螺旋角13

初取Ktz21.0，查表5-5ZE1898Mpa

减速传动ui343.271取a0.4

端面压力角

基圆螺旋角

由式5-42Z、coscos130.987

估算模数mn（0.007~0.02）a1.085~3.1mm

m

2.5mm

2acos

2155cos13o

Z3

mnu1

2.53.2711

Z4

uz33.271

28.28892.532

Z4

93

取标准模数

小齿轮齿数

28.288

大齿轮齿数

取Z328

实际传动比

Z3

93

933.321

28

传动比误差

——100%i

修正螺旋角

arccos^*1（Z4

2

Z3）

arccos25（2893）12.628$

2155

与初选13相近,Zh,Z可不修正

圆周速度v色卷8.47m/s

6010

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5-3kA1

查图5-4（b）kv1.15

齿宽baa0.415562.0mm

查图5-7（a）

K

1.07

查表5-4K

1.4

载荷系数K

KAKv

KK1

1.15

1.071.41.7227

齿顶圆直径

da3d3

2h；m

71.74

21.02.576.74mm

端面压力角

齿轮基圆直径

db3

dgcost

71.74

cos20.455°67.22mm

由式5-42

Z

\.'cosJcos12.6289°0.9878

由式5-41

由式5-41

ZH耳

\2cosbf2cos11.856°

costsint\cos20.455osin20.455

4.2.4验算齿根弯曲疲劳强度

查图5-18

（b）

Flim3290Mpa，flim4270Mpa

查图5-19

Yn3

1.0Yn41.0

由式5-32

Yx3

Yx41.0

o

2.445

取Yst2.0

min

由式5-31

F3

Flim3丫ST

SFmin

YN3YX3

290

1.4

21.0

1.0414.2Mpa

查图5-14

YFa3

2.62,YFa4

2.24

查图5-15

YSa3

1.67,YSa4

1.82

由式5-47

计算Y

，因

1.7259

1.0,

取

1.0

22o

由式5-48Y0.25°.75cosb0.25O*75cos".8560.678

1.679

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P4.7kW

转速n960r/min查表8-2A0110

由于轴上有一个键槽，则d18.678（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E80mm

贝Ud0.8~1.0d电机0.8~1.03830.4~38mm

取d32mm

根据传动装置的工作条件选用HL型弹性柱销联轴

P47103

名义转矩T9.559.5546.755Nm

n960

查表11-1工作情况系数K1.25~1.5,取K1.5

计算转矩TcKT1.546.75570.133Nm

查表22-1选TL6

公称转矩Tn250NmTc70.133Nm

许用转速[n]3300r/minn1960r/min

轴孔直径dmin30mm,dmax38mm

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E80mm

联接减速器高速轴外伸段的轴伸长L82mm

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P4.47kW，转速n225.7r/min

表8-2A0110

由于轴上有一个键槽，则d29.76（3%~5%1）30.654~32.187

取dmin40mm

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P4.29kW，转速n69.0r/min

表8-2A118

d46.02（3%~5%1）47.40~48.332

取dmin48mm

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

名义转矩T

9.55-

n

9.55

42910

4.2910593.76Nm

69.0

查表11-1

工作情况系数.k

取1.25

计算转矩

TcKT3

742.2Nm

查表22-1

选TL9

公称直径Tn

1000N

mTc

742.2Nm

许用转速[n]2100r/minn69.0r/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互-5937604984.135N

d4238.26

径向力

FrFttan4981.135tan20.45461857.873N

6.2求支反力

水平支反力

X0,RBxFtRAx4984.1352945.172038.965N

垂直支反力

6.3作弯矩、转矩图（上图）

水平弯矩Mx

C点McxRaxJ2945.171*90265065.39Nmm

垂直弯矩Mz

C点右

C点左MCzRAzL1-493.909044451.0Nmm

M'CzRBzL21363.87130.017730.31Nmm

合成弯矩M

C点左MeJmCxMCz268766.72Nmm

C点右M'C*；MCxCz265657.72Nmm

转矩T593760Nmm

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8-1b736Mpa查表8-3[b]169Mpa

因为有一个键槽de

40.626（10.05）42.657mm54mm安全

D点轴径dDJMcaD335625637.74mm

”0.1biW169

因为有一个键槽dD37.74（10.05）39.627mm48mm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）

k1.808，k1.603

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8-11

344Mpa

1199Mpa

查附表1-4

0.73

0.78

查附表1-5

0.916

0.916

查表1-5

0.34，

0.21

取S1.5~1.8，SS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

k2.598，k1.872

切剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查附表1-2

k1.895，k1.60

叫剖面因键槽引起的应力集中系数查附表1-1

k1.808，k1.603

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：

叫剖面产生正应力maxM12.663Mpa

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1-5

0.94,

0.92

查表1-5

0.34

J

0.21

取S1.5~1.8,SS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；0h28830038000h

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

3,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

A12110.63

e0.4

1.5

由一10.71

R12986.13

查表9-6X10.4,Y1

-A22110.62

由」0.86e0.4

R22453.12

查表9-6X20.4,Y21.5

查表9-7fd1.1

根据合成弯矩图取fm11,fm21

F2R，故按R计算

查表9-4ft1

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2-1p120Mpa

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2-1p120Mpa

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2-1p120Mpa

8.3高速轴上键的选择与验算

选择键10X8GB1096-2003A型，其参数为L=45mmt=5mm

R=b/2=5mmk=h-t=8-5=3mm,l=L-2R=45-2x5=35mmd=32mm齿轮材料为45#钢，载荷稍有波动，静联接

由表2-1，查得p120Mpa

9联轴器的选择

9.1低速轴轴端处

选择TL8联轴器,GB/T4323-2002

3

P5.38610

名乂转矩T9.559.55528.90Nm

n96.6

计算转矩TcKT31.5516.6774.9Nm

减速器低速轴外伸段d148mm,L82mm

9.2高速轴轴端处

选择TL5联轴器，GB/T4323-2002

名义转矩T

P

9.55-

5.8705103

9.55-

40.246Nm

n

1440

计算转矩Tc

KT

1.540.24660.369N

m

公称转矩Tn

250N

mTc60.369Nm

许用