东北大学机械设计课程设计zl10.doc

东北大学机械设计课程设计zl10

机械设计课程设计
目录

1 设计任务书 3
1.1 题目名称 设计胶带输送机的传动装置 3
1.2 工作条件 4
1.3 技术数据 4
2 电动机的选择计算 4
2.1 选择电动机系列 4
2.2 滚筒转动所需要的有效功率 4
2.3 确定电动机的转速 5
3 传动装置的运动及动力参数计算 5
3.1 分配传动比 5
3.1.1 总传动比 5
3.1.2 各级传动比的分配 5
3.2 各轴功率、转速和转矩的计算 6
3.2.1 Ⅰ轴（高速轴） 6
3.2.2 Ⅱ轴（中间轴） 6
3.2.3 Ⅲ轴（低速轴） 6
3.2.4 Ⅳ轴（传动轴） 6
3.2.5 Ⅴ轴（卷筒轴） 6
3.3 开式齿轮的设计 6
3.3.1 材料选择 7
3.3.2 按齿根弯曲疲劳强度确定模数 7
3.3.3 齿轮强度校核 8
3.3.4 齿轮主要几何参数 9
4 闭式齿轮设计 9
4.1 减速器高速级齿轮的设计计算 9
4.1.1 材料选择 9
4.1.2 按齿面接触疲劳强度确定中心距 10
4.1.3 验算齿面接触疲劳强度 11
4.1.4 验算齿根弯曲疲劳强度 - 13 -
4.1.5 齿轮主要几何参数 - 2 -
4.2 减速器低速级齿轮的设计计算 - 2 -
4.2.1 材料选择 - 2 -
4.2.2 按齿面接触疲劳强度确定中心距 - 3 -
4.2.3 验算齿面接触疲劳强度 - 4 -
4.2.4 验算齿根弯曲疲劳强度 - 5 -
4.2.5 齿轮主要几何参数 - 6 -
5 轴的设计计算 - 7 -
5.1 高速轴的设计计算 - 7 -
5.2 中间轴的设计计算 - 8 -
5.3 低速轴的设计计算 - 8 -
6 低速轴的强度校核 - 9 -
6.1 绘制低速轴的力学模型 - 9 -
6.2 求支反力 - 9 -
6.3 作弯矩、转矩图 - 10 -
6.1.4 作计算弯矩Mca图 - 11 -
6.1.5 校核该轴的强度 - 11 -
6.6 精确校核轴的疲劳强度 - 11 -
7 低速轴轴承的选择及其寿命验算 - 13 -
7.1 确定轴承的承载能力 - 13 -
7.2 计算轴承的径向支反力 - 14 -
7.3 作弯矩图 - 14 -
7.4 计算派生轴向力S - 14 -
7.5求轴承轴向载荷 - 14 -
7.6 计算轴承的当量动载荷P - 14 -
8 键联接的选择和验算 - 15 -
8.1 低速轴上键的选择与验算 - 15 -
8.1.1 齿轮处 - 15 -
8.1.2 联轴器处 - 15 -
8.2 中间轴上键的选择与验算 - 15 -
8.3 高速轴上键的选择与验算 - 15 -
9 联轴器的选择 - 16 -
9.1 低速轴轴端处 - 16 -
9.2 高速轴轴端处 - 16 -
10 减速器的润滑及密封形式选择 - 16 -
11 参考文献 - 17 -
1 设计任务书
1.1 题目名称 设计胶带输送机的传动装置
F
v
D

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，Y系列。
2.2 滚筒转动所需要的有效功率

传动装置总效率
查表17-9得

所以
2.3 确定电动机的转速
滚筒轴转速
所需电动机的功率
查表27-1，可选Y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Y132M2—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 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
3.1.2 各级传动比的分配
查表17-9 取
减速器的传动比
高速级齿轮传动比
低速级齿轮传动比
3.2 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*m
3.2.1 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--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
则大齿轮齿数
计算应力循环次数

查图5-19
查图5-18(b) ，
由式5-32
取 ,
计算许用弯曲应力
由式5-31

查图5-14
查图5-15
则

取
初选综合系数，查表5-8
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

则小齿轮转速为

查图5-4（d） 查表5-3
由图5-7(a)
查表5-4
计算载荷系数

与相近 ，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 （允许一定点蚀）
由式5-29
取（精加工）
查图5-16（b） ,
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
初定螺旋角
初取，查表5-5
减速传动 取
端面压力角

基圆螺旋角

由式5-42
由式5-41
由式5-39
取中心距
估算模数
取标准模数
小齿轮齿数
大齿轮齿数
取
实际传动比
传动比误差
在允许范围内
修正螺旋角 与初选相近, ,可不修正
轮分度圆直径

圆周速度
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

查图5-4（b）
齿宽

查图5-7（a）
查表5-4
载荷系数
齿顶圆直径

端面压力角

齿轮基圆直径

端面齿顶压力角
由式5-43
由式5-42
由式5-41
由式5-41

- 23 -

4.1.4 验算齿根弯曲疲劳强度
查图5-18（b） ，
查图5-19
由式5-32
取
由式5-31

查图5-14
查图5-15
由式5-47计算，因，取

由式5-48
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5-17 （允许一定点蚀）
由式5-29
取（精加工）
查图5-16（b） ,
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
初定螺旋角
初取，查表5-5
减速传动 取
端面压力角

基圆螺旋角

由式5-42
由式5-41
由式5-39
取中心距
估算模数
取标准模数
小齿轮齿数
大齿轮齿数
取
实际传动比
传动比误差
在允许范围内
修正螺旋角
与初选相近, ,可不修正
轮分度圆直径

圆周速度
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

查图5-4（b）
齿宽

查图5-7（a）
查表5-4
载荷系数
齿顶圆直径

端面压力角

齿轮基圆直径

端面齿顶压力角

由式5-43
由式5-42
由式5-41

由式5-41

4.2.4 验算齿根弯曲疲劳强度
查图5-18（b） ，
查图5-19
由式5-32
取
由式5-31

查图5-14
查图5-15
由式5-47计算，因，取

由式5-48

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
转速 查表8-2

由于轴上有一个键槽，则
估定减速器高速轴外伸段轴径
查表17-2 电机轴径轴伸长
则
取
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
查表11-1 工作情况系数
计算转矩
查表22-1 选TL6
公称转矩
许用转速
轴孔直径
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
联接减速器高速轴外伸段的轴伸长
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，转速 查表8-2

由于轴上有一个键槽，则
取
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，转速 查表8-2
由于轴上有一个键槽，则
取
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
查表11-1 工作情况系数.k取1.25
计算转矩
查表22-1 选TL9
公称直径
许用转速

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　
径向力　　
轴向力
6.2 求支反力
水平支反力

,
垂直支反力

6.3 作弯矩、转矩图（上图）
水平弯矩
C点
垂直弯矩
C点左
C点右
合成弯矩
C点左
C点右
转矩
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
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 查表8-3
C点轴径
因为有一个键槽
D点轴径
因为有一个键槽
6.6 精确校核轴的疲劳强度
Ⅰ-Ⅸ均为有应力集中的剖面，均有可能是危险剖面。其中Ⅰ-Ⅲ剖面计算弯矩相同，Ⅱ、Ⅲ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Ⅶ、Ⅷ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、Ⅱ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）
，
Ⅱ剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查附表1-2

因Ⅰ、Ⅱ剖面主要受转矩作用，起主要作用，按Ⅰ键槽引起的应力集中系数计算

查表8-1
查附表1-4
查附表1-5
查表1-5 ，

取，
校核Ⅵ、Ⅶ的疲劳强度
Ⅵ剖面因配合(H7/r6)引起的应力集中系数查附表1-1
，
Ⅵ剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查附表1-2

，
Ⅶ剖面因键槽引起的应力集中系数查附表1-1
，
按Ⅵ配合引起的应力集中系数校核Ⅶ剖面
Ⅵ剖面承受的弯矩和转矩分别为：

Ⅶ剖面产生正应力

，
Ⅶ剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为

查附表1-4
查附表1-5 ,
查表1-5 ,

取，
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，预计寿命
7.1 确定轴承的承载能力
查表21-3 轴承30210的=55200N
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9-8 30210轴承Y=1.5，C=722000 ，e=0.4

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
由
查表9-6
由
查表9-6
查表9-7
根据合成弯矩图取

，故按计算
查表9-4

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16×10 其参数为L=56mm，t=6.0mm，
R=b/2=8mm，k=h-t=10-6=4mm，l=L-2R=56-2×8=40mm，d=54mm。
齿轮材料为40Cr，载荷平稳，静联接
查表2-1

8.1.2 联轴器处
选择键14×9,其参数为L=70mm，t=5.5mm，
R=b/2=7mm，k=h-t=9-5.5=3.5mm，l=L-2R=70-2×7=56mm，d=48mm。
齿轮材料为45#钢，载荷稍有波动，静联接
查表2-1

8.2 中间轴上键的选择与验算
选择键14×9 GB1096-2003A型，其参数为L=40mm，t=5.5mm，
R=b/2=7mm，k=h-t=9-5.5=3.5mm，l=L-2R=50-2×7=26mm，d=50mm。
齿轮材料为45#钢，载荷稍有波动，静联接
查表2-1

8.3 高速轴上键的选择与验算
选择键10×8 GB1096-2003A型，其参数为L=45mm，t=5mm，
R=b/2=5mm，k=h-t=8-5=3mm，l=L-2R=45-2×5=35mm，d=32mm。
齿轮材料为45#钢，载荷稍有波动，静联接
由表2-1，查得

9 联轴器的选择
9.1 低速轴轴端处
选择TL8联轴器, GB/T4323-2002
名义转矩
计算转矩
公称转矩
许用转速
减速器低速轴外伸段
9.2 高速轴轴端处
选择TL5联轴器，GB/T4323-2002
名义转矩
计算转矩
公称转矩
许用转速
减速器高速轴外伸段
从动端
10 减速器的润滑及密封形式选择
减速器的润滑采用脂润滑。
油标尺M16,材料Q235A
密封圈选用毛毡，JB/ZQ4606-1986
11 箱体结构的设计
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，
1. 机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
因其传动件速度大于2m/s，故采用侵油润油。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，接表面应精创，其表面粗糙度为
3. 机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为8，圆角半径为R=2。机体外型简单，拔模方便.
4. 对附件设计
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
C 油标和油尺：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D 通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
E 盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
F 定位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
G 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
名称
符号
计算公式
结果
箱座壁厚

8
箱盖壁厚

8
箱盖凸缘厚度

12
箱座凸缘厚度

12
箱座底凸缘厚度

20
轴承旁联接螺栓直径

M16
轴承旁联接螺栓通孔直径

17.5
轴承旁接沉头座直径
D0

26
轴承旁凸台凸缘尺寸
C1
C2

C1=32mm
C2=24mm
机盖与机座联接螺栓直径

=（0.5~0.6）
M12
机盖与机座联接螺栓通孔直径
D2

13.5
机盖与机座联接螺栓沉头座直径

26
箱缘尺寸（扳手空间）
C1
C2

C1=20mm
C2=16mm
地脚螺钉数目
n

6
地脚螺钉直径

M20mm
地脚螺钉通孔直径

25mm
地脚螺钉沉头座直径

48mm
底角凸缘尺寸
L1
L2

L1=32mm
L2=30mm
轴承端盖螺钉直径

=（0.4~0.5）
8mm
视孔盖螺钉直径

=（0.3~0.4）
8mm
减速器中心高
H
H=(1~1.12)a*
180
圆锥定位销直径

=（0.7~0.8）
12
轴承旁凸台半径
R

20
外机壁至轴承座端面距离
K
K=++（5~8）
52
轴承座孔长度

K+
62
大齿轮顶圆与内机壁距离

>1.2
14
齿轮端面与内机壁距离

>
12
箱盖，箱座
肋厚

8
轴承端盖外径

+（5~5.5）
120（1轴）
125（2轴）
130（3轴）

11 参考文献
（1）孙志礼 马兴国 黄秋波 闫玉涛 主编《机械设计》
北京：科学出版社，2008
（2） 巩云鹏 田万禄 张伟华 黄秋波 主编《机械设计课程设计》
北京：科学出版社，2008
（3）喻子建 张磊 邵伟平 主编《机械设计习题与解题分析》
沈阳：东北大学出版社，2000