哈工大-机械设计课程设计

1、一.传动装置的总体设计1.1确定传动方案由传动条件可知，此工作机属于小功率、载荷平稳的工作机，其各局部零件的标准化程度高，设计与维护及维修本钱低；结构较为简单，总体示意图如下。 机构运动示意图1 电动机 2、4联轴器 3一级蜗轮蜗杆减速器 5传动滚筒 6输送带1.2电动机的选择1. 选择电动机的类型按工作要求和工作条件选择Y系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭式自扇冷式结构，电压为380V。2. 选择电动机容量1电动机所需的工作功率为Pd工作机要求的电动机输出功率，单位为KW； 电动机至工作机之间传动装置的总效率； 工作机所需输入功率，单位为KW；2工作机所需输入功率3从电动机到工作机输送

2、带间的总效率为、分别为联轴器、滚动轴承、蜗杆传动及卷筒传动的的效率，那么参考文献【2】表9.1取，那么所以电动机所需的工作功率为Pd=Pw=1.3320.704kW=1.892kW4） 确定电动机的转速由参考文献【2】表9.2可知蜗轮蜗杆单机减速器的传动比范围为1040。工作机转筒的转速为nw=60×1000×v×d=60×1000×1.1×=55 r/min所以电动机转速可选的范围为=1040*55=5502200符合这一范围的同步转速为750r/min、1000r/min和1500r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及

3、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。根据电动机的类型、容量和转速，由参考文献【2】表14.1选定电动机型号为Y112M-6。其主要性能如下表：型号额定功率Ped/kW 满 载 时最大转矩/额定转矩质量/kg转速nw/r/min电流/A380V效率/%功率因数Y112M-62.29405.680.50.742.0451.3计算传动装置的总传动比并分配传动比总传动比i=nmnw=94055=17.091.4计算传动装置各轴的运动和动力参数1. 各轴的转速蜗杆轴转速： n1=nm=940r/min蜗轮轴转速： n2=n1i1=94017.09=55 r/m

4、in2. 各轴输入功率计算蜗杆轴功率： 蜗轮轴功率： 卷筒轴功率： 3. 各轴的输入转矩电动机的输出转矩Td： 所以：蜗杆轴： 蜗轮轴： 卷筒轴： 将上述计算结果汇总于表中，以备查用轴名功率P/kW转矩T/(N·mm)转速n(r/min)传动比i效率电机轴1.891.92×10494010.991轴1.851.88×10494010.982轴1.442.87×1054819.580.8卷筒轴1.402.79×1054810.95二.传动零件的设计计算1. 涡轮蜗杆的材料选择蜗杆材料选用45钢，整体调质，外表淬火，齿面硬度4550HRC蜗轮材料，

5、根据其中， n1为蜗杆转速，T2为蜗轮转矩初估蜗杆副的滑动速度vs=3.2m/s，选择蜗轮的材料为铝青铜，金属模。2. 按疲劳强度设计，根据公式其中，为涡轮的齿数， T为涡轮的转矩， 为系数， K为系数， 为材料的许用应力。分别为1.15；1；1.2.1.38参考文献【1】表7.6取34.18，故取34那么代入有2436由参考文献【1】表7.1，取m=6.3，蜗杆分度圆直径d1=63mm， 214.2；1蜗杆倒程角11.312蜗轮圆周速度0.623蜗杆副滑动速度3.164蜗轮圆周速度3.10应选择减速器的类型为蜗杆下置5查参考文献【1】由参考文献【1】表7.8知符合初取的效率值3. 涡轮蜗杆的

6、尺寸计算1蜗轮分度圆直径214.22中心距138.63变位系数0.22其他尺寸总汇于表名称符号 计算公式和数据单位mm蜗杆数据蜗轮数据齿顶高ha6.37.686齿根高hf7.566.174全齿高h13.8613.86分度圆直径d63214.2齿根圆直径df47.88201.85齿顶圆直径da75.6229.57蜗杆分度圆上倒程角11°30'99"蜗轮分度圆上螺旋角2节圆直径d'65.77214.2传动中心距a'125蜗杆轴向齿距pa119.78蜗杆螺旋线倒程ps39.56蜗杆螺旋局部长度L82.15蜗轮外圆直径de2239.02蜗轮齿宽b256.7齿

7、根圆弧半径R139.06齿顶圆弧半径R225.2齿宽角1034. 热平衡计算1估算散热面积A0.5932验算散热面积A取油温,室温：通常取C。散热系数通风良好，取Ks=14 W/(·)；传动效率，那么0.594故散热面积符合要求，不许加装散热片等。5. 选择蜗杆和涡轮的精度等级 蜗轮的圆周速度0.62<3m/s通过查表选用精度等级为9级，因为该传动平稳，选用的侧隙种类为c，即传动9cGB/T10089-1988.蜗杆的圆周速度<5m/s通过查表选用精度等级为8级，因为该传动平稳，选用的侧隙种类为c，即传动8cGB/T10089-1988.三.轴以及轴上零件的设计3.1蜗轮

8、轴的设计与校核1. 轴的材料选择因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，考虑到经济性选用常用材料45#钢，调质处理2. 初算轴径对于转轴，按扭转强度初算轴径，查参考文献【1】表9.4得C=106118，考虑到轴端的弯矩和转矩的大小，故取C=110那么32.66考虑到键槽的影响，取32.66x1.04=33.973. 结构设计1联轴器及轴段1的设计：由于联轴器的一端连接工作机一端连接轴，其转速比拟低，传递转矩比拟大。考虑到安装时不一定能保证同心度，采用有良好的补偿位移偏差性能的刚性可移式联轴器。选用金属滑块联轴器。计算转矩为 其中，T为联轴器传递的名义转矩， K为工作情况系数，取K=1.5

9、。根据转矩及转速选择型号。所以取L1=70mm ，d1=36mm。2)密封圈与轴段2的设计：考虑到联轴器右端的固定和密封圈的标准，取轴段d2=40mm。密封圈为毛毡油封密封圈FZ/T92021-1991中直径是40的。考虑到伸出轴肩的位置不影响零件的拆卸，应留有余隙，取40。3轴段3与轴段6：考虑到蜗杆减速器有轴向力，轴承类型选用圆锥滚子轴承，轴段3上安装轴承，要使轴承便于安装又符合轴承内径系列，暂取轴承型号为30209，查轴承手册，其内径d=45mm，外径D=85mm，宽度B=20mm，故取d3=d6=45mm，考虑到安装挡油板时的侧隙，L3=43mm，轴段6除了安装轴承外还有有加工倒角，故

10、L6=35mm。4蜗轮与轴段4：轴段4上安装蜗轮，为了方便安装蜗轮d4应该略大于d3，取d4=50mm，按照蜗轮的设计，蜗轮的轮毂宽为1.51.9d5，取轮毂宽为84mm，那么轴段5的长度略小于蜗轮轮毂宽度，取L5=83mm5)轴肩5的设计：轴段6上安装与轴段3成对的挡油板，考虑到轴承受力的对称性轴肩5的长度L5=8mm。6键连接：联轴器及蜗轮的轴向连接均采用普通平键连接，分别为键10×8GB/T1096-1990及键14×10GB/T1096-1990.综上，可得出跨距l1=96.5;l2=63;l3=634. 轴受力分析 2679.74N 596.83N975.35N1

11、蜗轮轴受力：2679.74N975.35N596.83N2计算支撑反力在水平面上994.98N-19.63N负号表示力的方向于受力简图中所设方向相反。在垂直平面上1339.87N轴承上的总支承反力1668.9N轴承上的总支承反力1340.01N3） 画弯矩图在水平面上 A-A剖面左侧：62684NA-A剖面右侧：1236.69N在竖直平面上84411.81N合成弯矩A-A剖面左侧：105141.0NA-A剖面右侧：84420.87N4） 画转矩图T=287000Nmm5. 校核轴的强度A-A剖面左侧因弯矩大、有转矩，还有键引起的应力集中，故A-A剖面左侧为危险截面。按弯扭合成强度计算。根据参考

12、文献1式9.3，有17.52Mpa<=60 Mpa式中：I-I截面处弯矩；I-I截面处转矩；抗弯剖面模量，由参考文献1表9.6;10975.21 抗扭剖面模量，由参考文献1附表9.6;23475.21根据转矩性质而定的折合系数，对于脉动的转矩，；对称循环的许用弯曲应力，由参考文献1表9.7，。因此，校核通过6轴的平安系数校核计算弯曲应力：9.58 Mpa9.58 Mpa0 Mpa扭转应力：11.84 Mpa5.92 Mpa由参考文献1式9.4、9.5、9.6，11.8211.658.30 式中：只考虑弯矩时的平安系数；只考虑转矩时的平安系数；、材料对称循环的弯曲疲劳极限和扭转疲劳极限，由

13、参考文献1表9.3，45号钢调质处理，；弯曲时和扭转时轴的有效应力集中系数，由参考文献1附表9.10、附表9.11， 1.95 1.62零件的绝对尺寸系数，由参考文献1附图9.12，；外表质量系数，由参考文献1附图9.8、附表9.9，；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， ；弯曲应力的应力幅和平均应力；扭转剪应力的应力幅和平均应力；许用疲劳强度平安系数，由参考文献1表9.13，；所以，校核通过。7. 校核键连接的强度1联轴器处键连接的挤压应力65.05 Mpa取键、轴、联轴器的材料都为钢，机械设计教材上表得。显然，故强度足够。2齿轮处键连接的挤压应力32.58 Mpa取键、轴、

14、齿轮的材料都为钢，查表6.1得。显然，故强度足够。8. 校核轴承寿命由参考文献【2】表12.4知，轴承30209的，。(1) 计算轴承的轴向力。轴承、的内部轴向力分别为667.56N536.00N的方向如图一所示，同向，那么1132.83N显然，,因此轴有左移趋势，但由轴承部件的结构图分析可知轴承I将使轴保持平衡，故两轴承的轴向力分别为1132.83N536.00N图一：轴承布置及受力比拟两轴承的受力，因，故只需校核轴承。（2） 计算当量动载荷。由0.013查表得0.54因为0.679>e所以X=0.4,Y=1.10当量动载荷1913.67N（3） 校核轴承寿命。轴承在以下工作，查参考文

15、献【1】表11.9得。平稳，查表11.10，得1.2。轴承I的寿命为78300000h减速器使用5年，三班制工作，那么预期寿命8x3x300x5=36000h显然，故轴承寿命很充裕。4.2蜗杆轴的设计1. 选择轴材料因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，考虑到经济性选用常用材料45#钢，调质处理2. 估算轴的根本直径对于转轴，按扭转强度初算轴径，查参考文献【1】表9.4得C=106118，考虑到轴端的弯矩和转矩的大小，故取C=110那么考虑到键槽的影响，取根据传动装置的工作条件，拟选用LX型弹性柱销联轴器GB/T 50142003。根据，LX1型联轴器就能满足传递转矩的要求。但Y112

16、M-6电机轴径28mm，应选用LX2型联轴器，减速器高速轴轴伸处的直径=35mm。3轴的结构设计1初定各段轴径确实定位置轴径/mm说明联轴器处35按传递转矩估算的根本直径以及联轴器的内径取油封处42满足联轴器的轴向定位，并满足封油标准轴承处45轴承为圆锥滚子轴承，初定轴承型号30209，故该段轴径为45，两端相同轴肩50蜗杆处63轴承处45与轴段三相符2确定各轴段长度轴的各段长度在草图绘制过程中逐段确定，结果如下：60mm联轴器LX2处、60mm油封处19mm轴承处、8mm轴肩、30mm、83mm、30mm、8mm轴肩、20mm轴承处：3传动零件的轴向固定联轴器处采用普通平键由该段轴径选用键1

17、0x8 GB 1096-2003。4轴的密封采取两个唇形密封圈相对放置，既能防止外界灰尘，又能防止漏油。五.箱体的设计参考机械设计手册V5m/s，采用下置剖分式蜗杆减速器箱体的材料及制造方法：选用铸铁HT100，砂型铸造。根据传动中心距a可以确定铸铁蜗杆减速器机体的结构尺寸计算表如下：名称符号计算公式数据单位mm机座壁厚8机盖壁厚8机座凸缘厚度12机盖凸缘厚度12机座底凸缘厚度20地脚螺钉直径16地脚螺钉数目4轴承旁连接螺栓直径12机盖与机座螺栓直径8连接螺栓d2的间距150200轴承端盖螺钉直径8窥视孔盖螺钉直径6定位销直径6df、d1、d2至外机壁距离22、18、13df、d2至凸缘距离

18、16、11轴承旁凸台半径 16、11外机壁至轴承座端面距离40内机壁至轴承座端面距离50蜗轮外圆与内机壁距离12蜗轮轮毂与内机壁距离14机盖、机座肋厚轴承端盖外径 106、120轴承端盖凸缘厚度10 表4.2连接螺栓扳手空间c1，c2值和沉头座直径表螺栓直径M8M10M12M16M20M24M301316182226344011141620242834沉头座直径20242632404860六.减速器的附件设计1. 窥视孔和窥视孔盖的设计窥视孔的作用是方便人手伸入机箱内手动调节蜗轮的轮齿啮合，因此窥视孔盖的大小应该能伸入手的大小，如果太大，结构会显得不合理而且加工费用会比拟贵，综合上述因素，按照机械设计课程设计的表14.7选择窥视孔的参数如下表单位mmABA1B1CC1C2R螺钉尺寸螺钉数目11090140120125801055M6×1542. 通气器的设计根据减速器的工作环境，选择带过滤网的防尘式通气器，根据机体的大小按照参考文献【4】图号16号选择的通气器参数如下表单位mmdd1d2d3d4Dhabch1RD1kefM18M33×1.5831640