机械设计课程设计

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式运输机传动装置机械设计制造及其自动化 专业 班设 计 者： 指 导 教 师： 2 0 1 6 年 1 月 6 日哈尔滨工业大学目录1 传动装置总体设计 11.1 设计数据及要求 11.2 传动方案的拟定 11.3 电动机的选择 11.3.1 计算电动机所需的工作功率 11.3.2 选择电动机 21.4 传动装置的运动、动力参数的计算 21.4.1 分配传动比 21.4.2 计算传动装置各轴的运动和动力参数 32 主要工作零件的设计与校核 52.1 传动零件的设计计算 52.1.1 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级 52.1.2 初步计算传动主要尺寸 5

2、2.1.3 确定传动尺寸 72.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度 82.1.5 齿轮参数112.2 轴的设计与校核计算112.2.1 轴的材料选择112.2.2 初算轴颈122.2.3 结构设计122.2.4 轴的受力分析152.2.5 轴的强度校核172.3 滚动轴承的选择和基本额定寿命计算192.3.1 计算当量动载荷192.3.2 校核寿命192.4 键的选择和键连接的强度计算202.4.1 键的选择202.4.2 键连接的强度计算202.5 联轴器的选择203 减速器附件及其说明213.1 啮合件及轴承的润滑方法、润滑剂牌号及装油量213.2 密封方式的选择213.3 机盖和机座结构设计2

3、13.4 其他附件223.4.1 窥视孔和窥视孔盖223.4.2 放油孔和放油螺塞223.4.3 油面指示器223.4.4 通气器223.4.5 吊耳和吊钩223.4.6 定位销223.4.7 启盖螺钉224 参考资料231 传动装置总体设计1.1 设计数据及要求F/N1700v/(m/s)0.7d/mm260机器的年产量大批机器的工作环境有尘机器的载荷特性平稳机器的最短工作年限2班5年1.2 传动方案的拟定根据任务书的要求，传动方案选，即选用二级展开式圆柱齿轮减速器，工作机选1，如图1。 图11.3 电动机的选择1.3.1 计算电动机所需的工作功率Pd=PW式中：PW-工作机的有效功率，即工

4、作机的输出功率，它由工作机的工作阻力和运动参数确定；-从电动机到工作机输送带间的总效率，它为组成传动装置和各部分运动副或传动副的效率之积；=1224324其中1、2、3、4分别为联轴器、滚动轴承、传动齿轮及卷筒传动的效率，由参考文献2表9.1初定1=0.99、2=0.99、3=0.97、4=0.95；得=0.868；PW=Fv1000kW=1700×0.71000kW=1.19kWPd=PW=1.190.842=1.414 kW1.3.2选择电动机二级展开式圆柱齿轮减速器的传动比一般为8到40，由参考文献2表15.1，根据生产需求，算得输出轴转速为nW=60×1000vd=

5、51.42r/min选择同步转速为1000r/min，根据求得的工作功率，选择型号为Y100L-6的Y系列三相鼠笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压为380V较为合适。Y100L-6型电动机的主要性能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Y100L-61.59402.02.0此电动机的满载转速nm=940 r/min，输出轴长度E=60mm，直径D=28mm。1.4 传动装置的运动、动力参数的计算1.4.1 分配传动比传动装置的总传动比i=nmnW=94051.42=18.28式中：nm-电动机的满载转速；nW-输出轴转速。分配传动比i=i1i2

6、式中：i1-高速级传动比；i2-低速级传动比。对于二级展开式圆柱齿轮减速器，有经验公式i1=1.31.5i2i1=1.31.5i取i1=1.3i2算得：i1=4.88i2=3.741.4.2 计算传动装置各轴的运动和动力参数（1）初定各齿轮的齿数根据算得的传动比，根据经验暂定齿轮1234齿数17831971经验证：i=z1z3z2z4=83×7117×1918.25ii=18.28-18.2518.25×100%=0.16%3%符合要求。（2）各轴的转速轴1：n1=nm=940r/min轴2：n2=nmi1=9404.88=192.53r/min轴3：n3=n2i

7、2=192.533.74=51.52r/min（2）各轴的输入功率轴1：P1=0.992×Pd=1.386kW轴2：P2=0.99×0.97×P1=1.331kW轴3：P3=0.99×0.97×P2=1.278kW卷筒：P卷筒=0.992×0.95×Pd=1.19kW（3）各轴的输入转矩电机轴的输出转矩：Td=9.55×106Pdnm=9.55×106×1.414940=1.437×104Nmm轴1：T1=9.55×106P1n1=9.55×106×1.3

8、86940=1.408×104Nmm轴2：T2=9.55×106P2n2=9.55×106×1.331192.53=6.602×104Nmm轴3：T3=9.55×106P3n3=9.55×106×1.27851.52=2.362×105Nmm卷筒：T卷筒=9.55×106P卷筒n卷筒=9.55×106×1.1951.52=2.199×105Nmm传动装置的运动和动力参数表轴名功率P/kW转矩T/(N·mm)转速n/(r/min)传动比i效率电机轴1.414

9、1.437×10494010.9801轴11.3861.408×1049404.880.9603轴21.3316.602×104192.533.740.9603轴31.2782.362×10551.5210.9311卷筒1.192.199×10551.522 主要工作零件的设计与校核2.1 传动零件的设计计算2.1.1 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级考虑到带式运输机为一般机械，要求成批生产，故小齿轮均选用40Cr钢，大齿轮均选用45钢，采用软齿面由参考文献1表8.2得：小齿轮采用调制处理，齿面硬度为241286HBW，平均硬度为263HBW

10、；大齿轮采用调制处理，齿面硬度为217255HBW，平均硬度为236HBW。大、小齿轮齿面平均硬度差为27HBW，选用8级精度。2.1.2 初步计算传动主要尺寸因为齿轮采用软齿面闭式传动，主要失效形式为齿面疲劳点蚀，因此初步确定按齿面接触疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。齿面接触疲劳强度设计公式：d132KT1du+1uZEZHZH2式中：K-载荷系数，由于条件不全，初取Kt=1.4；u-齿数比，大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；ZE-弹性系数，参考文献1表8.5查得弹性系数ZE=189.8MPa；ZH-节点区域系数，由参考文献1图8.14查得节点区域系数ZH=2.5；Z-重合度系数，由参考文献1

11、图8.15查得重合度系数Z1=0.88Z1=0.87d-齿宽系数，对于非对称布置，由参考文献1表8.6，d优选范围为 0.61.2，故取齿宽系数d=0.7。H-许用接触应力，可由H=ZNHminSH算得。由参考文献1图8.28（e）查得接触疲劳极限为：Hmin1=710MPaHmin2=580MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数可按下式计算N=60naLh式中：n-齿轮转速，r/min；a-齿轮转一周，同一侧齿面啮合的次数；Lh-齿轮的工作寿命，h（小时）。根据设计要求2班5年，得Lh=5×250×16=20000h经计算得：N1=1.13×109N2=2.31&#

12、215;108N3=2.31×108N4=6.16×107由参考文献1图8.29查得寿命系数：ZN1=1ZN2=1.12ZN3=1.12ZN4=1.23由表8.7查得安全系数SH=1.25，故H1=1×7101.25=568MPaH2=1.12×5801.25=519.7MPaH3=1.12×7101.25=636.2MPaH4=1.23×581.25=570.7MPa所以：H'=519.7MPa''H=570.7MPa对于高速级：d1t32×1.4×1.408×1040.71+1

13、783189.8×2.5×0.88519.72=35.25对于低速级：d3t32×1.4×6.602×1040.71+1971189.8×2.5×0.87570.72=55.95m1t=m2td1z1=35.2517=2.074m3t=m4td3z3=55.9519=2.9452.1.3 确定传动尺寸（1）计算载荷系数K设计要求机器工作平稳，由参考文献1表8.3查得KA=1.00齿轮线速度如下式:v=d1n160×1000=mz1n160×1000=×2.074×17×940

14、60×1000=1.73m/s由参考文献1图8.7查得，取动载系数 KV=1.14；由参考文献1图8.11查得，齿向载荷分布系数 K=1.12；由参考文献1表8.4查得，齿间在和分配系数 K=1.1； K=KAKVKK=1.00×1.14×1.12×1.1=1.404 （2）修正mm1=m1t3KKt=2.074×31.4041.4=2.076mmm3=m3t3KKt=2.945×31.4041.4=2.948mm根据参考文献1表8.1，圆整取第一系列标准模数取：m1=m2=2.5m3=m4=3（3）计算传动尺寸中心距：a1=m1z1

15、+z22=2.5×17+832=125mma2=m3z3+z42=3×19+712=135mmd1=m1×z1=2.5×17=42.5mmd2=m1×z2=2.5×83=207.5mmd3=m3×z3=3×19=57mmd4=m3×z4=3×71=213mmb2=d×d1=0.7×42.5=29.75mmb4=d×d3=0.7×57=39.9mm取：b1=34mmb2=30mmb3=44mmb2=40mm2.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强

16、度校核公式：F=KFtYFYsYbmF式中:YF-齿形系数，反映了轮齿几何形状对齿根弯曲应力的影响；Ys-应力修正系数，用以考虑齿根过度圆角处的应力集中和除弯曲应力以外的其它应力对齿根应力的影响；Y-重合度系数，是将全部载荷作用于齿顶时的齿根应力折算为载荷作用于单对齿啮合区上界点时的齿根应力系数；F-许用齿根弯曲应力。Ft-齿轮圆周力，其中（2）计算齿轮圆周力：Ft=2T1d高速级：Ft1=2T1d=2×1.408×10442.5=662.59N低速级：Ft2=2T1d=2×6.602×10457=2316.49N（3）齿形系数由参考文献1图8.19查得

17、：YF1=2.95YF2=2.24YF3=2.78YF4=2.25（4）应力修正系数由参考文献1图8.20查得：Ys1=1.52Ys2=1.77Ys1=1.55Ys2=1.75（5）重合度系数的确定：对于标准外啮合齿轮传动，端面重合度： =1.88-3.21z1+1z2式中:z1、z2齿数把z1=17，z2=83，z3=19，z4=71，代入上式得：1=1.88-3.21z1+1z2=1.88-3.2117+183=1.65322=1.88-3.21z3+1z4=1.88-3.2119+171=1.6773根据参考文献1公式，确定：Y=0.25+0.75Y1=0.7037Y2=0.6971（6

18、）许用弯曲应力的确定：F=YNFlimSF式中：Flim-计入了齿根应力修正系数YST(=2.0)之后的试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限应力；当齿轮双侧工作时图中时值乘以0.7；YN-弯曲强度计算的寿命系数，当设计齿轮为有限寿命时，用寿命系数YN提高其极限应力；YN=mN0NSF-齿根弯曲强度计算的安全系数；与疲劳点蚀相比，断齿的后果更为严重。所以，一般取SF=1.25；由参考文献1图8.28（f）弯曲疲劳极限应力：Flim1=Flim3=300MPaFlim2=Flim4=220MPa由参考文献1表8.7，取安全系数SF=1.25；小齿轮与大齿轮的应力循环次数：N1=1.13×109N2

19、=2.31×108N3=2.31×108N4=6.16×107由参考文献1图8.30 得，弯曲强度寿命系数YN1=YN2=YN3=YN4=1.0；故弯曲应力：F1=F3=1.0×300MPa1.25=240MPaF2=F4=1.0×220MPa1.25=176MPa（7）校核经计算得：F1=1.404×662.59×2.95×1.52×0.703734×2.5=34.53MPaF1F2=1.404×662.59×2.24×1.77×0.703730

20、5;2.5=34.61MPaF2F3=1.404×2316.49×2.78×1.55×0.697144×3=74.01MPaF3F4=1.404×2316.49×2.25×1.75×0.697140×3=74.39MPaF4所以弯曲应力均在许用应力范围之内，通过校核。2.1.5 齿轮参数各齿轮参数表齿轮1234齿数z17831971模数m2.52.533齿顶高系数ha*1111顶隙系数c*0.250.250.250.25变位系数x0000分度圆直径d42.5207.557213齿顶圆直径da47

21、.5212.563219齿根圆直径df36.25201.2549.5205.5压力角20°20°20°20°分度圆螺旋角0°0°0°0°齿宽b34304440重合度1.65321.6773啮合角20°20°标准中心距a125135实际中心距a1251352.2 轴的设计与校核计算2.2.1 轴的材料选择高速级小齿轮分度圆直径较小，故设计成齿轮轴形式，轴1的材料与小齿轮的选材应该相同，故选择40Cr，调质处理；因传递功率不大，且对质量及结构尺寸无特殊要求，故轴2、轴3均选用常用材料45钢，调质处理

22、。2.2.2 初算轴颈对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献1查表10.2得出：对于45钢, C=118106，对于40Cr，C=10697，取C1=110，C2=100；dmin=C3Pndmin1=C3Pn=100×31.386940=11.38mmdmin2=C3Pn=110×31.331192.53=20.95mmdmin3=C3Pn=110×31.27851.34=32.12mm考虑有一个键槽的影响，取：dmin1=11.38×1+0.05=11.99mmdmin2=20.95×1+0.05=22.00mmdmin3=32.12&#

23、215;1+0.05=33.73mm按标准圆整后取：dmin1=20mmdmin2=25mmdmin3=35mm2.2.3 结构设计（1）结构形式由于本设计中的轴需要安装齿轮、轴承等不同的零件，并且各处受力不同，因此，设计成阶梯轴形式。轴1分为六段，如图2；轴2分为五段，如图3；轴3分为七段，如图4； 图2 图3 图4（2）轴向固定方式由于传递功率小，转速不高，发热小，故轴承采用两端固定式。轴转速较低，可按轴上零件的安装顺序，从dmin 处开始设计。（3）选择滚动轴承类型由于标准直齿圆柱齿轮，没有轴向力的存在，且载荷、转速较低，有较大的径向力，故选用深沟球轴承。因为高速级齿轮的线速度为2.09

24、m/s，考虑到工作环境的偶然因素，齿轮转动时飞溅的润滑油不一定润滑轴承，采用脂润滑更为稳妥，由于工作环境有尘，脂润滑，密封处轴颈的线速度较低，故滚动轴承采用唇形密封圈密封，齿轮安装在机体内部，所以需要在轴上安装甩油环。（4）轴的结构设计对于径向尺寸：轴1：轴段1通过联轴器与电动机相连，电动机输出轴直径为28mm，为了能够配合使用，并且大于最小直径，取d1=25mm；轴段2的确定应考虑齿轮、带轮的轴向固定和密封圈的尺寸，由参考文献1图10.16和表10.5，并且根据参考文献2表14.5，取d2=28mm；轴段3和轴段6安装轴承，尺寸由轴承确定。根据GB/T 2761994，初选轴承6206，d=

25、30mm，外形尺寸D=62mm，B=16mm，取d3=d6=30mm；轴段4起到轴向固定甩油环的作用，取d4=32mm；轴段5为齿轮，径向尺寸已经确定。轴2：轴段1和轴段5安装轴承，尺寸由轴承确定。根据GB/T 2761994，初选轴承6206，d=30mm，外形尺寸D=62mm，B=16mm，取d1=d5=30mm；轴段2和轴段4分别安放低速级小齿轮和高速级大齿轮，由参考文献1图10.16和表10.5，取d2=d4=32mm；轴段3为轴向固定齿轮的轴肩，取d3=40mm。轴3：轴段7通过联轴器与工作机相连，考虑联轴器的型号和最小直径尺寸，取d7=35mm；轴段6的确定应考虑齿轮、带轮的轴向固

26、定和密封圈的尺寸。由参考文献1图10.16和表10.5，并且根据参考文献2表14.5，取d6=38mm；轴段5和轴段1安装轴承，尺寸由轴承确定。根据GB/T 2761994，初选轴承6208，d=40mm，外形尺寸D=80mm，B=18mm，取d1=d5=40mm；轴段2安放低速级大齿轮，由参考文献1图10.16和表10.5，取d2=42mm；轴段3为轴向固定齿轮的轴肩，取d3=50mm；轴段4固定甩油环，取d4=42mm。对于轴向尺寸：轴2上安装两个齿轮，应该由轴2来确定减速器内壁的宽度，轴1和轴3的轴向尺寸应由轴2来确定。轴2：轴段2的长度由齿轮3孔的长度确定，取l2=42mm；轴段1上安

27、装滚动轴承，甩油环和套筒，取l1=38mm；轴段4的长度由齿轮2孔的长度确定，取l4=38mm；轴段5上安装滚动轴承，甩油环和套筒，取l5=35mm；轴段3为轴肩，l3=5mm减速器内壁的宽度为106mm。轴1：轴段3上安装滚动轴承，甩油环，取l3=28mm；轴段2上安装唇形密封圈，断面流出安装螺栓空间，取l2=65mm；轴段1上安装联轴器，根据标准，取l1=44mm；轴段5为齿轮，l5=34mm；轴段6安装滚动轴承，甩油环和套筒，取l6=36mm；轴段4，取l4=60mm；轴3：轴段2的长度由齿轮4孔的长度确定，取l2=48mm；轴段1上安装滚动轴承，甩油环和套筒，取l1=37mm；轴段3为

28、轴肩，l3=5mm轴段5上安装滚动轴承，甩油环和套筒，取l5=30mm；轴段4，取l4=42mm；轴段6上安装唇形密封圈，断面流出安装螺栓空间，取l6=59mm；轴段7上安装联轴器，根据标准，取l7=60mm。2.2.4 轴的受力分析轴3 所受的力较大，所以对轴3进行校核，如果通过校核，则设计就是合理的。（1）画轴的受力简图对轴3进行抽象，构造力学模型，如图5a；（2）计算支承反力大齿轮上的圆周力为：Ft=2KT3d=2×1.404×2.362×105213=3105.1N大齿轮上的径向力为：Fr=Fttan=3105.1×tan20°=113

29、0.2N由于齿轮是直齿轮，小齿轮上的轴向力为：Fa=0滚动轴承1到大齿轮的跨距：L1=51mm两个滚动轴承之间的跨距：L=144mm大齿轮到滚动轴承2的跨距：L2=93mm在垂直面上，对左侧轴承列平衡方程得：R1V=FtL2L=3105.1×93144=2005.4NR2V=Ft-R1V=3105.1-2005.4=1099.7N在水平面上，对右侧轴承列平衡方程得：R1H=FrL2L=1130.2×93144=729.9NR2H=Fr-R1H=1130.2-729.9=400.3N轴承1的总支承反力：R1=R1H2+R1V2=2134.1N轴承2的总支承反力：R2=R2H2

30、+R2V2=1170.3N（3）画弯矩图垂直面上，如图5b，齿轮中心面位置a-a处所受弯矩最大:MV=R1VL1=2005.4×51=102275N.mm水平面上，如图5c，a-a处所受弯矩最大:MH=R1HL1=729.9×51=37224.9N.mm合成弯矩, a-a处所受弯矩最大：M=MH2+MV2=108838N.mm（4）画转矩图2.2.5 轴的强度校核由弯矩转矩图可知，齿轮中心面位置a-a处为危险截面。抗弯剖面模量：W=0.1d3-btd-t22d=6430.94mm3抗扭剖面模量：WT=0.2d3-btd-t22d=13839.74mm3弯曲应力：b=MW=1

31、088386430.94=16.92MPaa=b=16.92MPam=0扭剪应力：T=TWT=22100013839.74=15.97MPaa=m=T2=7.MPa安全系数：S=-1Ka+m=3001.8250.92×0.8×16.92+0.2×0=7.15S=-1Ka+m=1551.6250.92×0.76×7.98+0.1×7.98=7.99S=SSS2+S2=7.15×7.997.152+7.992=5.33式中：-1-材料对称循环的弯曲疲劳极限，查参考文献1表10.1，取-1=300MPa；-1-材料对称循环的扭转疲

32、劳极限，查参考文献1表10.1，取-1=155MPa；a、m-弯曲应力的应力幅和平均应力；a、m-弯曲应力的应力幅和平均应力；、-把弯曲时和扭转时轴的平均应力折算为应力幅的等效系数, =0.2, =0.1； -表面质量系数系数, =0.92；K、K-弯曲时和扭转时轴的有效应力集中系数, K=1.825, K=1.625；、-零件的绝对尺寸系数, =0.8, =0.76；S-许用疲劳强度安全系数，查参考文献1表10.5，S=1.51.8，取S=1.6；S-只考虑弯矩时的安全系数；S-只考虑转矩时的安全系数；由于S>S 所以校核通过。2.3 滚动轴承的选择和基本额定寿命计算在对轴进行尺寸设计

33、的时候，已经初步设定了轴承的型号，轴1和轴2选择6206，轴3选择6208,此处只需校核输出轴滚动轴承即可。2.3.1 计算当量动载荷由参考文献1式11.2得：P=XFr1+YFa1=1×2134.1+0×0=2134.1N式中：P-当量动载荷，；Fr1、Fa1-轴承的径向载荷和轴向载荷，Fr1=R1=2134.1N，Fa1=0；X、Y-动载荷径向系数和动载荷轴向系数。2.3.2 校核寿命Lh=10660n1(fTCfPP)3=10660×51.52(1×295001.1×22134.1)3=6.42×105h式中：Lh-轴承的基本额

34、定寿命；Lh-轴承的预期寿命，五年二班，每年按250天计，Lh=2×8×250×5=20000h；C-轴承的基本额定动载荷，由参考文献2表12.1，查轴承6208，C=Cr=29.5kN；-寿命指数，对于滚子轴承，；-温度系数，由参考文献1表11.9，工作温度<120，；fP-载荷系数，由参考文献1表11.10，轻微冲击，fP=1.01.2，取fP=1.1；Lh>Lh，校核通过。2.4 键的选择和键连接的强度计算2.4.1 键的选择根据轴径对键的尺寸进行设计，如下表：键轴1联轴器齿轮2齿轮3齿轮4轴3联轴器键长L3837324245键宽b8101012

35、10键高h788882.4.2 键连接的强度计算此处只需校核轴3上的键的强度。齿轮处挤压应力：p1=4Thdl=4×2.362×1058×42×23=122.26MPa联轴器处挤压应力：p2=4Thdl=4×2.362×1058×35×35=96.41MPa=120150MPa，取=135MPa；因为p1 、p2<，所以键的强度满足要求。2.5 联轴器的选择电动机与轴1连接处的联轴器选用弹性联轴器，选取LX2型弹性柱销联轴器，主动端J型，d1=28mm，L=44mm,从动端J型，d2=25mm, L=44mm。轴3与工作机连接处的联轴器选用刚性联轴器，选取GY5型凸缘联轴器，主动端J1型，d=35mm，L=60mm。3 减速器附件及其说明3.1 啮合件及轴承的润滑方法、润滑剂牌号及装油量滚动轴承采用脂润滑，齿轮采用油润滑。润滑油选用全损耗润滑油，牌号为L-AN22。润滑脂选用钙基润滑脂，牌号为ZG-2。减速器内壁宽度为106mm，长度约为450mm，设计油深65mm，装油量约为3升。3.2 密封方式的选择由于工作环境