哈工大机械设计课程设计四篇.doc

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(一)设计题目.3 1.设计数据及要求：.3 2.传动装置简图：.3 （二）选择电动机.3 1.选择电动机的类型.3 2.选择电动机的容量.3 3.确定电动机转速.4 （三）计算传动装置的总传动比.5 1.总传动比.5i 2.分配传动比.5 （四）计算传动装置各轴的运动和动力参数.5 1.各轴的转速.5 2.各轴的输入功率.5 3.各轴的输出转矩.5 二、传动零件的设计计算二、传动零件的设计计算.6 （一）高速齿轮传动.6 1.选择材料、热处理方式及精度等级.6 2.初步计算传动主要尺寸.6 3.计算传动尺寸.8 （二）低速速齿轮传动（二级传动）.10 1.选择材料、热处理方式及精度等级.10 2.初步计算传动主要尺寸.10 3.计算传动尺寸.12 （三）验证两个大齿轮润滑的合理性.15 （四）根据所选齿数修订减速器运动学和动力学参数。.15 1.各轴的转速.15 2.各轴的输入功率.15 3.各轴的输出转矩.16 三三. .轴的设计计算轴的设计计算.16 (一)高速轴(轴)的设计计算.16 1.轴的基本参数-轴：.16 2.选择轴的材料.17 3.初算轴径.17 4.轴承部件的结构设计.17 5.轴上键校核设计.19 6.轴的强度校核.19 7.校核轴承寿命.22 (二)中间轴(轴)的设计计算.23 1.轴的基本参数-轴：.23 2.选择轴的材料.23 3.初算轴径.23 4.轴承部件的结构设计.24 5.轴上键校核.25 . . 6.轴的受力分析.25 7.校核轴承寿命.29 (三)输出轴(轴)的设计计算.30 1.轴的基本参数-轴：.30 2.选择轴的材料.30 3.初算轴径.30 4.轴承部件的结构设计.31 6.轴的强度校核.32 7.校核轴承寿命.35 (四)整体结构的的最初设计.36 1.轴承的选择.36 2.轴承润滑方式及密封方式.37 3.确定轴承端盖的结构形式.37 4.确定减速器机体的结构方案并确定有关尺寸.37 四四. .设计参考文献设计参考文献: :.38 一、传动装置的总体设计 (一)设计题目 课程设计题目：带式运输机传送装置 1.设计数据及要求： . . 设计的原始数据要求： F=1900N；d=250mm；v=0.9m/s 机器年产量：大批量； 机器工作环境：有尘； 机器载荷特性：平稳；机器最短工作年限：5 年 2 班。 2.传动装置简图： （二）选择电动机 1.选择电动机的类型 根据参考文献2，按工作要求和工作条件选用 Y 系列三相笼型异步电动机。全 封闭自扇冷式结构，电压为 380V。 2.选择电动机的容量 工作机的有效功率为： 1900 0.9 1.71 10001000 w Fv PkWkW 从电动机到工作机传送带间的总效率为： 242 1234 式中：分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。联轴1234、 器选用弹性联轴器，轴承为角接触球轴承，齿轮为 8 级精度齿轮，由参考文献 2表 9.1 取。则：12340.990.990.970.96、 242 0.990.990.970.960.85 . . 所以电动机所需要的工作功率为： 1.71 2.01 0.85 w d PkW PkW 3.确定电动机转速 按参考文献2表 9.2 推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比 ，而工作机卷筒轴的转速为： 840i : 60 100060 1000 0.9 69 / min 250 w v nr d 所以电动机转速的可选范围为： (840) 69(5502750) / mindwni nr : 符合这一范围的同步转速有 750 r/min、1000 r/min、1500 r/min 三种。综合 考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑， 决定选用同步转速为 1000r/min 的电动机，另需要其中电机工作所需额定功率： 。eddPP 根据电动机类型、容量和转速，由参考文献2表 15.1 以及有关手册选定 电动机型号为 Y112M-6。其主要性能如下表： 电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/min) 起动转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 Y112M-62.29402.02.0 由参考文献2表 15.2 查得电动机的主要安装尺寸及外形尺寸如下： 型号 HABCDEFGDGK Y112M-6112190140702860872412 -bb1b2hAABBHAL1 -2451901152655018015400 电动机的外形尺寸图如下： （三）计算传动装置的总传动比 1.总传动比为：i 940 13.6 69 m w n i n . . 2分配传动比： ii i 考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相接近，取，故：ii=1. 4 1.41.4 13.64.36ii= 13.6 3.12 4.36 i i i = （四）计算传动装置各轴的运动和动力参数 1.各轴的转速 轴940 / minmnnr 轴 940 215.6/ min 4.36 n nr i = 轴 215.6 69.1 / min69/ min 3.12 n nrr i 卷筒轴69/ minwmnnr 2.各轴的输入功率 轴2.01 0.991.99dPPkW= 轴230.99 0.971.91PkW =P=1. 99 轴230.99 0.971.83PkW P =1. 91 卷筒轴210.99 0.991.79PkW 卷P =1. 83 3.各轴的输出转矩 电动机轴的输出转矩为dT 664 2.01 9.55 109.55 102.04 10 940 / min d d m PkW TN mm nr 所以： 轴 44 2.04 100.992.02 10TTN mmN mm:d= = 轴 44 232.02 100.99 0.97 4.3610TN mmN mm :=Ti =8. 46 轴 45 23100.99 0.97 3.1210TiN mmN mm :T =8. 46=2. 53 卷筒轴 55 21100.99 0.992.48 10TN mmN mm :卷T =2. 53= 将上述计算结果汇总于下表得: 轴名功率 kW转矩 T/(Nmm) 转速 n/(r/min) 传动比 i效率 . . 电机轴 2.01 4 2.04 1094010.99 轴 1.99 4 2.02 10940 4.360.96 轴 1.91 4 8.46 10215.6 轴 1.83 5 2.53 1069 3.120.96 卷筒轴 1.79 5 2.48 106910.97 二、传动零件的设计计算 （一）高速齿轮传动 1选择材料、热处理方式及精度等级 考虑到此考虑到高速级齿轮传动传递功率约 2.2kW，且该齿轮传动为闭式传动。 故大、小齿轮均选用 40Cr，热处理方式为调质-表面淬火，由参考文献1表 6.2 得到齿面硬度为，选用 8 级精度。4855HRC: 2.初步计算传动主要尺寸 因为大、小齿轮均选用硬齿面，齿面抗点蚀能力较强所以初步决定按照齿根弯 曲疲劳强度设计齿轮传动的主要参数及尺寸。由参考文献1式（6.25） ，即 2 1 3 2 1 2cos t FS n d F K TY Y Y Y m z 式中各参数为： 1)小齿轮传递的扭矩 44 2.04 100.992.02 10TTN mmN mm:d= = 2) 初选,（后面予以说明计算校验，最小根切齿数）则17z= minz=15.57 ，考虑中心距及减速器的结构尺寸问题，选取 211 17 4.3674.12zzi ，则。 2 70z 1 70/174.12i 3)初选。K1.3 t 4)初选螺旋角，由参考文献1式 6.1 得端面重合度:13= 。 . . 12 1111 1.883.2cos1.883.2cos13 1770 1.65 zz 则查参考文献1图 6.22 查得重合度系数0.72Y 5) 硬齿面非对称布置，按参考文献1表 6.6取 d 0.30.6: d 0.6 6)由参考文献1式(6.2)，轴面重合度： d1 0.318z tan0.318 0.6 17tan130.749 由参考文献1图 6.28 查得：螺旋角系数：0.91Y 7) FS YY齿形系数和应力修正系数 当量齿数： 1 1 33 2 2 33 z17 18.38 coscos 13 z70 75.68 coscos 13 v v z z 。 。 由参考文献1图 6.20 查得： 12 2.88,2.24 FF YY 由参考文献1图 6.21 查得：（均由线性插值法得到） 12 1.54,1.78 SS YY 8) 许用弯曲应力可由参考文献1式 6.29，即算得。 Flim YN F FS 由参考文献1图 6.29h 查得接触疲劳极限应力 lim1lim2 360 FF MPa 由参考文献1表 6.7 查得安全系数1.25 F S 小齿轮与大齿轮的应力循环系数分别为： 9 1 1 9 8 1 2 1 6060 940 1.0 5 2 250 81.128 10 1.128 10 2.738 10 4.12 hNn aL N N i 由参考文献1图 6.32 查得寿命系数 12 1.0 NN YY 故需用弯曲应力 1Flim1 1 Y1.0 360 288 1.25 N F F MPaMPa S . . 2Flim2 2 Y1.0 360 288 1.25 N F F MPaMPa S 11 1 Y Y2.88 1.54 0.0154 288 FS F MPaMPa 22 2 Y Y2.24 1.78 0.0138 288 FS F MPaMPa 所以 11 1 Y YY Y 0.0154 FSFS FF MPa 则，初算模数： 1n m 2 1 3 1 2 1 42 3 2 2cos 2 1.3 2.02 100.72 0.91 cos 13 0.0154 0.6 17 1.43mm t FS n d F K TY Y Y Y m z 。 3.计算传动尺寸 （1)计算载荷系数 K 由参考文献1表 6.3 查得使用系数（平稳）1.00 A K 111 1 1 1.43 17 940 1.23/ 60 100060 1000cos60 1000 cos13 tn d nm z n vm s 由参考文献1表 6.7 查得动载系数1.08 v K 由参考文献1图 6.12 查得齿向载荷分布系数1.09K 由参考文献1表 6.4 查得齿间得齿间载荷分布系数1.4K 则1.648 Av KK K K K （2)对进行修正，并圆整为标准模数 1n m 33 1 1.648 1.43mm=1.55mm 1.3 nn t K mm K 由参考文献1表 6.1 圆整后取2.0mm n m . . （3)计算传动尺寸 中心距： 12 ()2.5 (1770) 89.29 2cos2cos13 nm zz amm 由参考文献2表 9.4 圆整为90amm 则修整螺旋角 11 12 ()2.0 (1770) coscos14.83514 50 6 22 90 nm zz a 、 所以 1 1 2.0 17 d35.172 coscos14.835 nm z mmmm 2 2 2.0 70 d144.828 coscos14.835 nm z mmmm b 1 b=d0.6 35.17221.103mm 按参考文献2表 9.4 圆整为 b=22mm 取 211b =b=25,(510)(2732),30mm bbmmbmm:取 (4)校核最小不根切齿数： 由，求得 nt tan=tancos n=20 t=20.6314 *22 min=2 hcos/sin2 1.0 cos14.835 /sin 20.631415.57z ant 则 ，则可知不会发生根切现象1minz z (5)校核齿面接触疲劳强度 由参考文献1式(6.20)，即 1 2 1 21 =H EH H KT u Z Z Z Z bdu 式中各参数： 1）K=1.648、 4 1 2.02 10TN mm22bmm 1 35.172d 2)齿数比14.12ui 3)查参考文献1表 6.5 得材料弹性系数189.8EZMPa 4) 查参考文献1图 6.15 得节点区域系数2.44HZ . . 5) 查参考文献1图 6.16 得重合度系数0.82Z 6) 查参考文献1图 6.26 得螺旋角系数0.988Z 7) 查参考文献1式（6.26） ，许用接触应力由算得 lim 1HN H H Z S 基础疲劳接触疲劳极限应力，由参考文献1图lim 1lim 21200HHMPa 6.29g 查得 由参考文献1图 6.30 查得寿命系数111.0NNZZ 由参考文献1表 6.7 查得安全系数，故1.0HS lim 1lim 2121.0 1200 1200 1.0 HHNN H HH ZZ MPaMPa SS 则 1 2 1 4 2 21 = 2 1.648 2.02 10 4.12 1 189.9 2.44 0.82 0.988 22 35.1724.12 654.53 H EH H KT u Z Z Z Z bdu MPa 即满足齿面接触疲劳强度。 (6)计算齿轮传动其他尺寸 高速级齿轮参数列表 齿轮法向模数分度圆直径齿宽齿数 螺旋角 中心距 a 小 35.1723017 大 2.0 149.8282270 14.83590mm （二）低速速齿轮传动（二级传动） 1选择材料、热处理方式及精度等级 考虑低速级齿轮传动传递功率约 1.9kW，且该齿轮传动为闭式传动。大、小齿 轮仍是选用 40Cr，表面淬火，由参考文献1表 6.2 得到齿面硬度为 ，选用 8 级精度。4855HRC: 2.初步计算传动主要尺寸 因为大、小齿轮均选用硬齿面，齿面抗点蚀能力较强所以初步决定按照齿根弯 曲疲劳强度设计齿轮传动的主要参数及尺寸。由参考文献1式（6.25） ，即 . . 2 1 3 2 3 2cos t FS n d F K TY Y Y Y m z 式中各参数为： 1)小齿轮传递的扭矩 44 23.100.99 0.97 4.12.10TN mmN mm :=Ti =202=799 2) 初选（后面予以说明计算校验，最小根切齿数） ，则17z3= minz=14.93 ,则可选取，则。 431 /17 13.6/(70/17)56.15 m zzii 4 56z 2 56/173.29i 则知： 1 2 4.12 3.2913.55 m iii ，满足传动比要求。 1 2 )/(13.6 13.55)/13.60.37/( mmm iii iii: 3)初选。K1.3 t 4)初选螺旋角，由式(6.1)得端面重合度:15= 。 34 1111 1.883.2cos1.883.2cos15 1756 1.64 zz 则由参考文献1图 6.22 查得重合度系数0.72Y 5) 硬齿面非对称布置，按参考文献1表 6.6 dd 0.30.6=0.6:，取 6)由参考文献1式(6.2)，轴面重合度： d3 0.318z tan0.318 0.6 17tan150.869 由参考文献1图 6.28 查得：螺旋角系数：0.89Y 7) FS YY齿形系数和应力修正系数 当量齿数： 3 1 33 4 2 33 z17 18.86 coscos 15 z56 62.14 coscos 15 v v z z 。 。 由参考文献1图 6.20 查得： 34 2.85,2.28 FF YY . . 由参考文献1图 6.21 查得：（均由线性插值法得到） 34 1.54,1.75 SS YY 8) 许用弯曲应力可由参考文献1式 6.29，即算得。 Flim YN F FS 由参考文献1图 8.29h 查得接触疲劳极限应力 lim3lim4 360 FF MPa 由参考文献1表 8.7 查得安全系数1.25 F S 小齿轮与大齿轮的应力循环系数分别为： 8 3 3 8 7 3 4 2 6060 228 1.0 5 2 250 82.736 10 2.736 10 8.316 10 3.29 hNn aL N N i 由参考文献1图 8.32 查得寿命系数 34 1.0 NN YY 故需用弯曲应力 3Flim3 3 Y1.0 360 288 1.25 N F F MPaMPa S 4Flim4 4 Y1.0 360 288 1.25 N F F MPaMPa S 33 3 Y Y2.85 1.54 0.0152 288 FS F MPaMPa 44 4 Y Y2.28 1.75 0.0139 288 FS F MPaMPa 所以 33 3 Y YY Y 0.0152 FSFS FF MPa 则初算模数： 3n m 2 2 3 3 2 3 42 3 2 2cos 2 1.3 7.99 100.72 0.89 cos 15 0.0152 0.6 17 2.22mm t Fs n d F K T Y Y Y Y m z 。 3.计算传动尺寸 （1)计算载荷系数 K . . 由参考文献1表 6.3 查得使用系数（平稳）1.00 A K 331 33 2.22 17 228 0.466/ 60 100060 1000cos60 1000 cos15 tn d nm z n vm s 由参考文献1图 6.7 查得动载系数1.06 v K 由参考文献1图 6.12 查得齿向载荷分布系数1.09K 由参考文献1表 6.4 查得齿间载荷分布系数1.4K 则1.62 Av KK K K K （2)对进行修正，并圆整为标准模数 3n m 33 3 1.31 2.37mm=2.38mm 1.3 nn t K mm K 由参考文献1表 6.1 圆整后取3.0mm n m （3)计算传动尺寸 中心距： 34 ()3.0 (1756) 113.36 2cos2cos15 nm zz amm 由参考文献2表 9.4 圆整为 115amm 则修整螺旋角 11 34 ()3.0 (1756) coscos17.82417 49 26 22 115 nm zz a 、 所以 3 3 3.0 17 d53.571 coscos17.824 nm z mmmm 4 4 3.0 56 d176.470 coscos17.824 nm z mmmm b 3 b=d0.6 53.57132.14mmmm 按参考文献2表 9.4 圆整为32bmm 取 211b =b=32,(510)(3742),40mm bbmmbmm:取 (4)校核最小不根切齿数： . . 由，求得 nt tan=tancos n=20 t=20.922 *22 min=2 hcos/sin2 1.0 cos17.824 /sin 20.92214.93z ant 则 ，则可知不会发生根切现象。 min 3 z z (5)校核齿面接触疲劳强度 由参考文献1式 6.20，即 2 2H 3 21 =H EH KT u Z Z Z Z bdu 式中各参数： 1）K=1.62、 4 2 7.99 10TN mm32bmm 1 53.571dmm 2)齿数比 2 3.29ui 3)查参考文献1表 6.5 得材料弹性系数189.8EZMPa 4) 查参考文献1图 6.15 得节点区域系数2.40HZ 5) 查参考文献1图 6.16 得重合度系数0.76Z 6) 查参考文献1图 6.26 得螺旋角系数0.979Z 7) 查参考文献1式（6.26） ，许用接触应力由算得 limHN H H Z S 基础疲劳接触疲劳极限应力由参考文献1图 6.29glim 1lim 21200HHMPa 查得 由参考文献1图 6.30 查得寿命系数111.0NNZZ 由参考文献1表 6.7 查得安全系数，故1.0HS lim 1lim 21.0 1200 1200 1.0 HHNN H HH ZZ MPaMPa SS 则 2 2 3 4 2 21 = 2 1.63 7.99 10 3.29 1 189.9 2.40 0.76 0.979 32 53.5713.29 650.14 H EH H KT u Z Z Z Z bdu MPa 即满足齿面接触疲劳强度。 . . (6)计算齿轮传动其他尺寸 低速级齿轮参数列表 齿轮法向模数分度圆直径齿宽齿数 螺旋角 中心距 a 小 53.5714017 大 3.0 176.4703256 17.824115 （三）验证两个大齿轮润滑的合理性 两个大齿轮直径分别为：，。浸油深度不能 2 d144.828mm 4 d176.470mm 过深也不能过浅，通常一般的推荐值为满足浸油润滑的条件为油的深度大于 10mm，最高油面比最低油面高出，同时保证传动件浸油深度最多不(1015)mm: 超过齿轮半径的。如下图所示， 11 () 43 : 11 () 88.24(22.0629.41) 43 mmmm: 88.24-62.41=25.83mm，故轴承寿命充裕。 hLh L (二)中间轴(轴)的设计计算 1. 轴的基本参数-轴： 940 228.16/ min 4.12 n nr i = 44 232.02 100.99 0.97 4.1210TN mmN mm :=Ti = 7. 99 计算得作用在齿轮 2 上的力： 2 4 2 2 1022 7.99 1103.38 144.828 t T FN d 22 tantan20 1103.38415.44 coscos14.835 n rt a FFN 22tan 1103.38 tan14.835 =292.25N at FF 计算得作用在齿轮 3 上的力： 2 4 3 3 122 7.99 2982.96 5 0 3.571 t T FN d 33 tantan20 2982.961140.45 coscos17.824 n rt a FFN 33tan 2982.96 tan17.824 =959.10N at FF 2.选择轴的材料 考虑结构尺寸以及可能出现的特殊要求（3 号小齿轮，有可能 1=53.571mm d 需要使用齿轮轴，而齿轮所选材料为 40Cr，故轴的材料可能用到 40Cr） ，第二 级轴是速度较高同时传递更大力矩，选用 40Cr 材料，热处理方式为表面淬火， 以获得良好的综合机械性能。 3.初算轴径 按弯扭强度计算： . . 2 3 3 min 2 P1.91 C9719.70 n228.16 dmm 考虑到轴上键槽适当增加轴直径，。 min d19.70 1.0520.68mm 式中： C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献1表 9.4 中查得 C 值， 合金钢 40Cr 的值为考虑扭矩大于弯矩，取小值 C=97。10697: P2轴传递的功率（单位 kW） 。 n轴的转速。 4.轴承部件的结构设计 (1)轴承部件的结构形式 轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如 图：中间轴的草图如下图所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径 的轴端 1 开始设计。 (2)轴段 1 初选角接触球轴承 7206C,查得 d=30mm,D=62mm,B=16mm。故取轴段 1 的直径 为。130mmd (3)轴段 2 与轴段 4 由参考文献1图 9.8 中的公式计算得，轴段 1 和轴段 5 的轴肩应为 ，取轴肩，则算得 1 (0.070.1)(0.070.1) 30(2.13.0)dmmh:2.5hmm 直径为。235mmd 考虑可能出现的齿轮轴问题，进行校核计算，分度圆直径为 53.571mm，其 中键的尺寸为：bh=108mm，则 e=53.571/2-17.5- 3.3=5,99mm，故 a-a 1.31.5,S :S S 剖面安全。 7.校核轴承寿命 由参考文献2表 12.3 查得 7206C 轴承的。017800,12800rCN CN （1） 计算轴承的轴向力 轴承 I、II 内部轴向力分别为 3330.40.40.4 1623.01649.20SrRFFFNN 4440.40.40.4 509.03203.61SrRFFFNN 轴承如果面对面安装： ，则 34 (649.20666.85)1316.05 SS FANNF 34 649.20,1316.05 aa FN FN 轴承如果背对背安装： 43 (203.61 666.85)870.46 SS FANNF 34 870.46,203.61 aa FN FN 比较两种安装情况受力大小，选择背对背安装更合理。 比较两轴承的受力，因，故只需校核轴承 3。 4343rraa FFFF及 （2） 计算当量动载荷 . . 由，由参考文献1表 10.13 查得。30/870.46/128000.068aFC 0.56e 因为，故轴承寿命充裕。 hLh L (三)输出轴(轴)的设计计算 1. 轴的基本参数-轴： 228.16 69.35 / min 3.29 n nr i 45 23100.99 0.97 3.2910