机械设计课程设计前期计算

机械设计课程设计

说 明 书

东北大学

机械工程及自动化专业

2006级0608班

设 计 者：渠文宏

指导教师：

2009年5月4日

目 录

1 设计任务书 ...............................................................................................3 2 电动机的选择计算 ....................................................................................3 3 传动装置的运动及动力参数计算 .............................................................4 4 传动零件的设计计算 ................................................................................9 5 轴的设计计算 ........................................................... 错误！未定义书签。 6 低速轴的强度校核 .................................................... 错误！未定义书签。 7 滚动轴承的选择及其寿命验算 ................................. 错误！未定义书签。 8 键联接的选择和验算 ................................................ 错误！未定义书签。 9 联轴器的选择 ........................................................... 错误！未定义书签。 10 减速器的润滑及密封形式选择 ............................... 错误！未定义书签。 11 参考文献 ................................................................. 错误！未定义书签。

1 设计任务书

1.1 设计题目 ：

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 稍有波动 小批 1.3 技术数据：

题号 ZL-3 滚筒圆周力F(N) 12000 带速滚筒直径 滚筒长度 v(m/s) D(mm) L(mm) 0.30 450 800 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

PW?Fv1000?12000?0.301000?3.6kW

25?开齿轮?轴承?卷筒 传动装置总效率 ???弹联?刚联?闭齿轮 根据表4.2-9确定各部分的效率:

弹性联轴器的效率 ?弹联?0.993 刚性联轴器的效率 ?刚联?0.99

（8级精度） 闭式齿轮的啮合效率 ?闭齿轮?0.97开式齿轮的啮合效率 ?开齿轮?0.95 滚动轴承的效率 ?轴承?0.99 卷筒的效率 ?卷筒?0.96 则传动装置的总效率

???25弹联?刚联?闭齿轮?开齿轮?轴承?卷筒

?0.993?0.99?0.972?0.95?0.995?0.96?0.8022.3 确定电动机的转速

滚筒轴转速 n?60v?60?0.30?D??0.45?12.74r/min

W所需的电动机的功率 pr?pw??3.60.803?4.49kw

查表4.12-1，可选Y系列三相异步电动机Y132M2—6 型 ，额定功率5.5kW, 同步转速1000r/min,满载转速960 r/min。同时，查表4.12-2得电动机中心高 H=132mm，外伸轴段 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 i?n0?960n?75.59

W12.7 3.1.2 各级传动比的粗略分配

查表4.2-9 取i开?5 减速器的传动比 ii59减?i?75.开5?15.12

减速器箱内高速级齿轮传动比

i1?1.35i减?1.35?15.12?4.518 ??0.802i1?4.518

减速器箱内低速级齿轮传动比 i2?i减?15.12?3.347 i2?3.347

i14.5183.2 各轴功率、转速和转矩的计算

3.2.1 0轴（电动机轴）

p0?pr?4.49kw n0?960r/min T0?9.55?p0n?9.55?4.49?1030960?44.67N?m 3.2.2 Ⅰ轴（减速器高速轴）

p1?p0??ct?4.49?0.993?4.46kwn1?n0i?960r/min 013T1?9.55?p1n?9.55?4.46?101960?44.37N?m 3.2.3 Ⅱ轴（减速器中间轴） p2?p1??G?B?4.46?0.97?0.99?4.28kw n12?ni?960?212.48r/min 124.518TP24.28?1032?9.55?n?9.55?2212.5?192.3N?m

3.2.4 Ⅲ轴（减速器低速轴） p3?p2??G?B?4.28?0.97?0.99?4.11kw n23?ni?212.5r/min

233.347?63.53 T3?9.55?P3n?9.55?4.11?10363.5?618.1N?m P0=4.49KW n0?960r/minT0=44.67Nm

P1=4.46kw n1?960r/min

T1=44.37N.m P2=4.28kw

n2?212.5r/minT2=192.3N.m

P3=4.11kw n3=64r/min

T3=618.1N.m

3.2.5 Ⅳ轴（传动轴）

p4?p3?G?4.11?0.99?0.99?4.03kw P4=4.03kw

n4?n3i34?63.51?64r/min n4=64/min

3 T4?9.55?P4n4?9.55?4.03?1063.5?606.1N?m T4=606.1N/m

3.2.6 Ⅴ轴（卷筒轴）

p5?p4?B?k?4.11?0.99?0.95?3.79kw P5=3.79kw n5?n4i?63.55P5n5?12.7r/min

n5=13r/min

3 T5?9.55?

?9.55?3.79?1012.7?2849.96N.m T5=2849.96N.m

各轴运动及动力参数见下表

表1 各轴运动及动力参数表 轴序号 功 率转 速转 矩传动形式 P(kW) n(r/min) T(N.m) 0 4.49 960 44.67 弹性联轴器 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ

4.46 4.28 4.11 4.03 3.79 960 212.5 64 64 13 44.37 闭式齿轮 192.3 闭式齿轮 618.1 刚性联轴器 606.1 开式齿轮 2849.96 传动比 1 效率η 0.993 4.518 0.97 3.347 0.97 1.0 5.0 0.99 0.95 3.3 开式齿轮的设计

3.3.1 选择材料

小齿轮:QT500-3，调质处理，齿面硬度230--270HBS； 大齿轮:QT500-7，正火处理，齿面硬度180--200HBS。

3.3.2 根据齿根弯曲疲劳强度确定模数

初取小齿轮齿数Z5?20

则大齿轮齿数Z6?Z5i开?20?5?100

查图5-18得?Flim5?210N/mm2，?Flim6?205N/mm2 取SFmin?1.4 计算应力循环次数

N5?60n4jLh?60?66?1.0?(10?300?8?2)?1.83?108 N6?N5i开?1.83?1058?3.66?10

7查图5-19得YN5?YN6?1.0， 又YX5?YX6?1.0，取YST?2.0 由??F???FlimYSTSFminYNYX得

??F5??210?2.0 ??F6??1.4205?2.01.4?1.0?1.0?300N/mm2

2?1.0?1.0?292.9?293N/mm

查图5-14得 YFa5?2.8,YFa6?2.20 查图5-15得 YSa5?1.55,YSa6?1.81 则

YFa5YSa5?2.8?1.55300?0.72.20?1.81293?0.7?0.0206667

??F5?YFa6YSa6??F6?取

YFaYSa??0.0194149

??F??max{YFa5YSa5YFa6YSa6,}?0.0206667 [?F5][?F6]取KtY?t?1.1,?a?0.2

m?34KT4则

?3?a(u?1)Z52Y?YFaYSa[?F]?4.883mm

4?1.1?606100?0.02066670.2?(5?1)?202所以取m=5mm

3.3.3 齿轮5、6的主要参数 Z5=20, Z6=120, u=5, m=5mm

d5?mZ5?5?20?100mm

d6?mZ6?5?100?500mm

da5?d5?2ha*m?100?2?1.0?5?110mm da6?d6?2ha*m?500?2?1.0?5?510mm

df5?d5?2(h?c)m?100?2??1.0?0.25??5?87.5mm

**df6?d6?2(h?c)m?500?2??1.0?0.25??5?487.5mm

**a?d5?d62?100?5002?300mm

b6??aa?0.2?300?60mm

取b5?b6?6?70?8?68mm

db5?d5cos20?93.967..

?3.14?100?6460?103db6?d6cos20?469.846则小齿轮转速为v?vz5?0.33?20?d5n460?103?0.33

100100?0.066，由图（5-4a）得

kv?1.0，由表（5-3）取kA?1.184由图5-7a按b/d5=70/100=0.7，考虑齿轮悬臂布置

k??1.20，

由图5-4得 k??1.2 计算载荷系数

k?kAkvk?k??1.185?1.0?1.18?1.2?1.678

??5?arccosdb5da5db6da6?arccos93.969110?31.3215.

??6?arccos12??arccos469.846510?22.8880.

???[z5(tg?a5?tg?)?z6(tg?a6?tg?)]

?1.7057Y??0.25?0.75?0.25?0.751.7057

???0.6897

kY??1.678?0.6897?1.16与ktY?t?1.1相近 ，无须修正。

4 传动零件的设计计算

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:40cr锻钢，调质处理，齿面硬度250--280HBS （表5-1）；

大齿轮:45#锻钢，正火处理，齿面硬度 180--202HBS（表5-1）。 计算应力循环次数

N1?60n1jLh?60?960?1?(10?300?8?2)?2.7648?109

N2?N1i1?2.7648?104.5189?6.12?108

查图5-17，ZN1?1.0,ZN2?1.03 （允许一定点蚀） 由式5-29，ZX1?ZX2?1.0 取SHlim?1.0,ZW?1.0,ZLVR?0.92

由图5-16b，得?Hlim1?690N/mm2,?Hlim2?535N/mm2

由5-28式计算许用接触应力

?????H1Hlim1SHminZN1ZX1ZWZLVR

2?6901.0?1.0?1.0?1.0?0.92?634.8N/mm ??H2???Hlim2SHminZN2ZX2ZWZLVR?5351.0?1.03?1.0?1.0?0.92?507.0N/mm2

因??H2????H1?，故取??H????H2??507.0N/mm2 4.1.2 按齿面接触强度确定中心距

小轮转矩T1?44370N?mm 初定螺旋角??13?о,Z??cos??cos13??0.9872。

初取KtZ?2t?1.0，由表5-5得ZE?188.9N/mm减速传动，u?i?4.518;取?a?0.4 端面压力角

?t?arctg(tg?n/cos?)?arctg(tg20/cos13)?20.4829

???基圆螺旋角

?b?arctg(tg?cos?t)?arctg(tg13?cos20.4829)?12.2035βb=12.2035

ZH?2cos?bcos?tsin?t?2?cos12.2035cos20.4829??????。

sin20.4829?2.44

由式（5-39）计算中心距a

KT1?ZHZEZ?Z??at?(u?1)32?au??H?????2??

2?2.44?189.8?0.987??(4.518?1)3???118.79mm2?0.4?4.518?507.0?1.0?44370取中心距a=125mm。 a=125mm

估算模数mn=(0.007~0.02)a=0.875—2.5mm,

取标准模数mn=2mm。 mn=2mm 小齿轮齿数：z1?2acos?mn?u?1??2?125?cos132??4.518?1???22.07

大齿轮齿数： z2=uz1=4.518?22.07?99.712

取z1=22，z2=100 z1=22，z2=100 实际传动比i实?传动比误差

?i?i理?i实?100%?4.518?4.545?100%?3.5%?5%z2z1?10022?4.545

，

i理4.518在允许范围内。 修正螺旋角

??arccosmn(z2?z1)?(22?100)2??arccos22?125?12.5781? ?12?34'41\与初选β=130相近,ZH`Zβ可不修正. 齿轮分度圆直径

d1?mnz1/cos??2?22/cos12.5781??45.082mm d2?mnz2/cos??2?100/cos12.5781??204.918mm

圆周速度v??d1n160?103???45.082?96060?103?2.26m/s

由表5-6,取齿轮精度为8级. 4.1.3 验算齿面接触疲劳强度

按电机驱动,稍有波动,由表5-3,取KA=1.185 由图5-4b，按8级精度和

vz1/100?2.26?22/100，

?0.497m/s取Kv=1.035。齿宽b??aa?0.4?125?50mm。

由图5-7a，按b/d1=50/45.082=1.11,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得K??1.10。 查表5-4，得K??1.2

载荷系数K?KAKvK?K??1.185?1.035?1.10?1.2?1.708 计算重合度??,?? 齿顶圆直径

da1?d1?2h*amn?45.082?2?1.0?2?49.082mm

??12.5781?

da2?d2?2ha*mn?204.918?2?1.0?2?208.918mm 端面压力角

?t?arctg(tg?n/cos?)?arctg(tg20?/cos12.5781?)?20.4515? 齿轮基圆直径

db1?d1cos?t?45.082?cos20.4515??42.240mm db2?d2cos?t?204.918?cos20.4515??192.002mm 端面齿顶压力角 ?at1?arccosdb1da1db2da2?arccos42.24049.082192.002208.918?30.6159?

?at2?arccos12??arccos?23.2152?

????12??z1(tg?at1?tg?t)?z2(tg?at2?tg?t)???22?(tg30.6159?tg20.4515)?100?(tg23.3152?tg20.4515)?????1.691???bsin??mn?50sin12.5781???21?1.734

由式（5-43）得 Z?????11.691?0.769

由式（5-42）得Z??cos??cos12.5781??0.988 由式（5-41）得

?b?arctg(tg?cos?t)?arctg(tg12.5781?cos20.4515)?11.8083???

ZH?2cos?bcos?tsin?t?2?cos11.8083cos20.4515???sin20.4515?2.445

由式5-39,计算齿面接触应力

?H?ZHZEZ?Z?2KT1u?1bd12u2?1.708?4467050?45.08222?2.445?189.8?0.769?0.988?2?4.545?14.545

?477.2N/mm??H?507.0N/mm??故安全。

4.1.4 验算齿根弯曲疲劳强度 按Z1=22，Z2=100,

由图5-18b，得?Flim1?290N/mm2，?Flim2?202N/mm2 由图5-19，得YN1=1.0，YN2=1.0 由式5-32，mn=2mm<5mm,故YX1=YX2=1取YST=2.0，SFmin=1.4 由式5-31计算许用弯曲应力

。

?????F1Flim1YSTSFminFlim2YN1YX1?290?21.4?1.0?1.0?414N/mm2

?????F2YSTSFmin3YN2YX2?3202?21.4?1.0?1.0?289N/mm2

ZV1?Z1/cos??22/cos12.5781?23.66ZV2?Z2/cos??100/cos12.578133..

?107.56由图5-14得YFa1=2.70，YFa2=2.20 YSa1=1.58，YSa2=1.82

由式（5-47）计算Yβ，因???1.774?1.0，取???1.0

Y??1????120??1?1?12.5781120???0.895

由式（5-48）得

Y??0.25?0.75cos2?b???0.25?0.75?cos12.20351.6912??0.674

由式（5-44）得

?F1?2KT1bd1mnYFa1Ysa1Y?Y??2?1.708?4467050?45.082?2?2.70?1.58?0.675?0.895 ?87.2N/mm2???F1??414N/mm2故安全。

?F2??F1YFa2YSa2YF1YSa1?87.2?2.20?1.822.70?1.58 ?80.9N/mm2?289N/mm2也安全。

4.1.5 齿轮主要几何参数 z1=22, z2=100, u=4.545, mn=2 mm, β0=12?34'41\, mt=mn/cosβ=2/cos12.57810=2.049mm, d1=45.082mm, d2=204.918 mm,

da1=49.082mm, da2=208.918 mm df1=40.082mm, df2=199.918 mm a=125mm

b2?b?50mm, b1=b2+(5~10)=58mm

4.2 减速器低速级齿轮的设计计算

4.2.1材料的选择：

小齿轮:40cr锻钢，调质处理，齿面硬度 250--280HBS； 大齿轮:45#锻钢，正火处理，齿面硬度 180--210HBS。

计算应力循环次数

N3?60n1jLh?60?212.5?1?(10?300?8?2)?6.12?10

8 N4?N3i23?6.12?103.3478?1.83?10

8查图5-17，ZN3=1.05 ZN4=1.12（允许一定点蚀）， 由式5-29，ZX3=ZX4=1.0 ，取SHmin=1.0 Zw=1.0 ZLVR=0.92

按齿面硬度250HBS，180HBS计算，

由图5-16b，得?Hlim3?690N/mm2 ?Hlim4?535N/mm2 由式5-28计算许用接触应力 ??H3???Hlim3SHminHlim4ZN3ZX3ZLVR?6901.0?1.05?1.0?0.92?666.5N/mm2

?????H4SHminZN4ZX4ZWZLVR?25351.0?1.12?1.0?1.0?0.92

?551.3N/mm 因??H4????H3?，故取??H????H4??551.3N/mm2。 4.2.2 按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩T3=192300N·mm 初定螺旋角β=13о,Z??cos??cos13??0.987

初取KtZ?2t?1.0，由表5-5得ZE?189.8N/mm2 减速传动，u?i23?3.347; 取?a?0.4。 由式（5-41）计算ZH 端面压力角

?t?arctan(tan?n/cos?)?arctan(tan20/cos13)?20.4829000

基圆螺旋角

?b?arctan(tan?cos?t)?arctan(tan13cos20.4829)?12.20352cos?bcos?tsin?t2cos12.2035cos20.4829?o?000

ZH??sin20.4829?2.44

由式（5-39）计算中心距a

KT3?ZHZEZ??at?(u?1)32?au??H???????2

2?(3.283?1)3?2.44?189.8?0.987???2?0.4?3.347?551.3?1.0?192300?159.469mm取中心距a=160 mm。 a=160 mm

估算模数mn=(0.007～0.02)a=1.12-3.2mm

取标准模数mn=3mm。 mn=3mm 小齿轮齿数z3?2acos?mn?u?1??2?160?cos133??3.347?1?.?23.91

大齿轮齿数z4?uz3?3.347?23.91?80.02。

取Z3=24，Z4=80。 Z3=24，Z4=80 实际传动比i实?传动比误差

z4z3?8024?3.333

?i?i理?i实i理?100%?3.347?3.3333.347?100%?0.41%?5%，

在允许范围内。 修正螺旋角

??arccosmn(z4?z3)2??arccos3?(24?80)2?160?12.8386??1250190'\..

与初选β=130相近,ZH、Z?可不修正. 齿轮分度圆直径

d3?mnz3/cos??3?24/cos12.8386d4?mnz4/cos??3?80/cos12.8386??73.846mm

??246.154mm

圆周速度v??d3n360?103???73.846?212.56?103?0.821m/s

由表5-6,取齿轮精度为8级. 4.2.3 验算齿面接触疲劳强度

按电机驱动,载荷平稳,由表5-3,取KA=11

由图5-4b， 按8级精度和vz1/100?0.27?24/100?0.065m/s， 得Kv=1.0。

齿宽b??aa?0.4?160?64mm。

由图5-7a，按b/d1=64/73.846=0.867,

考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得Kβ=1.07。 由表5-4，得K?=1.2

载荷系数K?KAKvK?K??1.1?1.02?1.07?1.2?1.427 计算重合度????： 齿顶圆直径

da3?d3?2ha*mn?73.846?2?1.0?3?79.846mm da4?d4?2ha*mn?246.154?2?1.0?3?252.154mm 端面压力角

?t?arctg(tg?n/cos?)?arctg(tg20?/cos12.8386?)?20.4707? 齿轮基圆直径

db3?d3cos?t?73.846?cos20.4707??69.183mm db4?d4cos?t?246.154?cos20.4707??230.610mm 端面齿顶压力角 ?at3?arccosdb3da3db4da4?arccos69.18379.846230.610252.154?29.9507?

?at4?arccos12??arccos?23.8567?

????12??z3(tg?at3?tg?t)?z4(tg?at4?tg?t)???24?(tg29.9507?tg20.4707?)?80?(tg23.8567??tg20.4707?)??1.654???bsin??mn?64sin12.8386???31??1.51

由式5-43计算Z??11.654???0.777

由式5-42计算Z??cos??cos12.8386由式5-41计算ZH

??0.987

?b?arctg(tg?cos?t)?arctg(tg12.8386?cos20.4707)?12.0523ZH?2cos?bcos?tsin?t?2?cos12.0523cos20.4707??????sin20.4707?2.443

由式5-39,计算齿面接触应力

?H?ZHZEZ?Z2KT?3u?1ubd?23?2.443?189.8?0.777?0.987?

?544.6N/mm22?1.652?18994064?73.84623.333?13.333???H??551.3N/mm2故安全。

4.2.4 验算齿根弯曲疲劳强度 按Z1=24，Z2=80,

由图5-18b,得?Flim3?290N/mm2,?Flim4?202N/mm2 由图5-19，得YN3=1.0，YN4=1.0

由式5-32，mn=3mm<5mm,故YX3=YX4=1取YST=2.0，SFmin=1.4 由式5-31计算许用弯曲应力

?????F3Flim3YSTSFminFlim4YN3YX3?290?2.01.4202?2.01.43?1.0?1.0?414N/mm2

?????F4YSTSFmin3YN4YX4??1.0?1.0?289N/mm2

ZV3?Z3/cos??24/cos12.8386ZV4?Z4/cos??80/cos12.83863300?25.89,?86.31

由图5-14得YFa3?2.70,YFa4?2.23 由图5-15得YSa3?1.60,YSa4?1.78

由式5-47得计算Y?，因为???1.51?1.0，取?b?1.0 Y??1????120??1?1.0?12.83861202???0.893

Y??0.25?0.75cos?b由式5-48计算

?0.25???2?

?0.6840.75?cos12.05231.654由式5-44计算齿根弯曲应力

?F3?2KT3bd3mnYFa3Ysa3Y?Y??22?1.652?18994064?73.846?32?2.70?1.60?0.684?0.893

?116.8N/mm?[?F3]?414N/mm故安全。

?F4??YFa4YSa4F3YF3YSa32?116.8?2.23?1.782.70?1.60

2?107.3N/mm?[?]?289N/mmF4也安全。

4.2.5 低速级齿轮主要参数

Z3=24,Z4=80,u=3.333，??12.8386\,m=3mm，

mt?m/cos??3/cos12.83860?3.077

d3?73.846mm d4?246.154mm da4?252.154mm

*da3?79.846mmdf3?d3?2ha?cmn?73.846?2??1?0.25??3?66.346mm

*??df4?d4?2ha?cmn?246.154?2??1?0.25??3?238.654mm

**??a?12?d3?d4??12?73.846?246.154??160mm

b4?b?64mm 取b3?b4??5~10??64?8?72mm

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