《东北大学机械设计课程设计ZL(共38页).doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《东北大学机械设计课程设计ZL(共38页).doc（35页珍藏版）》请在taowenge.com淘文阁网|工程机械CAD图纸|机械工程制图|CAD装配图下载|SolidWorks_CaTia_CAD_UG_PROE_设计图分享下载上搜索。
1、精选优质文档-倾情为你奉上目录22778888930303030303030 30311一、设计任务书1 设计题目 ：设计胶带输送机的传动装置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102多灰尘稍有波动小批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-6140000.28500900二、电动机的选择计算1. 选择电动机系列 选用Y系列，三相异步电动机，封闭式结构，电压380伏2. 选择电动机功率滚筒转动所需有效功率 根据表4.2-9确定各部分的效率: 传动滚筒效率 滚筒=0.96联轴器效率 联 =0.99 滚动轴承效率 轴承
2、=0.98（圆锥滚子轴承）开式齿轮的传动效率 开齿=0.95（0.940.96）闭式齿轮的传动效率 闭齿=0.97（8级精度）所以，传动总效率为: 所需要电动机的功率为： 3. 确定电动机的转速 滚筒的转速为：现以同步转速为1500r/min和1000r/min两种方案进行比较，由1表4.12-1查得电动机数据，并计算出总传动比列于下表：方案号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1Y132S-45.515001440134.6422Y132M-65.5100096089.762n满/n滚为使传动装置内零件尺寸适当，结构紧凑，降低成本，选用方案2。电动
3、机为Y132M26型 ，额定功率5.5kw, 同步转速1000r/min,满载960r/min。由表4.12-2查得电动机中心高 H=132mm，外伸轴段 DE=38mm80mm。 三、传动比的分配： 1. 根据文献14.2-9 取2. 总传动比为：i3. 则减速器传动比为：4. 减速箱内高速级齿轮的传动比： 5. 减速箱内低速级齿轮的传动比： 说明：上面分配的传动比仅为初步值。四、传动装置的运动和动力参数：1.0轴： （即电动机轴） 2.轴： （减速器高速轴） 3.轴： （减速器中间轴） =213.618r/min 4.轴： （减速器低速轴） 5.轴： （和开式齿轮相连的传动轴） 6.轴：
4、（滚筒轴） 轴序号功率P(kw)转速n(r/min)转矩(Nm)传动型式传动比效率05.1696051.33联轴器1.00.995.10896050.814闭式齿轮传动4.4940.974.856213.618217.092闭式齿轮传动3.3290.974.61664.169686.980联轴器1.00.994.47864.169666.442开式齿轮传动60.954.16910.6953722.669五、闭式齿轮传动设计:（一）高速级齿轮的设计： 1. 材料的选择：由2表10-1选择得：小齿轮 40Cr 调质处理 齿面硬度 280HBS大齿轮 45钢 正火处理 齿面硬度 230HBS大、小齿
5、轮硬度相差50HBS（考虑经济性）应力循环次数:由2公式（10-13）计算得：取失效概率为1%，取接触强度计算的最小安全值：SHmin=1.0 由2图10-21（d）得：,由2图10-19得：，计算许用接触应力: 2. 按齿面接触强度确定中心距并确定有关参数和几何尺寸 小轮转矩： T1=50814Nmm初定螺旋角=13,。减速传动： ;取端面压力角： 基圆螺旋角： 由4.2-10,取中心距a=115mm。 a=115mm估算模数mn=(0.0070.02)a=0.84-2.4mm,取标准模数mn=2mm。 小齿轮齿数： mn=2mm大齿轮齿数： z2=uz1=91.655取z1=20，z2=9
6、2 z1=20， z2=92实际传动比 传动比误差：， 在允许范围内。 修正螺旋角： 与初选=130相近,ZHZ可不修正. 齿轮分度圆直径： 圆周速度： 由2表10-4得：取齿轮精度为8级。3. 验算齿面接触疲劳强度 按电机驱动,载荷稍有波动,由2表10-2,取KA=1.10由2图10-8，按8级精度和， 得Kv=1.03。齿宽。由2表10-4，按b/d1=46/41.071=1.120,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得KH=1.10。由2表10-5，得KH=1.4载荷系数 计算重合度齿顶圆直径 端面压力角 齿轮基圆直径 端面齿顶压力角 =1.636 基圆螺旋角: 计算齿面接触应
7、力故安全。4. 验算齿根弯曲疲劳强度按Z1=20，Z2=92, 得，得YN1=1.0，YN2=1.0mn=2mm5mm,故YX1=YX2=1.0取YST=2.0，SFmin=1.4计算许用弯曲应力YFa1=2.82，YFa2=2.23YSa1=1.57，YSa2=1.78因 6. 齿轮主要几何参数 z1=20, z2=92, u=4.494, mn=2 mm, z1=21， z2=94=, = mt=mn/cos=2/cos13.1160=2.053mm, mt=2.053mm a齿宽： 取 （二）低速级齿轮的设计：1.材料的选择根据工作条件及其载荷性质选择小齿轮 40Cr 调质处理 280H
8、BS大齿轮 45钢 正火处理 230HBS应力循环次数: 取失效概率为1%，取接触强度计算的最小安全值：SHmin=1.0 由2图10-21（d）得：,由2图10-19得：，由图5-16b，得,计算许用接触应力: 因，故取2.按齿面接触强度确定中心距并确定有关参数和几何尺寸小轮转矩： T3=686.980Nmm初定螺旋角： =13,。减速传动： ;取端面压力角：基圆螺旋角： 由式（5-39）计算中心距a由4.2-10,取中心距a=160mm。 a=160mm估算模数mn=(0.0070.02)a=1.123.2mm,取标准模数mn=2.5mm。 小齿轮齿数： mn=2.5mm大齿轮齿数： z2
9、=uz1=95.91取z1=29，z2=96 z1=29，z2=96实际传动比： 传动比误差：， 在允许范围内。 修正螺旋角： 与初选=130相近,ZHZ可不修正. 齿轮分度圆直径： 圆周速度 由2表10-4，取齿轮精度为8级.3.验算齿面接触疲劳强度 按电机驱动,载荷稍有波动,由2表10-2,取K=1.10由2图10-8，按8级精度和， 得KV=1.01齿宽 ： 。 b=64mm按b/d1=64/74.240=0.862,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得KH=1.07由2表10-3，得KH=1.4载荷系数：计算重合度齿顶圆直径： =79.240mm =250.76mm端面压力角
10、 =齿轮基圆直径 69.57mm 230.285mm端面齿顶压力角 1.685 1.754由式5-39,计算齿面接触应力故安全。4.验算齿根弯曲疲劳强度按Z1=29，Z2=96, 得，得YN1=1.0，YN2=1.0mn=2.5mmTC =82.1 Nm, n=3300r/minn=960r/min所以取减速器高速轴外伸段直径为d=32mm，长度L=60mm。 d=32mm L=60mm2.中间轴的设计 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据2表15-3，取A=115，于是得： 403.低速轴的设计一、低速轴外伸轴段： TC=KT=1.5686.980= 1030.47Nm根
11、据实际工作条件，查表4.7-2拟选： TL8型弹性柱销联轴器公称转矩 1250NmTC =1030.47 Nm, n=4000r/minn=64.169r/min取减速器低速轴外伸段直径为d=48mm，长度L=84mm。 d=48mm L=84mm二、初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据2表15-3，取A=115，于是得：（二）低速轴的强度校核1.有关参数及支点反力（1）参数计算作用在齿轮上的圆周力 Ft=N径向力 Fr=N轴向力 （2）计算支点反力.铅垂面支反力 RAY=N , RBY=3865.288N b. 水平面支反力 RAz=N RBX=N 2
12、.作弯矩图a. 垂直面弯矩MY图C点，b. c. 水平面弯矩MZ图C点右 C点左, d. 合成弯矩图C点右 C点左 3.转矩T图 4.计算弯矩Mca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点左边 =6.54105N.mmC点右边 =2.56105N.mmD 点右边 =4.12105N.mm5.核轴的强度由以上分析可见，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。查表8-1得查表8-3得。C点轴径 因为有一个键槽，轴径加大5%：， dc=50.92572.35mm 设计该点处轴径72mm，故安全。D点轴径 因为有一个键槽， dD=43.57
13、5S其它剖面与上述剖面相比，危险性小，不予校核。从上面轴的校核可以看出，所设计的轴是满足工作要求的。（三）高速轴的强度校核高速轴强度校核与低速轴相同，采用相同的方法校核之后，验证轴的强度达到要求，可用。（四）中间轴的强度校核中间轴的强度校核也与低速轴相同，采用相同的方法校核之后，验证轴的强度达到要求，可用。八、滚动轴承的选择及寿命验算(一)轴承的选择：高速轴 滚动轴承30208 （GB/T297-94）中间轴 滚动轴承30211 （GB/T297-94）低速轴 滚动轴承30212 （GB/T297-94）（二）轴承寿命验算1.低速轴轴承寿命验算（1）确定轴承的承载能力查表4.6-1，轴承302
14、12的 C=97800N（2）计算径向支反力 R1=1738.39N R2=4294.47N （3）计算派生轴向力S： S=R/2Y 查手册，30212轴承的Y=1.5， C= 97800N ，e=0.4 （4）求轴承的轴向载荷A： 由结构知 （5）计算轴承的当量动载荷P：； 插值确定查表，查表，按传动装置查取 根据合成弯矩图d,取N（6）校核轴承寿命因为 故 按轴承2计算，查表， 满足寿命要求。2.中间轴的轴承寿命验算中间轴轴承采用与低速轴轴承相同的寿命验算方法，通过验算之后，寿命够用，可选用30211型。3.高速轴的轴承寿命验算低速轴轴承采用与低速轴轴承相同的寿命验算方法，通过验算之后，寿
15、命够用，可选用30208型。九、键联接的选择和校核（一）键的选择1.高速轴上键的选择 选择A型键 L=40 GB1096-792.中间轴上键的选择A型键 L=32 GB1096-793.低速轴上键的选择齿轮处 选择B型键 L=50 GB1096-79外伸处 选择A型键 L=63 GB1096-79(二)键的校核1.齿轮处的键：齿轮材料为45钢，载荷稍有波动，静联接，查得K=0.5h=4.5mm =66.99Nmm2因，故安全。2.外伸处的键： K=0.5h=4.5mm =97.95N/mm2因，故安全。十、减速器的润滑及密封形式选择1.减速器的齿轮润滑选用中负荷工业齿轮油 GB5903-1986轴承采用稀油滑2.密封圈采用旋转轴唇型密封圈 高速轴选用 FB GB13871-92低速轴采用 FB GB13871-923.联轴器的选择：高速轴选用TL6型 低速轴采用TL8型4.油标尺 M12 材料 Q235A十一、参考文献1. 巩云鹏 孙德志 喻子建 著 机械设计课程设计东北大学出版社 2000年2. 濮良贵 纪名刚 著 机械设计 东北大学出版社 2006年3. 李树军 著机械原理东北大学出版社 2000年4. 孙志礼 冷兴聚 魏延刚 曾海泉 著机械设计东北大学出版社 2000年5. 教育部高等教育司主编 画法几何及机械制图高等教育出版社 1999.6年专心-专注-专业