哈工大机械设计课程设计

1、实用标准一、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，其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380 V。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Pw=Fxv1000=2130Nx1.1ms1000=2.343Kw从电动机到工作机输送带之间的总效率为：=1224324式中，1、2、3、4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1=0.99、2=0.99、3=0.97、4=0.97，则=1224324=0.992x0.994x0.972x0.97=0.86所以电动机所需工作功率为Pd=Pw=

2、2.343kW0.86=2.72kW1.1.3 确定电动机转速按表2.1推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i=840，而工作机卷筒轴的转速为nw=60x1000xvd=60x1000x1.1x240rmin88 rmin所以电动机转速的可选范围为nd=inw=840x88rmin=7043520 rmin符合这一范围的同步转速有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，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000 r/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

3、主要性能如下表：电动机型号额定功率/Kw满载转速/(r/min)启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132S-63902.02.0电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如下表：型号HABCDEFxGDGKbb1b2AAHAL1Y132S 13221614089388010x8331228021013560184751.2 计算传动装置总传动比并分配传动比总传动比i为i=nmnw=96088=10.91分配传动比i=iIxiII考虑润滑条件，为使结构紧凑，各级传动比均在推荐值范围内，取iI=1.4iII，故iI=1.4i=1.4x10.91=4iII=iiI=12.084.11=2.731.3 计算传动装

4、置各轴的运动及动力参数1.3.1 各轴的转速I轴： nI=nm=960rminII轴： nII=nIiI=960rmin4=240rminIII轴： nIII=nIIiII=240 rmin2.73=88 rmin卷筒轴：nW=nIII=88rmin1.3.2 各轴的输入功率I轴： PI=Pd1=2.72 kWx0.99=2.69 kWII轴： PII=PI23=2.69kWx0.99x0.97=2.58kWIII轴： PIII=PII23=2.58 kWx0.99x0.97=2.48 kW卷筒轴：P卷=PIII12=2.48x0.99x0.99=2.43 kW1.3.3 各轴的输入转矩 电动

5、机的输出转矩Td为 Td=9.55x106xPdnm=9.550x106x2.72 kW960 rmin=2.71x104Nmm 所以： I轴： TI=Td1=27100Nmmx0.99=2.68x104Nmm II轴： TII=TI12iI=26800Nmmx0.99x0.97x4=10.29x104Nmm III轴： TIII=TII23iII=102900Nmmx0.99x0.97x2.73=2.698x105Nmm 卷筒轴：T卷=TIII12=269800Nmmx0.99x0.99=2.644x105Nmm 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/

6、min）960.0960.0240.08888功率P/(kW)2.722.692.582.482.43扭矩T/(Nmm)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21725HBW，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162217HBW，平均硬度为190HBW。大小齿轮齿面评价硬度差为46HBW，在3050HBW之间。选

7、用8级精度。2.1.2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行设计。由式中各参数为：(1) 小齿轮传递的转矩。由前面设计可知，(2) 设计时，因v值未知，不能确定，故可初选载荷系数Kt = 1.11.8，此处初取Kt = 1.4。(3) 由表6.6取齿宽系数。(4) 由表8.5查得弹性系数。(5) 初选螺旋角由图8.14查得节点区域系数。(6) 齿数比。(7) 初选= 21, 则 ，取。传动比误差5%，符合设计要求。(8)端面重合度=1.88 -3.21z1+1z2cos= 1.88 -3.2117+189cos12=1.66。轴面重合度=0.318dz1tan=0.

8、3181.121tan12=1.42由图6.16查得重合度系数Z=0.825由图8.24查得螺旋角系数Z=0.99(9) 接触许用应力可由H= ZNHlimSH求得，由图6.29（e）、（a）得接触疲劳极限应力Hlim1=570MPa，Hlim2=390MPa，SH=1.0。大小齿轮1、2的应力循环次数分别为N1=60n1aLh=609601.0382505=1.728109N2= N1i1= 4.32108由图6.30查得寿命系数ZN1=1.0，ZN2=1.1（允许有局部点蚀）；由表6.7，取安全系数SH=1.0。H1= ZN1HlimSH= 1.05701.0 =570.0MPaH2= Z

9、N2HlimSH= 1.13901.0 =429.0MPa故取H= H2= 429.0MPa计算小齿轮1的分度圆直径d1t， 得d1t32KtTdu+1uZEZHZZH2=321.4268001.04+14189.82.450.8250.994292 =42.01 mm2.1.3确定传动尺寸(1) 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v= d1tn1601000=42.0196060000=2.11 m/s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K=1.10；由表6.4查得齿间载荷分布系数K=1.2，故K=KAK

10、VKK=1.01.131.101.2=1.49(2) 对 d1t进行修正。因为K与Kt有较大差异，故需对按照Kt值设计出来的 d1t进行修正，即d1= d1t3KKt=42.89mm(3) 确定模数mnmn= d1cosz1= 42.89cos12 21=2.00按表6.1，取mn=2(4) 计算传动尺寸。中心距a= mnz1+z22cos= 221+852cos12=108.37 mm圆整为a=109mm,则螺旋角=arccosmnz1+z22a=arccos221+852109=13.47因为值与初选值相差较大，故与有关的数值需修正，修正后的结果是=1.64，=1.61，Z=0.78， Z

11、=0.98， d1=40.31。显然值改变后，d1的计算值变化很小，因此不再修正mn和a。故d1=mnz1cos=221cos13.47=43.189 mmd2=mnz2cos=285cos13.47=174.811 mmb=dd1=1.043.189=43.189 mm圆整为b=45 mm。取b2=b=45mm，b1=50mm。2.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度F= 2KTbmnd1YFYsYYF式中各参数：(1) K、T、mn同前。(2) 齿宽b = b2=45 mm。(3) 齿形系数YF与应力修正系数Ys。当量齿数zv1=z1cos3=21cos13.47=22.85zv2=z2cos3=

12、85cos13.47=91.41查图6.20得齿形修正系数YF1=2.68，YF2=2.22。由图6.21查得应力修正系数Ys1=1.57，Ys2=1.81。(4) 查图8.21得重合度系数Y=0.72。(5) 查图8.26得螺旋角系数Y=0.90。(6) 许用弯曲应力可由下式算得F= YNFlimSF查得弯曲疲劳极限应力Flim1=220 MPa，Flim2=170 MPa查得寿命系数YN1= YN2=1.0。查得安全系数SF=1.25，故F1= YN1Flim1SF= 1.0220 1.25=176 MPaF2= YNFlim2SF= 1.0170 1.25=136 MPa故F1= 2KT

13、bmnd1YF1Ys1YY= 21.5216813.3840236.052.681.570.720.90=48.32 MPa F1F2= F1YF2Ys2YF1Ys1=48.322.221.812.681.57=46.14 MPaF2 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项目代号计算公式计算结果1齿数齿轮1z1/21齿轮2z2/852法面模数(mm)mn/23端面模数(mm)mtmn/cos2.0574法面压力角（度)n/205端面压力角（度)t20.5666齿顶高系数han*/17顶隙系数cn*/0.258标准中心距

14、(mm)amnz1+z22cos1099实际中心距(mm)a10910螺旋角/11变位系数齿轮1x10齿轮2x2012齿顶高(mm)齿轮1ha1han*cos*mt2齿轮2ha2213齿根高(mm)齿轮1hf1han*+cn*cos*mt2.5齿轮2hf22.514分度圆直径(mm)齿轮1d1mt*z43.189齿轮2d2174.81115齿顶圆直径(mm)齿轮1da1da= d+2xha47.189齿轮2da2178.81116齿根圆直径(mm)齿轮1df1df= d-2xhf38.189齿轮2df2169.8112.2.1 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

15、选用45#钢，采用软齿面，小齿轮调制处理，齿面硬度为21725HBW，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162217HBW，平均硬度为190HBW。大小齿轮齿面评价硬度差为46HBW，在3050HBW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行设计。根据d332KT3du+1uZEZHZH2式中各参数为：(1) 小齿轮传递的转矩T2。T2=102900Nmm(2) 设计时，因v值未知，Kv不能确定，故可初选载荷系数Kt = 1.11.8，此处初取Kt = 1.3。(3) 由参考文献1表8.

16、6取齿宽系数d=1.0。(4) 由参考文献1表8.5查得弹性系数ZE=189.8MPa。(5) 由参考文献1图8.14查得节点区域系数ZH=2.5。(6) 齿数比u= i2=2.73。(7) 初选z3=23, 则z4=uz3=2.7323=62.79 ，取z4=63。传动比误差5%，符合设计要求。=1.88 -3.21z3+1z4cos= 1.88 -3.2123+1631.0=1.69。由图8.5查得重合度系数Z= 0.87(8) 接触许用应力可由H= ZNHlimSH算得，由高速级齿轮设计可知Hlim3=570MPa，Hlim4=390MPa，SH=1.0。而N3=N2，故寿命系数ZN3=

17、ZN2=1.05（允许有局部点蚀），N4= N3i2= 4.9151082.94=1.33108，由参考文献1图6.30查得寿命系数ZN4=1.15（允许有局部点蚀）；则H3= ZN3HlimSH= 1.05x5701.0 =598.5 MPaH4= ZN2HlimSH= 1.15x3901.0 =448.5MPa故取H= H4= 448.5MPa计算小齿轮3的分度圆直径d3t d3t32KtT2du+1uZEZHZH2=321.383925.301.22.73+12.73189.82.50.87448.52 =67.473mm2.2.3 确定传动尺寸(1) 计算载荷系数K。由参考文献1表8.

18、3查得使用系数KA=1.0。齿轮线速度如下式v= d3tnII601000=67.473240601000=0.85 m/s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K=1.1参考文献1表6.4得齿间载荷分布系数K=1.2故K=KAKVKK=1.01.071.11.2=1.41(2) 因为K与Kt相差较大，故需按Kt值计算出的d3t进行修正，即d3=d3t3KKt=67.47331.411.3=69.325mm(3) 确定模数mm= d3z3= 69.32523=3.01 mm （按表6.1取m=3mm)(4) 计算传动尺寸。中心距a= 12mz3+z

19、4= 12323+63=129mma) 计算传动尺寸d3=mz3=323=69mmd4=mz4=363=189mmb= dd3=69取b3=70 mm，b4=75 mm 。2.2.4 校核齿根弯曲疲劳强度F= 2KTbmdYFYsYF式中各参数：(1) K、T2、m同前。(2) 齿宽b = b3 =70mm。(3) 齿形系数YF与应力修正系数Ys。查参考文献1 图8.19得YF3=2.67，YF4=2.23查参考文献1 图8.20得Ys3=1.57，Ys4=1.77查参考文献1 图8.15得重合度系数Y=0.70。许用弯曲应力可由下式算得F= YNFlimSF查得弯曲疲劳极限应力Flim3=2

20、20 MPaFlim4=170 MPa由前面计算N3=N2=4.915108，N4=1.33108查参考文献1 图6.31得寿命系数YN3= YN4=1.0。查参考文献1 表6.7得安全系数SF=1.25，故F3= YN3Flim3SF= 1.0220 1.25=176 MPaF4= YNFlim4SF= 1.0170 1.25=136 MPa故F3= 2KTIIbmd3YF3Ys3Y= 21.4583925.30702.557.52.671.570.70=70.97 MPa F4= F3YF4Ys4YF3Ys3=70.972.231.772.671.5766.82 MPa 容易看出F1F3F

21、21.212 mm齿轮端面与内机壁距离210 mm机盖、机座肋厚m1、mm10.851,m0.85轴承端盖外径D2轴承座孔径+(55.5)d3视具体轴承而定轴承端盖凸缘厚度e(11.2)d39 mm轴承旁连接螺栓距离ssD2视具体轴承而定3.2 草图第一阶段3.2.1 间距确定(1) 取中间轴上两齿轮轴向间距4=6mm。(2) 因采用油润滑，轴承外圈端面至机体内壁的距离要留出安放挡油板的空间，取3=4 mm；取挡油板宽度C=4 mm。(3) 取中间轴上齿轮2端面至机体内壁的距离2=10 mm3.2.2 高速轴轴系部件设计(1) 选择轴的材料因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用4

22、5钢并进行调制处理。(2) 初步轴径dmin，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径d1和长度L1对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献3第759页得，C=97106，考虑轴端弯矩比转矩小，取C= 97，则dmin=C3Pn=9732.69960=13.68 mm考虑键槽影响，取dmin=13.681+5% mm=14.36 mm。(3) 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。(4) 联轴器及轴段前面计算的dmin即为轴段的直径，又考虑轴段上安装联轴器，因此轴段的设计与联轴器的设计同时进行。由前面设计可知，选用弹性柱销联轴器。查文献1表1

23、3.1取KA=1.5，计算转矩Tc1= KAT=1.526.8=40.2 Nm由参考文献2表13.1查询可得GB/T 5014-2003中的LH1型弹性柱销联轴器符合要求，其参数为：公称转矩160 Nm，许用转速为7100 r/min，轴孔直径范围是1224 mm。满足电动机轴径要求。取与轴相连端轴径16 mm，轴孔长度30 mm，J型轴孔，选用A型键，联轴器主动端代号为HL2 1630 GBT5014-2003。相应的，轴段的直径d1=16mm，轴段长度应该比联轴器略短，故取其长度为l1=28 mm(5) 密封圈与轴段联轴器右端采用轴肩固定，取轴肩高度h=1 mm，则轴段的直径d_2=18

24、mm。(6) 轴承与轴段及轴段由前面设计知，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查得内径d=20 mm，外径D=52 mm，宽度B=15 mm，定位轴肩直径damin=27 mm，。故轴段的直径d3=20 mm。轴段的直径应与轴段相同，即d7=20 mm。(7) 轴段由于齿轮齿根圆直径较小，若选择d4=30mm， df1-d4-t1=38-30-3.3S，故A-A截面安全。(3) 校核键连接的强度滚筒与轴连接处为平键连接，挤压应力p=4Tdhl式中：d键连接处的轴径，mm； T传递的转矩，Nmm； h键的高度，mm； l键连接长度，mm；故p=4Tdhl=4x26

25、980042x8x63= 50.98 MPa键、轴材料均为45钢，p= 120150MPa。p p，故强度满足需要。(4) 校核轴承强度由参考文献2查得6208轴承的Cr=29500 N,C0=18100N。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P=XFr其中，X为动载荷径向系数，Fr为轴承径向载荷。由参考文献1表11.12可知，X=1。则P=XFr= Fr= FR2=1979.21 N(5) 校核轴承寿命轴承在100下工作，fT=1。根据其载荷性质，取fP=1.1。轴承寿命为Lh=10660xnfTCrPfP3=10660x88x1x29

26、5001.1x1979.213=4.71105 h已知减速器使用五年，三班工作制，则预期寿命为Lh=8x3x250x5=30000 h轴承寿命很充裕。3.3 草图第二阶段3.3.1 传动件的结构设计(1) 齿轮2结构设计齿轮2 齿顶圆直径da2=178.81 mm，为了减少质量和节约材料，采用腹板式结构。采用自由锻毛坯结构，如下图所示。图中各尺寸如下：dh=27 mmD11.6dh=1.627=43.2 mm取D1=45 mmD2da-10m=178.81-10*2=158.81 mm， 为增强齿根部强度，取D2=160 mmc=0.20.3b=0.20.345=913.5 mm取c=10 m

27、mr=0.5c=0.510=5 mmD0=0.5D1+D2=0.545+160=102.5mmd00.25D2-D1=0.25160-45=28.75 mmL=1.21.5dh=4252.5=45mm(2) 齿轮3结构设计齿轮3 齿顶圆直径da3=75mmV0，满足设计，润滑条件较好。(2) 其他结构设计详见A0图纸。3.4.2 减速器的附件设计(1) 窥视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与铸造的凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用钢板焊接制成，用M6螺栓紧固。按要求选取A=90,B=60，A1=120，B1=90，C=105，C1=7