哈工大机械设计课程设计报告

..一、传动装置的总体设计1.1电动机的选择1.1.1选择电动机类型根据设计要求和工作条件选用Y系列三相鼠笼型异步电动机，其构造为全封闭自扇冷式构造，电压为380V。1.1.2选择电动机容量根据设计数据，工作机的有效功率为从电动机到工作机输送带之间的总效率为：式中，QUOTE、QUOTE、QUOTE、QUOTE分别为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的传递效率。由表9.1取QUOTE=0.99、QUOTE=0.99、QUOTE=0.97、QUOTE=0.97，那么所以电动机所需工作功率为1.1.3确定电动机转速按表2.1推荐的传动比合理围，二级圆柱齿轮减速器传动比QUOTE，而工作机卷筒轴的转速为所以电动机转速的可选围为符合这一围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/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，为使传动装置构造紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机。根据电动机类型、容量和转速，查表15.1选定电动型号为Y132S-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)Y132S-63902.02.0电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如下表：型号HABCDEFxGDGKbb1b2AAHAL1Y132S13221614089388010x8331228021013560184751.2计算传动装置总传动比并分配传动比总传动比QUOTE为分配传动比考虑润滑条件，为使构造紧凑，各级传动比均在推荐值围，取QUOTE，故1.3计算传动装置各轴的运动及动力参数1.3.1各轴的转速I轴：QUOTEII轴：QUOTEIII轴：QUOTE卷筒轴：QUOTE1.3.2各轴的输入功率I轴：QUOTEII轴：QUOTEIII轴：QUOTE卷筒轴：QUOTE1.3.3各轴的输入转矩电动机的输出转矩Td为所以：I轴：QUOTEII轴：III轴：QUOTE卷筒轴：QUOTE将以上结果汇总到表，如下轴名参数电动机轴I轴II轴III轴滚筒轴转速n/〔r/min〕960.0960.0240.08888功率P/(kW)2.722.692.582.482.43扭矩T/(N·mm)传动比i14.02.731效率0.990.960.960.98二、传动件设计2.1高速级斜齿圆柱齿轮传动设计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，故大、小齿轮均选用45钢，采用软齿面，由文献[1]表8.2得：小齿轮调制处理，齿面硬度为217~25HBW，平均硬度为236HBW；为保证小齿轮比大齿轮具有更好的机械性能，大齿轮正火处理，齿面硬度为162~217HBW，平均硬度为190HBW。大小齿轮齿面评价硬度差为46HBW，在30~50HBW之间。选用8级精度。初步计算传动主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进展设计。由式中各参数为：小齿轮传递的转矩QUOTE。由前面设计可知，QUOTE设计时，因v值未知，QUOTE不能确定，故可初选载荷系数Kt=1.1~1.8，此处初取Kt=1.4。由表6.6取齿宽系数QUOTE。由表8.5查得弹性系数QUOTE。初选螺旋角QUOTE由图8.14查得节点区域系数QUOTE。齿数比QUOTE。初选QUOTE=21,那么，取QUOTE。传动比误差<5%，符合设计要求。端面重合度QUOTE。轴面重合度由图6.16查得重合度系数QUOTE由图8.24查得螺旋角系数QUOTE接触许用应力可由求得，由图6.29〔e〕、〔a〕得接触疲劳极限应力QUOTE，QUOTE。大小齿轮1、2的应力循环次数分别为由图6.30查得寿命系数QUOTE，QUOTE〔允许有局部点蚀〕；由表6.7，取平安系数QUOTE。故取QUOTE计算小齿轮1的分度圆直径QUOTE，QUOTE得确定传动尺寸计算载荷系数K。由表6.3查得使用系数KA=1.0。齿轮线速度如下式由图6.7查得动载荷系数KV=1.13(设轴刚性大)；由图6.12查得齿向载荷分布系数QUOTE；由表6.4查得齿间载荷分布系数QUOTE，故对进展修正。因为与QUOTE有较大差异，故需对按照QUOTE值设计出来的进展修正，即确定模数QUOTE按表6.1，取QUOTE计算传动尺寸。中心距圆整为QUOTE,那么螺旋角因为QUOTE值与初选值相差较大，故与QUOTE有关的数值需修正，修正后的结果是QUOTEQUOTE，QUOTE。显然QUOTE值改变后，QUOTE的计算值变化很小，因此不再修正QUOTE和a。故圆整为b=45mm。取QUOTEmm，QUOTE。2.1.4校核齿根弯曲疲劳强度式中各参数：K、QUOTE、QUOTE同前。齿宽b=QUOTE。齿形系数QUOTE与应力修正系数QUOTE。当量齿数查图6.20得齿形修正系数QUOTE，QUOTE。由图6.21查得应力修正系数QUOTE，QUOTE。查图8.21得重合度系数QUOTE。查图8.26得螺旋角系数QUOTE。许用弯曲应力可由下式算得查得弯曲疲劳极限应力QUOTE，QUOTE查得寿命系数QUOTE。查得平安系数QUOTE，故故满足齿根弯曲疲劳强度要求。2.1.5齿轮传动其它几何尺寸各齿轮的尺寸及参数计算详见下表。圆柱齿轮几何尺寸表序号工程代号计算公式计算结果1齿数齿轮1/21齿轮2/852法面模数(mm)/23端面模数(mm)2.0574法面压力角〔度)/205端面压力角〔度)20.5666齿顶高系数QUOTE/17顶隙系数/0.258标准中心距(mm)a1099实际中心距(mm)10910螺旋角/11变位系数齿轮10齿轮2012齿顶高(mm)齿轮12齿轮2213齿根高(mm)齿轮12.5齿轮22.514分度圆直径(mm)齿轮143.189齿轮2174.81115齿顶圆直径(mm)齿轮1da=d+2xha47.189齿轮2178.81116齿根圆直径(mm)齿轮1df=d-2xhf38.189齿轮2169.8112.2.1选择齿轮材料、热处理方式和精度等级与高速级一样，低速级大、小齿轮均选用45#钢，采用软齿面，小齿轮调制处理，齿面硬度为217~25HBW，平均硬度为236HBW；为保证小齿轮比大齿轮具有更好的机械性能，大齿轮正火处理，齿面硬度为162~217HBW，平均硬度为190HBW。大小齿轮齿面评价硬度差为46HBW，在30~50HBW之间。选用8级精度。2.2.2初步计算传动主要尺寸因是闭式软齿面传动，按齿面接触疲劳强度进展设计。根据式中各参数为：小齿轮传递的转矩QUOTE。设计时，因v值未知，QUOTE不能确定，故可初选载荷系数Kt=1.1~1.8，此处初取Kt=1.3。由参考文献[1]表8.6取齿宽系数QUOTE。由参考文献[1]表8.5查得弹性系数QUOTE。由参考文献[1]图8.14查得节点区域系数QUOTE。齿数比QUOTE。初选QUOTE=23,那么QUOTE，取QUOTE。传动比误差<5%，符合设计要求。QUOTE。由图8.5查得重合度系数QUOTE接触许用应力可由QUOTE算得，由高速级齿轮设计可知QUOTE，QUOTE。而QUOTE，故寿命系数QUOTE〔允许有局部点蚀〕，QUOTE，由参考文献[1]图6.30查得寿命系数QUOTE〔允许有局部点蚀〕；那么故取计算小齿轮3的分度圆直径QUOTE2.2.3确定传动尺寸计算载荷系数K。由参考文献[1]表8.3查得使用系数KA=1.0。齿轮线速度如下式由参考文献[1]图6.得动载荷系数KV=1.07；由参考文献[1]图6.12载荷分布系数QUOTE参考文献[1]表6.4得齿间载荷分布系数QUOTE故因为QUOTE相差较大，故值计算出的QUOTE进展修正，即确定模数m计算传动尺寸。中心距计算传动尺寸取QUOTE。2.2.4校核齿根弯曲疲劳强度式中各参数：K、QUOTE、m同前。齿宽b=QUOTE=70mm。齿形系数QUOTE与应力修正系数QUOTE。查参考文献[1]图8.19得QUOTE查参考文献[1]图8.20得QUOTE查参考文献[1]图8.15得重合度系数QUOTE。许用弯曲应力可由下式算得查得弯曲疲劳极限应力由前面计算QUOTE查参考文献[1]图6.31得寿命系数QUOTE。查参考文献[1]表6.7得平安系数QUOTE，故故容易看出设计满足齿根弯曲疲劳强度要求。2.2.5齿轮其他几何尺寸计算各齿轮的尺寸及参数计算详见下表。圆柱齿轮几何尺寸表序号工程代号计算公式计算结果1齿数齿轮1/23齿轮2/632模数(mm)/34压力角〔度)/206齿顶高系数QUOTE/17顶隙系数/0.258标准中心距(mm)a1299实际中心距(mm)/12911变位系数齿轮30齿轮4012齿顶高(mm)齿轮33齿轮4313齿根高(mm)齿轮33.75齿轮43.7514分度圆直径(mm)齿轮369齿轮418915齿顶圆直径(mm)齿轮375齿轮419516齿根圆直径(mm)齿轮361.5齿轮4181.517重合度〔mm〕1.692输出轴齿轮的公法线长度及偏差参考参考文献[2]表16.6，a=129mm，介于100~200mm之间，用插值法得齿轮最小侧隙nmin=0.149由参考文献[2]式〔16.1〕求得Esns=-nmin/2cosαn=-0.149/2cos20°=-0.079mm计算齿轮的分度圆直径d2=mnz=3ⅹ63=189mm由表16.3查得，径向跳动公差为Fr=0.056mm由表16.7和表15.2查得，切齿径向进刀公差br=1.26IT9=1.26ⅹ0.115mm=0.145mm由式16.2求得，齿厚公差Tsn==mm=0.113mm故由式16.3求得，齿厚下偏差为Esni=Esns-Tsn=-0.079-0.113mm=-0.192mm由式16.4和16.5得公法线长度上偏差Ebns=EsnsQUOTEcosαn=-0.079QUOTEcos20°mm=-0.074mm公法线长度下偏差Ebni=EsniQUOTEcosαn=-0.192QUOTEcos20°mm=-0.180mm公法线长度查表16.8得WK=3QUOTE=69.07mm三、减速器装配草图设计3.1草图准备3.1.1选定联轴器类型对于连接电动机和减速器高速轴的联轴器，为了减小启动转矩，其联轴器类型应具有较小的转动惯量和较好的减震性能，故采用弹性柱销联轴器，对于输出轴为了具有减震的作用也采用弹性柱销联轴器。3.1.2确定滚动轴承类型对于高速级斜齿圆柱齿轮传动，因有轴向力，选择角接触轴承；低速级采用深沟球轴承。3.1.3确定滚动轴承的润滑和密封方式由前面计算可知高速级齿轮线速度2.11m/s，低速级齿轮线速度0.85m/s，根据最大齿轮〔低速级大齿轮〕，选择油润滑故滚动轴承采用油润滑，并在轴上安装挡油板〔防止润滑油对齿轮的冲击〕。考虑减速器工作环境有尘，故采用唇形圈密封。3.1.4确定轴承端盖的构造形式凸缘式轴承端盖调整轴承间隙比拟方便，密封性能也好，应选用凸缘式轴承端盖，采用铸铁铸造成型。3.1.5确定减速器机体的构造方案考虑工艺性能、材料消耗和制造本钱，选用剖分式机体，铸铁材料铸造成型。构造例如图如下列图所示：与机体有关零件的构造尺寸见下表：铸铁减速器机体构造尺寸计算表名称符号尺寸关系尺寸大小基座壁厚QUOTE810mm机盖壁厚QUOTE88mm机座凸缘厚度1.5QUOTE15mm机盖凸缘厚度1.5QUOTE15mm机座底凸缘厚度p2.5QUOTE25mm地脚螺钉直径M16地脚螺钉数目nn=4/轴承旁连接螺栓直径M12机盖与机座连接螺栓直径M10连接螺栓QUOTE的间距l100~150120轴承端盖螺栓直径M8窥视孔盖螺栓直径M6定位销直径8mm至外壁距离/22、18、16mmQUOTE、QUOTE至凸缘距离/20、14mm轴承旁凸台半径16mm凸台高度H根据低速级轴承外径确定外机壁至轴承座端面距离39mm机壁至轴承座端面距离50mm大齿轮顶圆与机壁距离>1.2QUOTE12mm齿轮端面与机壁距离10mm机盖、机座肋厚轴承端盖外径轴承座孔径+(5~5.5)QUOTE视具体轴承而定轴承端盖凸缘厚度e(1~1.2)QUOTE9mm轴承旁连接螺栓距离ssQUOTE视具体轴承而定3.2草图第一阶段3.2.1间距确定取中间轴上两齿轮轴向间距。因采用油润滑，轴承外圈端面至机体壁的距离要留出安放挡油板的空间，取QUOTE；取挡油板宽度C=4mm。取中间轴上齿轮2端面至机体壁的距离QUOTE3.2.2高速轴轴系部件设计选择轴的材料因传递功率不大，且对质量与构造尺寸无特殊要求，应选用45钢并进展调制处理。初步轴径QUOTE，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径QUOTE和长度QUOTE对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献[3]第759页得，C=97~106，考虑轴端弯矩比转矩小，取C=97，那么考虑键槽影响，取QUOTE。确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式。联轴器及轴段①前面计算的QUOTE即为轴段①的直径，又考虑轴段①上安装联轴器，因此轴段①的设计与联轴器的设计同时进展。由前面设计可知，选用弹性柱销联轴器。查文献[1]表13.1取KA=1.5，计算转矩由参考文献[2]表13.1查询可得GB/T5014-2003中的LH1型弹性柱销联轴器符合要求，其参数为：公称转矩160N·m，许用转速为7100r/min，轴孔直径围是12~24mm。满足电动机轴径要求。取与轴相连端轴径16mm，轴孔长度30mm，J型轴孔，选用A型键，联轴器主动端代号为。相应的，轴段①的直径QUOTE，轴段长度应该比联轴器略短，故取其长度为l1=28mm密封圈与轴段②联轴器右端采用轴肩固定，取轴肩高度h=1mm，那么轴段②的直径d_2=18mm。轴承与轴段③及轴段⑦由前面设计知，轴承类型为角接触轴承，暂取轴承型号为7304C，由文献[2]表12.2查得径d=20mm，外径D=52mm，宽度B=15mm，定位轴肩直径QUOTE，。故轴段③的直径QUOTE。轴段⑦的直径应与轴段③一样，即QUOTE。轴段④由于齿轮齿根圆直径较小，假设选择QUOTE，故轴与齿轮应做成齿轮轴，取过渡轴段QUOTE齿轮轴段⑤取QUOTE。轴段⑥在轴段⑦和齿轮轴段间取过渡轴段段QUOTE机体与轴段②③④⑥⑦的长度因采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=9mm。由于所选联轴器不影响轴承端盖螺栓的拆卸，轴肩与轴承端盖之间的间隙取K=10mm。在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖的相互位置与尺寸之后，即可确定各轴段的长度。取轴段③⑦的长度QUOTE；轴段②的长度QUOTE；轴段⑥的长度QUOTE；轴段④的长度QUOTE轴的各局部尺寸均确定。取联轴器轮毂中间位置为力的作用点，可得跨距QUOTE；QUOTE；QUOTE。完成的构造草图如下所示。键连接设计联轴器与轴之间采用A型普通平键连接，型号为：键QUOTE，h=5，QUOTE。3.2.3中间轴轴系部件设计选择轴的材料因传递功率不大，且对质量与构造尺寸无特殊要求，应选用45钢并进展调制处理。初步轴径QUOTE，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径QUOTE和长度QUOTE对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献[3]第759页得，C=97~106，考虑轴端弯矩比转矩小，取C=97，那么确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式。轴承与轴段①及轴段⑤由前面设计知，轴承类型为角接触轴承，暂取轴承型号为7305C，由文献[2]表12.2查得径d=25mm，外径D=62mm，宽度B=17mm，定位轴肩直径QUOTE，。故轴段①的直径QUOTE。轴段⑤的直径应与轴段①一样，即QUOTE。齿轮3与轴段②为了便于齿轮的安装，QUOTE应略大于QUOTE，取QUOTE，齿轮3左端用套筒固定，那么轴段②的长度应略小于齿轮3的宽度QUOTE，取QUOTE。轴段③齿轮3右端用轴肩固定，取QUOTE。QUOTE齿轮2与轴段④齿轮2左端也用轴肩固定。可取QUOTE，齿轮2右端用套筒固定，那么轴段④的长度应略小于齿轮2的宽度QUOTE，取QUOTE。轴段①⑤的长度完成的构造草图如下所示。键连接设计齿轮2、齿轮3与轴之间采用A型普通平键连接，型号分别为：键QUOTE，h=7，QUOTE；键QUOTE，h=7，QUOTE。3.2.4低速轴轴系部件设计选择轴的材料因传递功率不大，且对质量与构造尺寸无特殊要求，应选用45钢并进展调制处理。初步轴径QUOTE，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径QUOTE和长度QUOTE对于转轴，按扭转强度初算轴径，取C=97，那么考虑键槽影响，取QUOTE。确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式。联轴器及轴段①前面计算的即为轴段①的直径，又考虑轴段①上安装联轴器，因此轴段①的设计与联轴器的设计同时进展。由前面设计可知，选用弹性柱销联轴器。查文献[1]表12.1取KA=1.5，计算转矩由参考文献[2]表13.1查询可得GB/T5014-2003中公称转矩630N·m的弹性柱销联轴器满足要求，其许用转速为5000r/min，轴孔直径围是30-48mm。取与轴相连端轴径32mm，轴孔长度为QUOTE，J型轴孔。相应的，轴段①的直径QUOTE，取其长度为l1=58mm。密封圈与轴段②联轴器右端采用轴肩固定，取轴段②的直径QUOTE。轴承与轴段③及轴段⑦由前面设计知，轴承类型为深沟球轴承，暂取轴承型号为6208，由文献[2]表12.1查得径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm，定位轴肩直径QUOTE，。故轴段③的直径QUOTE。轴段⑦的直径应与轴段③一样，即QUOTE。轴段⑥为了便于齿轮的安装，QUOTE应略大于QUOTE，取QUOTE，齿轮3右端用挡油板固定，那么轴段⑥的长度应略小于齿轮4的宽度QUOTE，取QUOTE。轴段⑤齿轮4右端用轴肩固定，取QUOTE。轴段④取过渡轴段④直径QUOTE。机体与轴段②③④⑤⑦的长度因采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=9mm。由于所选联轴器不影响轴承端盖螺栓的拆卸，轴肩与轴承端盖之间的间隙取K=10mm。在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖的相互位置与尺寸之后，即可确定各轴段的长度。取轴段③的长度QUOTE；轴段②的长度QUOTE；轴段⑦的长度QUOTE；取轴段⑤的长度QUOTE；取轴段④的长度QUOTE轴的各局部尺寸均确定。取联轴器轮毂中间位置为力的作用点，可得跨距QUOTE；QUOTE；QUOTE。完成的构造草图如下所示。键连接设计联轴器、和齿轮4与轴之间采用A型普通平键连接，型号分别为：键QUOTE，h=8，QUOTE。键QUOTE，h=8，QUOTE。3.2.5轴系部件校核计算本设计已完成高、中、低速轴的轴系部件校核计算，均满足设计要求，此处只给出低速轴校核计算过程。轴的受力分析画受力简图圆周力QUOTE径向力QUOTE计算支反力QUOTEN轴承1的总的支反力为轴承2的总的支反力为画弯矩图在水平面上,轴承1处，A-A面左侧A-A面右侧QUOTE=QUOTE垂直面上，弯矩为A-A面左侧A-A面右侧26980088mm114mm61mm26980088mm114mm61mm画转矩图校核轴的强度A-A剖面右侧弯矩大，有转矩，为危险截面。该截面抗弯模量为该截面的抗扭截面模量为弯曲应力扭剪应力调质处理的45钢，由参考文献[3]可以查得QUOTE，QUOTE，QUOTE=155MPa；材料等效系数QUOTE，QUOTE。键槽引起的应力集中系数可由参考文献[1]附表10.3得：QUOTE，QUOTE=1.625。查参考文献[1]附图10.1得QUOTE，QUOTE。查参考文献[1]附图10.1与附表10.2得QUOTE。由此，平安系数计算如下：由参考文献[1]表10.5得许用平安系数[S]=1.3~1.5，显然S>[S]，故A-A截面平安。校核键连接的强度滚筒与轴连接处为平键连接，挤压应力式中：d——键连接处的轴径，mm； T——传递的转矩，N·mm； h——键的高度，mm； l——键连接长度，mm；故键、轴材料均为45钢，[QUOTE]=120~150MPa。QUOTE，故强度满足需要。校核轴承强度由参考文献[2]查得6208轴承的。轴承工作环境无轴向力，轴承1的工作环境比轴承2工作环境恶劣，故只需校核轴承2。计算当量动载荷其中，X为动载荷径向系数，QUOTE为轴承径向载荷。由参考文献[1]表11.12可知，X=1。那么校核轴承寿命轴承在100℃下工作，QUOTE。根据其载荷性质，取QUOTE。轴承寿命为减速器使用五年，三班工作制，那么预期寿命为轴承寿命很充裕。3.3草图第二阶段3.3.1传动件的构造设计齿轮2构造设计齿轮2齿顶圆直径QUOTE178.81mm，为了减少质量和节约材料，采用腹板式构造。采用自由锻毛坯构造，如下列图所示。图中各尺寸如下：取QUOTE，为增强齿根部强度，取QUOTE取c=10mm齿轮3构造设计齿轮3齿顶圆直径QUOTE75mmQUOTE，做成实心式构造。齿轮4构造设计齿轮4齿顶圆直径QUOTE195mm，为了减少质量和节约材料，采用腹板式构造。考虑节约本钱，采用自由锻毛坯构造，如前图所示。图中各尺寸如下：取QUOTEQUOTE，取QUOTE取c=18mm取取3.3.2轴承端盖的设计采用凸缘式轴承端盖，构造如下列图所示：高速轴轴承端盖设计由前面设计可知，QUOTED=52mm，QUOTE，QUOTE，取QUOTEQUOTE，QUOTE中间轴轴承端盖设计由前面设计可知，QUOTED=62mm，QUOTE，QUOTE，取QUOTE。QUOTE，QUOTE低速轴轴承端盖设计由前面设计可知，QUOTED=80mm，QUOTE，QUOTE，取QUOTE。由参考文献[2]表14.4可知，QUOTE，QUOTE3.3.3挡油板的设计挡油板构造如左图所示3.3.4套筒设计中间轴套筒设计取径QUOTE，外径QUOTE，QUOTE长度l=14mm。取径QUOTE，外径QUOTE，QUOTE长度l=17mm低速轴套筒设计取径QUOTE，外径QUOTE，QUOTE，长度QUOTE=5mm，QUOTE=12mm。3.4草图第三阶段减速器机体的构造设计机体中心高和油面位置确实定为防止浸油齿轮将油池底部沉积物搅起，大齿轮的齿顶圆到油池底面的距离应不小于30~50mm。应保证齿轮浸入深度应不小于10mm，最高油面应比最低油面高出10~15mm，且