東北大學機械設計課程設計ZL

1、目錄一、設計任務書3二、電動機的選擇計算3三、傳動比的分配：4四、傳動裝置的運動和動力參數(shù)：5五、閉式齒輪傳動設計:7（一）高速級齒輪的設計：7( 1 ) 材料的選擇：7( 2 ) 按齒面接觸強度確定中心距并確定有關參數(shù)和幾何尺寸7( 3 ) 驗算齒面接觸疲勞強度9( 4 ) 驗算齒根彎曲疲勞強度10( 5 ) 齒輪主要幾何參數(shù)11（二）低速級齒輪的設計：12( 1 ) 材料的選擇：12( 2 ) 按齒面接觸強度確定中心距并確定有關參數(shù)和幾何尺寸12( 3 ) 驗算齒面接觸疲勞強度14( 4 ) 驗算齒根彎曲疲勞強度15( 5 ) 齒輪主要幾何參數(shù)16六、開式齒輪的設計17( 1 ) 選擇材料

2、17( 2 ) 齒根彎曲疲勞強度確定模數(shù)17( 3 ) 齒輪主要幾何參數(shù)19七、軸的設計及計算及聯(lián)軸器的選擇20（一）初步確定軸的直徑20( 1 ) 高速軸的設計20( 2 ) 中間軸的設計20( 3 ) 低速軸的設計20（二）低速軸的強度校核22( 1 ) 有關參數(shù)及支點反力.22（三）高速軸的強度校核27（四）中間軸的強度校核27八滾動軸承的選擇及壽命驗算28（一）初選滾動軸承的型號28（二）軸承壽命驗算28( 1 ) 低速軸軸承壽命驗算28( 2 ) 中間軸的軸承壽命驗算29( 3 ) 高速軸的軸承壽命驗算30九鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇和校核30（一）鍵的選擇30( 1 ) 高速軸上鍵的選擇

3、30( 2 ) 中間軸上鍵的選擇30( 3 ) 低速軸上鍵的選擇30（二）鍵的校核30 ( 1 ) 齒輪處的鍵30( 2 ) 外伸出的鍵31十. 減速器的潤滑，密封形式和聯(lián)軸器的選擇31十一.參考文獻31一、設計任務書1 設計題目 ：設計膠帶輸送機的傳動裝置2 .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102多灰塵稍有波動小批3. 技術(shù)數(shù)據(jù)題號滾筒圓周力F(N)帶速 v(m/s)滾筒直徑 D(mm)滾筒長度 L(mm)ZL-6140000.28500900二、電動機的選擇計算1. 選擇電動機系列 選用Y系列，三相異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380伏2. 選擇電動機功率滾筒轉(zhuǎn)動所需有效

4、功率 根據(jù)表4.2-9確定各部分的效率: 傳動滾筒效率 滾筒=0.96聯(lián)軸器效率 聯(lián) =0.99 滾動軸承效率 軸承=0.98（圓錐滾子軸承）開式齒輪的傳動效率 開齒=0.95（0.940.96）閉式齒輪的傳動效率 閉齒=0.97（8級精度）所以，傳動總效率為: 所需要電動機的功率為： 3. 確定電動機的轉(zhuǎn)速 滾筒的轉(zhuǎn)速為：現(xiàn)以同步轉(zhuǎn)速為1500r/min和1000r/min兩種方案進行比較，由1表4.12-1查得電動機數(shù)據(jù)，并計算出總傳動比列于下表：方案號電動機型號額定功率/kw同步轉(zhuǎn)速/(r/min)滿載轉(zhuǎn)速/（r/min）總傳動比1Y132S-45.515001440134.6422Y1

5、32M-65.5100096089.762n滿/n滾為使傳動裝置內(nèi)零件尺寸適當，結(jié)構(gòu)緊湊，降低成本，選用方案2。電動機為Y132M26型 ，額定功率5.5kw, 同步轉(zhuǎn)速1000r/min,滿載960r/min。由表4.12-2查得電動機中心高 H=132mm，外伸軸段 D×E=38mm×80mm。 三、傳動比的分配： 1. 根據(jù)文獻14.2-9 取2. 總傳動比為：i3. 則減速器傳動比為：4. 減速箱內(nèi)高速級齒輪的傳動比： 5. 減速箱內(nèi)低速級齒輪的傳動比： 說明：上面分配的傳動比僅為初步值。四、傳動裝置的運動和動力參數(shù)：1.0軸： （即電動機軸） 2.軸： （減速器高

6、速軸） 3.軸： （減速器中間軸） =213.618r/min 4.軸： （減速器低速軸） 5.軸： （和開式齒輪相連的傳動軸） 6.軸： （滾筒軸） 軸序號功率P(kw)轉(zhuǎn)速n(r/min)轉(zhuǎn)矩(N·m)傳動型式傳動比效率05.1696051.33聯(lián)軸器1.00.995.10896050.814閉式齒輪傳動4.4940.974.856213.618217.092閉式齒輪傳動3.3290.974.61664.169686.980聯(lián)軸器1.00.994.47864.169666.442開式齒輪傳動60.954.16910.6953722.669五、閉式齒輪傳動設計:（一）高速級齒輪的設

7、計： 1. 材料的選擇：由2表10-1選擇得：小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì)處理 齒面硬度 280HBS大齒輪 45鋼 正火處理 齒面硬度 230HBS大、小齒輪硬度相差50HBS（考慮經(jīng)濟性）應力循環(huán)次數(shù):由2公式（10-13）計算得：取失效概率為1%，取接觸強度計算的最小安全值：SHmin=1.0 由2圖10-21（d）得：,由2圖10-19得：，計算許用接觸應力: 2. 按齒面接觸強度確定中心距并確定有關參數(shù)和幾何尺寸 小輪轉(zhuǎn)矩： T1=50814N·mm初定螺旋角=13,。減速傳動： ;取端面壓力角： 基圓螺旋角： 由4.2-10,取中心距a=115mm。 a=115mm估算模數(shù)mn

8、=(0.0070.02)a=0.84-2.4mm,取標準模數(shù)mn=2mm。 小齒輪齒數(shù)： mn=2mm大齒輪齒數(shù)： z2=uz1=91.655取z1=20，z2=92 z1=20， z2=92實際傳動比 傳動比誤差：， 在允許范圍內(nèi)。 修正螺旋角： 與初選=130相近,ZHZ可不修正. 齒輪分度圓直徑： 圓周速度： 由2表10-4得：取齒輪精度為8級。3. 驗算齒面接觸疲勞強度 按電機驅(qū)動,載荷稍有波動,由2表10-2,取KA=1.10由2圖10-8，按8級精度和， 得Kv=1.03。齒寬。由2表10-4，按b/d1=46/41.071=1.120,考慮軸的剛度較大和齒輪相對軸承為非對稱布置，

9、得KH=1.10。由2表10-5，得KH=1.4載荷系數(shù) 計算重合度齒頂圓直徑 端面壓力角 齒輪基圓直徑 端面齒頂壓力角 =1.636 基圓螺旋角: 計算齒面接觸應力故安全。4. 驗算齒根彎曲疲勞強度按Z1=20，Z2=92, 得，得YN1=1.0，YN2=1.0mn=2mm<5mm,故YX1=YX2=1.0取YST=2.0，SFmin=1.4計算許用彎曲應力YFa1=2.82，YFa2=2.23YSa1=1.57，YSa2=1.78因 6. 齒輪主要幾何參數(shù) z1=20, z2=92, u=4.494, mn=2 mm, z1=21， z2=94=, = mt=mn/cos=2/cos

10、13.1160=2.053mm, mt=2.053mm a齒寬： 取 （二）低速級齒輪的設計：1.材料的選擇根據(jù)工作條件及其載荷性質(zhì)選擇小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì)處理 280HBS大齒輪 45鋼 正火處理 230HBS應力循環(huán)次數(shù): 取失效概率為1%，取接觸強度計算的最小安全值：SHmin=1.0 由2圖10-21（d）得：,由2圖10-19得：，由圖5-16b，得,計算許用接觸應力: 因，故取2.按齒面接觸強度確定中心距并確定有關參數(shù)和幾何尺寸小輪轉(zhuǎn)矩： T3=686.980N·mm初定螺旋角： =13,。減速傳動： ;取端面壓力角：基圓螺旋角： 由式（5-39）計算中心距a由4.2-

11、10,取中心距a=160mm。 a=160mm估算模數(shù)mn=(0.0070.02)a=1.123.2mm,取標準模數(shù)mn=2.5mm。 小齒輪齒數(shù)： mn=2.5mm大齒輪齒數(shù)： z2=uz1=95.91取z1=29，z2=96 z1=29，z2=96實際傳動比： 傳動比誤差：， 在允許范圍內(nèi)。 修正螺旋角： 與初選=130相近,ZHZ可不修正. 齒輪分度圓直徑： 圓周速度 由2表10-4，取齒輪精度為8級.3.驗算齒面接觸疲勞強度 按電機驅(qū)動,載荷稍有波動,由2表10-2,取K=1.10由2圖10-8，按8級精度和， 得KV=1.01齒寬 ： 。 b=64mm按b/d1=64/74.240=

12、0.862,考慮軸的剛度較大和齒輪相對軸承為非對稱布置，得KH=1.07由2表10-3，得KH=1.4載荷系數(shù)：計算重合度齒頂圓直徑： =79.240mm =250.76mm端面壓力角 =齒輪基圓直徑 69.57mm 230.285mm端面齒頂壓力角 1.685 1.754由式5-39,計算齒面接觸應力故安全。4.驗算齒根彎曲疲勞強度按Z1=29，Z2=96, 得，得YN1=1.0，YN2=1.0mn=2.5mm<5mm,故YX1=YX2=1.0取YST=2.0， SFmin=1.4計算許用彎曲應力 YFa1=2.60，YFa2=2.24YSa1=1.61，YSa2=1.79計算Y，因

13、5.齒輪主要幾何參數(shù) z1=29, z2=96, u=3.329, mn=2.5 mm, z1=29， z2=96=, =12.429 mt=mn/cos=2.5/cos12.4290=2.56mm, mt=2.56mm 齒寬： 取六、開式齒輪的設計1.選擇材料由2表10-1選擇得：小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì)處理 齒面硬度 241-286HBS大齒輪 45鋼 正火處理 齒面硬度 162-217HBS 傳動比為： 應力循環(huán)次數(shù):2.齒根彎曲疲勞強度確定模數(shù)初選小輪的齒數(shù)為 Z1=20; Z=120 Z1=20; Z=120 由2圖10-20（c）得： ，安全系數(shù)取SFmin=1.4得YN=1.0。得

14、YX=1.0。取YST=2.0，。計算許用彎曲應力 由圖5-14 Yfa1=2.8,YFa2-=2.225,由圖5-15 YSa1=1.55,YSa2=1.80； ；則有 ，故??；取KtYE=1.2，a=0.2 ； T=T4=666.442N.m m=5mm d1=100; d=600由2表10-2，按電機驅(qū)動載荷稍有波動 取KA=1.10 a=350mm b=70mm；按8級精度和，得Kv=1.001 由2表10-1得，K=1.1按機械原理知識計算重合度齒頂圓直徑: 壓力角 : 齒輪基圓直徑: 齒頂壓力角 : 開式齒輪考慮到磨損的影響取，則，符合要求。，則，符合要求 m取53. 齒輪主要幾何

15、參數(shù) d1=100;d=600 m=5mm;七、軸的設計及計算及聯(lián)軸器的選擇（一）初步確定軸的直徑1.高速軸的設計（1）初步估定減速器高速軸外伸段軸徑 又由1表4.12-2得Y132M2-6電機的軸徑為38mm，則d=(0.81.0)d電機 =（0.81.0）38=30.438mm現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)2表15-3，取A=120，于是得： 取d=32mm因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大10%-15%（2）選擇聯(lián)軸器確定外伸段的軸徑根據(jù)傳動裝置的工作條件擬選TL6型彈性套柱銷聯(lián)軸器（GB4323-1985）。計算轉(zhuǎn)矩為 TC=KT=1.5×54.7

16、= 82.1N·m公稱轉(zhuǎn)矩 =250N·m>TC =82.1 N·m, n=3300r/min>n=960r/min所以取減速器高速軸外伸段直徑為d=32mm，長度L=60mm。 d=32mm L=60mm2.中間軸的設計 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)2表15-3，取A=115，于是得： 403.低速軸的設計一、低速軸外伸軸段： TC=KT=1.5×686.980= 1030.47N·m根據(jù)實際工作條件，查表4.7-2擬選： TL8型彈性柱銷聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩 1250N·m>TC =1030

17、.47 N·m, n=4000r/min>n=64.169r/min取減速器低速軸外伸段直徑為d=48mm，長度L=84mm。 d=48mm L=84mm二、初步確定軸的最小直徑現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)2表15-3，取A=115，于是得：（二）低速軸的強度校核1.有關參數(shù)及支點反力（1）參數(shù)計算作用在齒輪上的圓周力 Ft=N徑向力 Fr=N軸向力 （2）計算支點反力.鉛垂面支反力 RAY=N , RBY=3865.288N b. 水平面支反力 RAz=N RBX=N 2.作彎矩圖a. 垂直面彎矩MY圖C點，b. c. 水平面彎矩MZ圖C點右 C點

18、左, d. 合成彎矩圖C點右 C點左 3.轉(zhuǎn)矩T圖 4.計算彎矩Mca圖 該軸單向工作，轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的彎曲應力按脈動循環(huán)應力考慮，取=0.6 C點左邊 =6.54×105N.mmC點右邊 =2.56×105N.mmD 點右邊 =4.12×105N.mm5.核軸的強度由以上分析可見，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8-1得查表8-3得。C點軸徑 因為有一個鍵槽，軸徑加大5%：， dc=50.925<72.35mm 設計該點處軸徑72mm，故安全。D點軸徑 因為有一個鍵槽， dD=43.575<48mm設計該點處軸徑4

19、8mm，故安全。6.精確校核軸的疲勞強度從軸的圖中看出，剖面均有應力集中，剖面計算彎矩相同。剖面與剖面相比較，只是應力集中影響不同，可取影響較大者即可。同理，和也按應力集中系數(shù)較大的計算。（1）校核,剖面的疲勞強度剖面因鍵槽引起的應力集中系數(shù)，查得，剖面因配合引起的應力集中系數(shù)，查得， 剖面因過渡圓角引起的應力集中系數(shù)： 所以， 。因剖面主要受轉(zhuǎn)矩作用，起主要作用，故校核剖面。剖面產(chǎn)生的 =19.35N/mm2 9.67N/mm245鋼的機械性能查得， ，絕對尺寸影響系數(shù)得， 表面質(zhì)量系數(shù)得，,，剖面安全系數(shù)： S=6.7 取，所以剖面安全。（2）校核剖面的疲勞強度剖面因配合(H7/k6)引起

20、的應力集中系數(shù)，查得， 剖面因過渡圓角引起的應力集中系數(shù)： 所以 ， 。剖面因鍵槽引起的應力集中系數(shù)，查得 ，。主要承受彎矩，故應按過渡圓角引起的應力集中系數(shù)校核剖面。剖面承受 剖面產(chǎn)生正應力及其應力幅、平均應力為 =4.47N/mm2 =4.47N/mm2 剖面產(chǎn)生的扭剪應力及其應力幅、平均應力為 max=14.91N/mm2 =7.454N/mm2由附表1-4,查得, ；表面質(zhì)量系數(shù)由附表1-5，得,表面質(zhì)量系數(shù)同上；剖面的安全系數(shù)按配合引起的應力集中系數(shù)計算，,所以剖面安全。 S=5.99>S其它剖面與上述剖面相比，危險性小，不予校核。從上面軸的校核可以看出，所設計的軸是滿足工作要

21、求的。（三）高速軸的強度校核高速軸強度校核與低速軸相同，采用相同的方法校核之后，驗證軸的強度達到要求，可用。（四）中間軸的強度校核中間軸的強度校核也與低速軸相同，采用相同的方法校核之后，驗證軸的強度達到要求，可用。八、滾動軸承的選擇及壽命驗算(一)軸承的選擇：高速軸 滾動軸承30208 （GB/T297-94）中間軸 滾動軸承30211 （GB/T297-94）低速軸 滾動軸承30212 （GB/T297-94）（二）軸承壽命驗算1.低速軸軸承壽命驗算（1）確定軸承的承載能力查表4.6-1，軸承30212的 C=97800N（2）計算徑向支反力 R1=1738.39N R2=4294.47N （3）計算派生軸向力S： S=R/2Y 查手冊，30212軸承的Y=1.5， C= 97800N ，e=0.4 （4）求軸承的軸向載荷A： 由結(jié)構(gòu)知 （5）計算軸承的當量動載荷P：； 插值確定查表，查表，按傳動裝置查取 根據(jù)合成彎矩圖d,取N（6）校核軸承壽命因為 故 按