机械课程课程设计zl-6.docx

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82清洁平稳小批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 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系列电动机2） 滚筒转动所需要的有效功率传动总效率 根据表4.2-9确定各部分的效率:传动滚筒效率 滚=0.96弹性联轴器效率 弹=0.993 联轴器效率 联=0.99滚动轴承效率 轴承=0.99开式齿轮的传动效率 开齿=0.95闭式齿轮的传动效率 闭齿=0.97（8级）3).所需的电动机的功率 Pr=4.89kw按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y系列 查表4.12-1所选的Y型三相异步电动机的型号为Y132S-4型，或选Y132M2-6型。滚筒转速 现以同步转速为Y132S-4型（1500r/min） 及Y132M2-6型（1000r/min）两种方案比较，由2表4.12-1查得电动机数据，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-45.515001440134.582Y132M2-65.5100096089.72 比较两种方案，选电动机Y132M26型 ，额定功率5.5kw,同步转速1000r/min,满载转速960r/min。同时，由2表4.12-2查得电动机中心高 H=132mm，外伸轴段 DE=38mm80mm。 三、传动装置的运动及动力参数计算 （一）. 分配传动比1） 总传动比 2）各级传动比的粗略分配 由2表4.2-9 取i开6 减速器的传动比： 减速箱内高速级齿轮传动比 i1=4.493 减速箱内低速级齿轮传动比 i2=3.328 （二） 各轴功率、转速和转矩的计算1 0轴：（电动机轴） P0=4.89KW n0=960r/min T0=48.64Nm2 轴： （减速器高速轴） P1=4.86kw n1=960r/min T1=48.35N.m 3. 轴： （减速器中间轴） P2=4.67kw n2=213.7r/min T2=208.70N.m 4. 轴：（减速器低速轴） P3=4.48kw n3=64.2r/min T3=666.42N.m5. 轴： （传动轴） P4=4.39kw n4=64.2r/min T4=653.03N/m 6. 轴： （滚筒轴） P5=4.21kw n5=10.7r/min T5=3757.52N.m参数汇总轴序号功率P(kw)转速n(r/min)转矩(N.m)传动形式传动比效率04.8996048.644.86960 48.35联轴器10.9934.67213.7208.70闭式齿轮4.4930.964.4864.2666.42闭式齿轮3.3280.964.3964.2 653.03联轴器10.994.2110.73757.52开式齿轮60.94（三） 设计开式齿轮1） 选择材料小齿轮选用40Cr钢，调质处理，齿面硬度241286HBS，大齿轮选用ZG310-570号钢，正火处理，齿面硬度162185HBS。 2). 按齿根弯曲疲劳强度确定模数 初取中心距a=280mm估算模数m=(0.0070.02)a=(0.0070.02)280=1.965.6mm取m=4mm m=4mm （1 表 5-7）小齿轮的齿数 Z1=20大齿轮的齿数 Z2=120 开式齿轮相关参数：m=4mm 1.齿轮分度圆直径 d1=80mm d2=480mm 2.齿轮齿顶圆直径 da1=88mm da2=488mm 3.齿轮基圆直径 db1=75.18mm db2=451.05mm4.圆周速度 m/s5.齿宽 b=56mm 四、传动零件的设计计算 1.高速级斜齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数 1）材料选择及热处理 小齿轮1选用45号钢，热处理为调质HBS1=280. 大齿轮2选用45号钢，热处理为调质HBS2=240.两者皆为软齿面。 2）选用8级精度。 3）选小齿轮齿数z1=22,大齿轮齿数z2=99 4）选取螺旋角=160。 2.按齿面接触疲劳强度设计 d1t32KtT1du1uZHZEH2 (1)确定公式内各计算数值1）试选Kt=1.62)由文献【1】图10-30选取区域系数ZH=2.433.3)由文献【1】图10-26查得1=0.75，2=0.85，=12=1.6.4）小齿轮传递的转矩T1 =4.826104N。5）按文献【1】表10-7选取齿宽系数d=16)由文献【1】表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa127) 由文献【1】图10-21按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa；大齿轮接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa8)由文献【1】式10-13计算应力循环次数N1=60n1jLh=609601(283008)=2.212109N2=60n2jLh=609601(283008)/4=5.531089)按文献【1】图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90,KHN2=1.05.10)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由文献【1】式（10-12）得H1=KHN1lim1S=0.90600MPa=540MPaH2=KHN2lim2S=1.01550MPa=577.5MPaH=H1H22=540+577.52=558.75MPa（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径d1t=321.64.82610411.6542.433189.8558.752=43.472）计算圆周速度V=d1tn1601000=43.47960601000=2.19m/s.3)计算齿宽b及模数mnt。b=dd1t=143.47=43.47mnt=d1tcosZ1=43.47cos16022=1.89h=2.25 mnt=2.251.89=4.26b/h=10.184）计算纵向重合度。 =0.318dZ1tan=0.318122 tan160=25）计算载荷系数K已知使用系数KA=1,根据v=1.92m/s,7级精度，由文献【1】图10-8查得动载系数KV=1.08,由文献【1】表10-4查得KH=1.308,由文献【1】图10-13查得KF=1.26.由文献【1】表10-3查得KH=KF=1.2。故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.081.21.308=1.76）按实际的载荷校正所算得的分度圆直径，由文献【1】式（10-10a）得 d1=d1t3KKt=43.4731.71.6=44.327)计算模数mnmn=d1cosz1=44.32cos16022=1.943.按齿根弯曲强度设计由文献【1】式10-17 mn32KT1YCOS2dZ12YFaYSaF（1）确定计算参数1）计算载荷系数。 K=KAKVKFKF=11.081.21.26=1.6332)根据纵向重合度=2，从文献【1】图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.86.3）计算当量齿数。ZV1=Z1COS3=22COS316=24.77ZV2=Z2COS3=99COS316=111.64)查取齿形系数由文献【1】表10-5查得YFa1=2.623；YFa2=2.1705）查取应力校正系数。有由文献【1】表10-5查得YSa1=1.588；YSa2=1.796)由文献【1】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa。7）由文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88,KFN2=0.90。8）计算弯曲疲劳许用应力 1取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由文献【1】式（10-12）得：F1=KFN1FE1S=0.885001.4=314.29MPaF2=KFN2FE2S=0.903801.4=244.29MPa9)计算大小齿轮的YFaYSaF并加以比较YFaYSaF1=2.631.588314.29=0.01325YFaYSaF1=2.1981.789244.29=0.01598大齿轮的数值大。（2）设计计算mn321.63341040.86COS216012221.60.016=1.449对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=1.5，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=44.32应有齿数。于是由 Z1=d1cosmn=44.32COS1601.5=28.4 取Z1=29,则Z2=uZ1=4.49329=130。4.几何尺寸计算（1）计算中心距 a=(Z1+Z2)mn2COS=(29+130)22COS160=124（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =cos-1（Z1+Z2)mn2a=cos-1(29+130)22130=16.070因值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径d1=Z1mnCOS=292COS16.07045.25mmd2=Z2mnCOS=1302COS16.070=202.8(4)计算齿轮宽度 b=bd1=145.25=45.25圆整后B2=45,B1=505主要设计计算结果。中心距： a=124；法面模数： mn=1.5mm；螺旋角： =16.070齿数; Z1=29,Z2=130分度圆直径：d1=45.25,d2=202.8mm齿顶圆直径：da1=48.25mm,da2=205.8mm齿根圆直径：df1=42.25mm,df2=199.8mm齿宽： B2=45,B1=50材料选择及热处理 小齿轮1选用45号钢，热处理为调质HBS1=280. 大齿轮2选用45号钢，热处理为调质HBS2=240.2:低速斜齿轮传动的设计计算1）材料选择及热处理 小齿轮1选用45号钢，热处理为调质HBS1=280. 大齿轮2选用45号钢，热处理为调质HBS2=240.两者皆为软齿面。2）选用8级精度。 3）选小齿轮齿数z1=30,大齿轮齿数z2=99.84 4）选取螺旋角=160。 2.按齿面接触疲劳强度设计 d1t32KtT1du1uZHZEH2 (1)确定公式内各计算数值1）试选Kt=1.62)由文献【1】图10-30选取区域系数ZH=2.433.3)由文献【1】图10-26查得1=0.76，2=0.85，=12=1.61.4）小齿轮传递的转矩T1 =2.087105N。5）按文献【1】表10-7选取齿宽系数d=16)由文献【1】表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa127) 由文献【1】图10-21按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa；大齿轮接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa8)由文献【1】式10-13计算应力循环次数N1=60n1jLh=5.53108N2=60n2jLh= 1.891089)按文献【1】图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=1.05,KHN2=1.08.10)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由文献【1】式（10-12）得H1=KHN1lim1S=1.05600MPa=630MPaH2=KHN2lim2S=1.08550MPa=594MPaH=H1H22=612MPa（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径d1t=321.62.08710511.613.932.932.433189.86122=68.162）计算圆周速度V=d1tn1601000=68.16240601000=0.76m/s.3)计算齿宽b及模数mnt。b=dd1t=168.16=68.16mnt=d1tcosZ1=68.16cos16030=2.18h=2.25 mnt=2.252.18=4.89b/h=57.614.15=13.884）计算纵向重合度。 =0.318dZ1tan=0.318130 tan160=2.745）计算载荷系数K已知使用系数KA=1,根据v=0.72m/s,7级精度，由文献【1】图10-8查得动载系数KV=1.05,由文献【1】表10-4查得KH=1.31,由文献【1】图10-13查得KF=1.283.由文献【1】表10-3查得KH=KF=1.2。故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.051.21.31=1.656）按实际的载荷校正所算得的分度圆直径，由文献【1】式（10-10a）得 d1=d1t3KKt=68.1631.651.6=68.857)计算模数mnmn=d1cosz1=68.85cos16030=2.203.按齿根弯曲强度设计由文献【1】式10-17 mn32KT1YCOS2dZ12YFaYSaF（1）确定计算参数1）计算载荷系数。 K=KAKVKFKF=11.051.21.283=1.6172)根据纵向重合度=2.74，从文献【1】图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.86.3）计算当量齿数。ZV1=Z1COS3=30COS316=33.78ZV2=Z2COS3=90COS316=994)查取齿形系数由文献【1】表10-5查得YFa1=2.52；YFa2=2.1755）查取应力校正系数。由文献【1】表10-5查得YSa1=1.625；YSa2=1.8016)由文献【1】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa。7）由文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.9,KFN2=0.88。8）计算弯曲疲劳许用应力 1取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由文献【1】式（10-12）得：F1=KFN1FE1S=0.95001.4=321.43MPaF2=KFN2FE2S=0.883801.4=238.86MPa9)计算大小齿轮的YFaYSaF并加以比较YFaYSaF1=2.521.625321.43=0.01274YFaYSaF1=2.1751.801238.86=0.01635大齿轮的数值大。（2）设计计算mn321.6172.0871050.86COS216013021.610.01635=1.82对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.00，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=68.85l来计算应有齿数。于是由 Z1=d1cosmn=68.85COS1602=32.76 取Z1=33,则Z2=uZ1=3.32833=110。.4.几何尺寸计算（1）计算中心距 a=(Z1+Z2)mn2COS=(33+11)22COS160=148.76 将中心圆整为114。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =cos-1（Z1+Z2)mn2a=cos-1(33+110)22114=15.990因值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径d1=Z1mnCOS=332COS15.990=68.66mmd2=Z2mnCOS=1102COS15.990=228.87(4)计算齿轮宽度 b=bd1=168.66=68.66圆整后B2=70,B1=755主要设计计算结果。中心距： a=148.76；法面模数： mn=2mm；螺旋角： =15.990齿数; Z1=33,Z2=110分度圆直径：d1=68.66,d2=228.87mm齿顶圆直径：da1=72.66mm,da2=232.87mm齿宽：B2=70,B1=75材料选择及热处理 小齿轮1选用45号钢，热处理为调质HBS1=280. 大齿轮2选用45号钢，热处理为调质HBS2=240.五 轴的设计计算（一） 高速轴的设计1 初步估定减速器高速轴外伸段轴径 又由Y132M2-6电机的轴径为38mm则d=(0.81.0)d电机 =（0.81.0）38=30.438mm 取d=32mm d=32mm2 选择联轴器 根据传动装置的工作条件拟选HL型弹性柱销联轴器（GB5014-1985）。 计算转矩为 TC=KT=1.548.64= 72.96Nm由表4.7-2，选TL6型弹性套柱销联轴器，公称转矩250NmTC =72.96 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=82mm。 L=82mm （二） 中间轴的设计 ，取40 40 （三） 低速轴的设计计算mm,因轴端处需开一个键槽，轴径加大,取55。 55 因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。 六 轴的强度校核作用在齿轮上的圆周力 Ft=4331.71N径向力 Fr=1611.36N 轴向力 F（） 绘轴的受力简图，求支座反力.垂直面支反力 RAY=1186.94N , RBY=3144.77N b. 水平面支反力得， RAz=1299.60N RBX=311.76N (2)作弯矩图a. 垂直面弯矩MY图C点 ， MCY=152522 Nmm b. 水平面弯矩MZ图C点右 MCX =15120.36N.mm C点左, MCX=166998.6N.mm c. 合成弯矩图C点右, M C点左 MN.mm （） 作转矩T图 T=666416.26（） 作计算弯矩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 McaC=459381.mm C点右边 McaC=231000N.mm D 点右边MMcaD=399849.76N.mm （） 校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。该值小于原 dc=44.5865mm 设计该点处轴径65mm，故安全。D点轴径 dD=40.54S 取，所以1-1剖面安全。b.