东北大学机械设计课程设计zl

目录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。

2.2 滚筒转动所需要的有效功率传动装置总效率 352ηηηηη=承齿联筒查表17-9得所以37=0.970.990.96=0.817η⨯⨯ 2.3 确定电动机的转速滚筒轴转速 min /5.1160r Dv n W ==π 所需电动机的功率 kW kW P P w r 5.570.4817.084.3<===η1000r/min,满载转速960r/min 。

查表27-2，电动机中心高 H=132mm ，外伸段 D ×E=38mm ×80mm 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 48.835.119600===W n n i 3.1.2 各级传动比的分配查表17-9 取656==i i 开减速器的传动比 913.13648.83=== i i i 高速级齿轮传动比253.4913.1330.130.112=⨯== i i低速级齿轮传动比 271.3253.4913.131234===i i i3.2 各轴功率、转速和转矩的计算3.2.0 0轴P=4.70kw,n=960r/min,T=9.55*4.70/960=46.76N*m3.2.1 Ⅰ轴（高速轴）3.2.2 Ⅱ轴（中间轴）3.2.3 Ⅲ轴（低速轴）3.2.4 Ⅳ轴（传动轴）3.2.5 Ⅴ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--217HBS3.3.2 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 205=Z则大齿轮齿数 1206205656=⨯==i Z Z计算应力循环次数查图5-19 0.165==N N Y Y查图5-18(b) pa 2705lim M F =σ，pa 2006lim M F =σ由式5-32 0.165==X X Y Y取 0.2=ST Y ,4.1min =F S计算许用弯曲应力由式5-31 []X N F STF F Y Y S Y min lim σσ=查图5-14 21.2,81.265==Fa Fa Y Y查图5-15 78.1,56.165==Sa Sa Y Y则 []011365.07.38556.181.2555=⨯=F Sa Fa Y Y σ 取[]013769.0}][,][max {666555==F Sa Fa F Sa Fa F Sa Fa Y Y Y Y Y Y σσσ初选综合系数1.1=t t Y K ε，查表5-8 5.0=d φ由式5-26考虑开式齿轮工作特点m 加大10%-15%，取m=123.3.3 齿轮强度校核取mm b b 76670665=+=+= 则小齿轮转速为s m n d v /3467.01060254.6610014.310603345=⨯⨯⨯=⨯=π 查图5-4（d ） 005.1=v k 查表5-3 1.1=A k70.0100705==d b 由图5-7(a) 18.1=βk 查表5-4 2.1=αk计算载荷系数 5654.12.118.1005.11.1=⨯⨯⨯==αβk k k k k v A 与1.1=t t Y k ε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5-17 05.1,0.121==N N Z Z （允许一定点蚀）由式5-29 0.121==X X Z Z取92.0,0.1,0.1lim ===LVR W H Z Z S （精加工）查图5-16（b ） pa 6501lim M H =σ,pa 5152lim M H =σ由式5-284.1.2 按齿面接触疲劳强度确定中心距小轮转矩mm N T ⋅=462601初定螺旋角ο13=β初取0.12=t t Z K ε，查表5-5 pa 8.189M Z E =减速传动 253.412==i u 取4.0=a φ端面压力角基圆螺旋角由式5-42 987.013cos cos ===οββZ由式5-41 442.24829.20sin 4829.20cos 2sin cos cos 22035.12=⨯==oo oS t t b H co Z ααβ由式5-39 []mmZ Z Z Z u KT u a H E H a t 53.11949.497987.08.18944.2253.44.02462600.1)1253.4(2)1(32321=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+≥σφβε取中心距 mm a 120=估算模数 mm a m n 4.2~84.0)02.0~007.0(==取标准模数 mm m 2=小齿轮齿数 ()()3.221253.4213cos 12021cos 21=+⨯⨯⨯=+=ou m a z β大齿轮齿数 84.943.22253.412=⨯==uz z取 221=z 952=z 实际传动比 318.4229512===z z i传动比误差 %5%5.1%100253.4318.4253.4%100<=⨯-=⨯-=∆ i i i i在允许范围内修正螺旋角 o83857.121202)9522(2arccos a 2)(arccos 12=⨯+⨯=+=z z m n β与初选ο13=β相近, H Z ,βZ 可不修正轮分度圆直径 mm z m d n 13.4583857.12cos /222cos /11=⨯==o β 圆周速度 s m n d v /27.2106096013.4510603311=⨯⨯⨯=⨯=ππ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5-3 1.1=A k查图5-4（b ） 03.1=v k齿宽mm a b a 0.481204.0=⨯==φ查图5-7（a ） 08.1=βK查表5-4 4.1=αK载荷系数 713.1==αβK K K K K v A齿顶圆直径 mm m h d d a a 53.492*0.1*253.452*11=+=+=端面压力角齿轮基圆直径 mm d d t b 28.424707.20cos 13.45cos 11=⨯==o α端面齿顶压力角 o 392.3153.4928.42arccos arccos 111===a b at d d α o 37.2387.19856.182arccos arccos222===a b at d d α][[]92.1)4707.20tan 37.23(tan 95)4707.20tan 392.31(tan 2221)tan (tan )tan (tan 212211=-⨯+-⨯=-+-=o o o o πααααπεαt at t at z z 698.1283857.12sin 48sin =⨯==ππβεβo n m b 由式5-43 72.092.111===αεεZ 由式5-42 9874.083857.12cos cos ===o ββZ由式5-41o o o 0523.12)4707.20cos 83857.12arctan(tan )cos arctan(tan =⨯==t b αββ由式5-41443.24707.20sin 4707.20cos 0523.12cos 2sin cos cos 2=⨯==oo o t t b H Z ααβ4.1.4 验算齿根弯曲疲劳强度查图5-18（b ） Mpa F 2701lim =σ，Mpa F 2002lim =σ查图5-19 0.11=N Y 0.12=N Y由式5-32 0.121==X X Y Y取 0.2=ST Y 4.1min =F S由式5-31查图5-14 25.2,75.221==Fa Fa Y Y查图5-15 80.1,575.121==Sa Sa Y Y由式5-47计算βY ，因0.1698.1>=βε，取0.1=βε由式5-48 6236.092.10523.12cos 75.025.0cos 75.025.022=⨯+=+=o αεεβbY 由式5-444.1.5 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5-17 05.1,143==N N Z Z （允许一定点蚀）由式5-29 0.143==X X Z Z取92.0,0.1,0.1lim ===LVR W H Z Z S （精加工）查图5-16（b ） pa 6503lim M H =σ,pa 6504lim M H =σ由式5-284.2.2 按齿面接触疲劳强度确定中心距小轮转矩mm N T ⋅=1891302初定螺旋角ο13=β初取0.12=t t Z K ε，查表5-5 pa 8.189M Z E =减速传动 271.334==i u 取4.0=a φ端面压力角基圆螺旋角由式5-42 987.013cos cos ===οββZ由式5-41 442.24829.20sin 4829.20cos co 2sin cos cos 22035.12s =⨯==οοοt t b H Z ααβ 由式5-39 []mm Z Z Z Z u KT u a H E H a t 49.153598987.08.189442.2271.34.021891300.1)1271.3(2)1(32321=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+≥σφβε取中心距 mm a 155=估算模数 mm a m n 1.3~085.1)02.0~007.0(==取标准模数 mm m 5.2=小齿轮齿数 ()()288.281271.35.213cos 15521cos 23=+⨯⨯⨯=+=ou m a z n β 大齿轮齿数 532.92288.28271.334=⨯==uz z取 283=z 934=z 实际传动比 321.3289334===z z i 传动比误差 %5%5.1%100271.3321.3271.3%100<=⨯-=⨯-=∆ i i i i在允许范围内 修正螺旋角 o 6289.121552)9328(5.2arccos 2)(arccos 34=⨯+⨯=+=αβz z m n 与初选ο13=β相近, H Z ,βZ 可不修正轮分度圆直径 mm z m d n 74.716289.12cos /285.2cos /33=⨯==o β 圆周速度 s m n d v /47.81060323=⨯=π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5-3 1=A k查图5-4（b ） 15.1=v k 齿宽mm a b a 0.621554.0=⨯==φ 查图5-7（a ） 07.1=βK 查表5-4 4.1=αK 载荷系数 7227.14.107.115.11=⨯⨯⨯==αβK K K K K v A齿顶圆直径 mm m h d d a a 74.765.20.1274.712*33=⨯⨯+=+=端面压力角齿轮基圆直径 mm d d t b 22.67455.20cos 74.71cos 33=⨯==o α 端面齿顶压力角o 84.2874.7622.67arccos arccos 333===a b at d d α 由式5-43 772.0679.111===αεεZ 由式5-42 9878.06289.12cos cos ===o ββZ 由式5-41由式5-41 445.2455.20sin 455.20cos 856.11cos 2sin cos cos 2=⨯==o o o t t b H Z ααβ 4.2.4 验算齿根弯曲疲劳强度 查图5-18（b ） Mpa F 2903lim =σ，Mpa F 2704lim =σ 查图5-19 0.13=N Y 0.14=N Y 由式5-32 0.143==X X Y Y 取 0.2=ST Y 4.1min =F S 由式5-31[]Mpa Y Y S Y X N F ST F F 2.4140.10.14.1229033min 3lim 3=⨯⨯⨯==σσ 查图5-14 24.2,62.243==Fa Fa Y Y 查图5-15 82.1,67.143==Sa Sa Y Y 由式5-47计算βY ，因0.17259.1>=βε，取0.1=βε由式5-48678.0679.1856.11cos 75.025.0cos 75.025.022=⨯+=+=oαεεβbY4.2.5 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kW P 7.4= 转速min /960r n = 查表8-2 1100=A由于轴上有一个键槽，则612.19~238.19)1%5~%3(678.18=+⨯≥d 估定减速器高速轴外伸段轴径查表17-2 电机轴径,38mm d =电机轴伸长mm E 80= 则()()mm d d 38~4.30380.1~8.00.1~8.0=⨯==电机 取 mm d 32=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m N n P T ⋅=⨯⨯==755.46960107.455.955.93查表11-1 工作情况系数5.1,5.1~25.1==K K 取 计算转矩m N KT T c ⋅=⨯==133.70755.465.1 查表22-1 选TL6公称转矩m N T m N T c n ⋅=>⋅=133.70250 许用转速m in /960m in /3300][1r n r n =>= 轴孔直径mm d mm d 38,30max min ==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mm E 80=联接减速器高速轴外伸段的轴伸长mm L 82=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kW P 47.4=，转速min /7.225r n = 查表8-2 1100=A由于轴上有一个键槽，则187.32~654.30)1%5~%3(76.29=+⨯≥d取mm d 40min=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kW P 29.4=，转速min /0.69r n = 查表8-2 1180=Amm n P A d 02.460.6929.4118330=⨯=≥由于轴上有一个键槽，则332.48~40.47)1%5~%3(02.46=+⨯≥d取mm d 48min=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m N n P T ⋅=⨯⨯==76.5930.691029.455.955.93查表11-1 工作情况系数.k 取1.25 计算转矩 m N KT T c ⋅==2.7423 查表22-1 选TL9公称直径m N T m N T c n ⋅=>⋅=2.7421000 许用转速min /0.69min /2100][r n r n =>=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 N d T F t 135.498426.2385937602243=⨯==径向力 N F F t r 873.18574546.20tan 135.4981tan =⨯=⋅=οα 轴向力 N F F t a 241.111562.12tan 135.4984tan =⨯=⋅=οβ 6.2 求支反力水平支反力0=∑X ,N R F R Ax t Bx 965.203817.2945135.4984=-=-= 垂直支反力6.3 作弯矩、转矩图（上图） 水平弯矩x MC 点 mm N L R M Ax Cx ⋅===39.26506590*171.29451 垂直弯矩z MC 点左 mm N L R M Az Cz ⋅-=⨯=-=0.444519090.493-1 C 点右 mm N L R M Bz Cz ⋅=⨯==31.177300.13087.1363'2 合成弯矩C MC 点左 mm N M M M Cz CxC ⋅=+=72.26876622 C 点右 mm N M M Cz CxC ⋅=M +=72.265657'2'2 转矩 mm N T ⋅=5937606.1.4 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6.0=α 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。