机械设计课程设计-带式运输机-二级齿轮.docx

哈尔滨工业大学机械设计课程设计一、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=2200N；d=250mm；v=0.9m/s机器年产量：小批量；机器工作环境：清洁；机器载荷特性：平稳； 机器最短工作年限：6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：从电动机到工作机传送带间的总效率为：式中：分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。联轴器选用弹性联轴器，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1=0.99,2=0.99,3=0.97,4=0.96。则：=1224324=0.9920.9940.9720.96=0.846所以电动机所需要的工作功率为：Pd=Pw=1.980.846kW=2.34kW3.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iz=840，而工作机卷筒轴的转速为：nw=601000vd=6010000.9250=68.755 r/min所以电动机转速的可选范围为：nd=inw=84068.755=5502750r/min 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：。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)起动转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩Y132S-639602.02.0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HABCDEFGDGKY132S1322161407038801083312-bb1b2hAABBHAL1-2802101353156020018475（三）计算传动装置的总传动比1.总传动比为：i=nmnw=96068.755=13.9632分配传动比：i=iiII考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相接近，取，故：i=1.4i=1.413.963=4.421iII=13.9634.421=3.158（四）计算传动装置各轴的运动和动力参数1.各轴的转速轴n=nm=960 r/min轴n=ni=9604.421=217.14r/min轴n=ni=217.143.158=68.76 r/min卷筒轴 nw=n=68.76 r/min2.各轴的输入功率轴P=Pd1=2.340.99 =2.32kW轴P=P23=2.320.99 0.97=2.22kW轴P=P23=2.220.99 0.97=2.14kW卷筒轴 P卷=P21=2.140.990.99=2.10kW3.各轴的输出转矩电动机轴的输出转矩为Td=9.55106Pdnm=9.551062.34960=23278 Nmm所以： 轴T=Td1=232780.99 =23045 Nmm轴T=T23i=230450.99 0.974.421=97839 Nmm轴T=T23i=978390.99 0.973.158=296708Nmm卷筒轴 T卷=T21=2957080.99 0.99=290804 Nmm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2.342327896010.99轴2.32230459604.4210.96轴2.2297839217.143.1580.96轴2.1429670868.76卷筒轴2.1029080468.7610.98二、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，小齿轮调质处理，齿面硬度为215255HBW，平均硬度236 HBW；大齿轮正火处理，齿面硬度162217HBW，平均硬度190HBW。大、小齿轮齿面平均硬度差为46HBW，在3050HBW范围内。选用8级精度。2初步计算传动主要尺寸由于是软齿面闭式传动，故按照齿面接触疲劳强度进行。由参考文献1式（8.21），即d132KT1du+1u(ZEZHZZH)2式中各参数为：1) 小齿轮传递的扭矩T=23045Nmm2) 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，本题初选Kt=1.43) 由参考文献1表8.6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) 初选螺旋角=12，由参考文献1图8.15查得节点区域系数为ZH=2.46。6) 初选z1=19,则z2=i2z1=4.42119=83.99，取z2=84。7) 齿数比u=8419=4.421 。由参考文献1式（8.1）得端面重合度=1.88-3.21z1+1z2cos=1.88-3.2119+184cos12=1.67由参考文献1式（8.2）得轴面重合度=0.318dz1tan=0.3181.119tan12=1.41由参考文献1图8.15查得重合度系数Z=0.775。8) 由参考文献1图8.24查得螺旋角系数Z=0.99。9）许用接触应力由参考文献1式（8.26），即H=ZHHlimSH算得。由参考文献1图8.28e,图8.28a得解除疲劳极限应力Hlim1=570MPa，Hlim2=390MPa。小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为N1=60naL10h=609601.0282506=1.3824109N2=N1i=1.38241094.421=3.1269108由参考文献1图8.29查得寿命系数ZN1=1.0,ZN2=1.11(允许局部点蚀)。由参考文献1表8.7，取安全系数SH=1.0，得H1=ZN1Hlim1SH=1.05701.0MPa=570MPaH2=ZN2Hlim2SH=1.113901.0MPa=432.9MPa故取H=H2=432.9MPa。初算小齿轮1的分度圆直径d1t,得d1t32KT1du+1uZEZHZZH2=321.4230451.04.421+14.421189.82.460.7750.99432.92mm=37.840 mm3确定传动尺寸1）计算载荷系数。由参考文献1表8.3查得使用系数KA=1.0。v=d1tn1601000=37.840960601000 ms=1.97ms由参考文献1图8.7得动载荷系数Kv=1.12。由参考文献1图8.11得齿向载荷分布系数K=1.15(设轴刚性小)。由参考文献1表6.4得齿间载荷分布系数K=1.2，则K=KAKvKK=1.01.121.151.2=1.54562）对d1t进行修正。因K于Kt有较大差异，故需对按Kt值计算出的d1t进行修正，即d1=d1t3KKt=37.84031.54561.4mm=39.109mm3)确定模数mn。mn=d1cosz1=39.109cos1219mm=2.01mm由参考文献1表8.1，取mn=2mm。4)计算传动尺寸中心距：a=mn(z1+Z2)2cos=2(19+84)2cos12mm=105.2mm圆整为a=105mm,则螺旋角=arccosmn(z1+z2)2a=arccos2(19+84)2105=11.201所以d1=mnz1cos=219cos11.201mm=38.738mm d2=mnz2cos=284cos11.201mm=171.262mmb=dd1=1.038.738mm=38.738mm取b2=40mm,b1=b2+510mm,取b1=45mm。4校核齿根弯曲疲劳强度由参考文献1式(8.24)，即F=2KT1bmnd1YFYSYYF式中各参数：1） K=1.5456、T=23045Nmm、b=40mm、d1=38.738mm、mn=2mm。2） 齿形系数YF和应力修正系数YS。当量齿数zv1=z1cos3=19cos11.2013=20,13zv2=z2cos3=84cos11.2013=88.99由参考文献1图8.19查得YF1=2.79,YF2=2.22。由参考文献1图8.20查得YS1=1.55,YS2=1.783) 由参考文献1图8.22查得重合度系数Y=0.79。4）由参考文献1图8.28查得螺旋角系数Y=0.91。5）许用弯曲应力可由参考文献1式（8.29），即F=YNFlimSF算得。由参考文献1图8.29f,图8.29b查得弯曲疲劳极限应力Flim1=220 MPa,Flim2=170Pa。由参考文献1图8.32查得寿命系数YN1=YN2=1.0。由参考文献1表8.7查得安全系数SF=1.25，故F1=YN1Flim1SF1=1.02201.25 MPa=176 MPaF2=YN2Flim2SF2=1.01701.25 MPa=136MPaF1=2KT1bmnd1YFYSYY=21.54562304540238.7382.791.550.790.91MPa=71.46MPaF1F2=F1YF2YS2YF1YS1=71.462.221.782.791.55MPa=65.30MPaTC）。但其轴孔直径范围为d=(1222)mm,满足不了电动机的轴颈要求，故选用LX3型联轴器Tn=1250NmTC,n=4750r/minn。其轴孔直径d=(3048)mm,可满足电动机的轴颈要求。最后确定减速器高速轴轴伸出的直径dmin=30mm5.确定滚动轴承的类型及其润滑与密封方式考虑轴向力的影响，本方案选用角接触球轴承。因为齿轮1的线速度v=dn601000=41.738960601000ms=2.10ms2ms，靠机体内油的飞溅可以直接润滑轴承。由于该减速器的工作环境清洁，且已选定油润滑，故滚动轴承采用接触式密封中的唇形圈密封。6.确定轴承端盖的结构形式轴承端盖用以固定轴承，调整轴承间隙并承受轴向力。轴承端盖的结构形式选用凸缘式，用螺钉与机体轴承座连接。调整轴向间隙比较方便，密封性能好。7. 轴承部件的设计取机体的铸造壁厚=8mm，机体上轴承旁连接螺栓直径连接螺栓直径d2=12mm，装拆螺栓所需要的扳手空间C1min=18mm,C2min=16mm,故轴承座内壁至座孔外端面距离L=+C1+C2+58mm=5558mm，取L=55mm。为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构形式。因传递功率小，齿轮减速器效率高，发热小，估计轴不会很长，故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：输出轴的草图1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。1234567(1) 轴段直径确定轴段1的直径为d1=30mm。联轴器的右端轴肩固定， 由参考文献1图9.16和表9.5计算得到轴肩高度h=0.070.1d1=0.070.130mm=2.13mm，即d2=d1+2h=30+22.13mm=(34.236)mm。按标准GB/T 1387.1-1992，选取唇形圈油封的轴基本尺寸 d=35mm，其基本外径和宽度分别为D=50mm,b=8mm，所以对轴段2有d2=35mm 。轴段3和轴段7安装轴承，尺寸由轴承确定。考虑使用斜齿轮,齿轮有轴向力，轴承类型选用角接触球轴承轴，根据GB/T 2761994，初选轴承7208C，d=40mm，外形尺寸D=80mm，B=18mm，轴件安装尺寸da=47mm,采用油润滑。故取d3=d7=40mm 。d4=d6=47mm轴段5做成齿轮轴的形式，取d5=40mm。(2)轴段长度确定轴段具体长度要综合考虑其他2根轴的尺寸和联轴器端面到箱体轴承透盖的距离确定。轴段1长度略短于联轴器长度，取l1=60mm。轴段3和轴段7的长度等于轴承宽度，即l7=l3=18mm。轴段2长度等于联轴器端面到箱体轴承透盖的距离（取16mm）、轴承端盖总厚度（取9mm）与基座外端面到轴承外侧距离之和，l2=16+9+55-4-18=58mm。轴段4和轴段6为轴承定位轴肩的长度取l4=l6=10mm。轴段5长度需要在齿轮箱体轴承和其他轴系部件位置固定后综合确定。但考虑到滚刀在加工该轴段上的齿轮时，有与轴段6轴肩相碰的可能，应当避免。dk=63mmd5=40mmdf=33.738mmd=38.738mmd6=47mml0如上图所示，滚刀直径按标准GB/T 6083-2001取dk=63mm，为保证加工到齿轮最右端时滚刀不碰及轴段6的轴肩，l0应满足：l0dk22-dk2-d62+df22=19.33mm 故安全起见，取l0=25mm。 (二)中间轴(轴)的设计计算1. 轴的基本参数-轴：n=217.14 r/minT=97839 Nmm计算得作用在齿轮2上的力：Ft2=2Td2=297839171.262N=1142.6NFr2=Ft2tanncos=1142.6tan20cos11.201N=423.9NFa2=Ft2tan=1142.6tan11.201N=226.3N计算得作用在齿轮3上的力：Ft3=2Td3=29783962.5N=3130.8NFr3=Ft3tann=3130.8tan20N=1139.5NFn3=Ft3cos=3130.8cos20N=3331.8N2.选择轴的材料考虑结构尺寸且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.初算轴径按照扭转强度条件初算轴的最小直径，d39.55106Pn0.2=C3Pn轴的材料初定为40Cr材料，根据参考文献1表10.2查得C=97106，考虑轴端弯矩比转矩小，取C=100。所以dC3Pn=10032.22217.14mm=21.70mm本方案中，按轴上有两个键槽处理，应将轴径增大10%，即d21.701+10%mm=23.87mm4.确定滚动轴承的类型及其润滑与密封方式考虑轴向力的影响，本方案亦选用角接触球轴承。采用油润滑，唇形圈密封。5.确定轴承端盖的结构形式轴承端盖用以固定轴承，调整轴承间隙并承受轴向力。选用凸缘式端盖结构，用螺钉与机体轴承座连接。调整轴向间隙比较方便，密封性能好。6.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)轴段直径确定轴承类型选用角接触球轴承轴，根据GB/T 2761994，初选轴承7208C，d=40mm，外形尺寸D=80mm，B=18mm，轴件安装尺寸da=47mm ,故d1=d5=40mm。轴承内测可用套筒轴向定位。轴段2的直径应为轴承的定位尺寸，d2=47mm。考虑可能出现的齿轮轴问题，进行校核计算，分度圆直径为62.50mm，所用键的尺寸为：bh=149mm，毂槽深t1=3.8mm则x62.52-3.125-3.8-472=0.575mm，显然齿轮3需要做成齿轮轴。轴段4取d4=44mm，则轴段3的轴肩为h=0.070.1d4=0.070.144mm=3.084.4mm，轴肩取4mm,则直径为d3=52mm。(3)轴段长度确定轴段4长度略短于齿轮2轮毂长度，齿轮2轮毂长度为40mm，则取l4=38mm，轴段3长度取15mm，即l3=15mm。轴段5长度由轴承宽度、箱体与其他轴系部件位置固定后综合确定，得l5=58mm。 (三)输出轴(轴)的设计计算1. 轴的基本参数-轴：n=68.76 r/minT=296708 NmmP=2.14kW则经过计算可得作用在齿轮上的力：Ft4=2Td4=2296708197.5N=3004.6NFr4=Ft4tann=3004.6tan20N=1093.6NFn3=Ft3cos=3004.6cos20N=3197.5N2.选择轴的材料考虑使用45号钢的时候轴可能会比较粗，结构复杂，而且第三根轴传递力矩较大，故选用40Cr，热处理方式为调质，能获得良好的综合机械性能。3.初算轴径按照扭转强度条件初算轴的最小直径，d39.55106Pn0.2=C3Pn根据参考文献1表10.2查得C=97106，考虑轴端弯矩比转矩小，取C=100。所以d39.55106Pn0.2=C3Pn=10032.1468.76mm=31.46mm本方案中，设轴颈上有两个键槽，应将轴径增大10%，即d32.2051+10%mm=34.60mm4.选择联轴器由于该轴转速较低，传递转矩较大，考虑到本设计不易保证同心度，采用具有良好补偿位移偏差的金属滑块联轴器（JB/ZQ 4384-1997）。查参考文献1表13.5可取：K=1.5。计算转矩为TC=KTIII=1.5296708Nm=445.1Nm根据TC=445.1Nm，查参考文献2表13.5中确定选取许用转矩为500Nm的金属滑块联轴器即可满足要求（n=250r/minn）。其轴孔直径取d=40mm, L1=70mm5.确定滚动轴承的类型及其润滑与密封方式在该轴上已无轴向力，或轴向力很小，本方案选用深沟球轴承。需要考虑轴承内径及安装，查参考文献2表12.2深沟球轴承，取6210,查得d=50mm,D=90mm,B=20mm。同一根轴上两个轴承应该为相同型号，采用油润滑，唇形圈密封。7.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：输出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8开始设计。12345678(2)轴段直径设计轴段8的直径，需要考虑到上述确定的联轴器直径d=40mm，则d8=dmin=40mm。考虑联轴器的轴向固定和唇形圈密封的内径系列，取轴肩2.5mm，轴段7直径d7=45mm。轴段6与轴段1要安装轴承，选轴承类型为深沟球轴承。故轴段6和轴段1的直径为：d6=d1=50mm。轴段5的直径应为轴承的定位尺寸，即d5=57mm。轴段4为非工作轴段，故取d4=50mm轴段2安装齿轮,为保证轴段3轴肩与齿轮2齿顶部位保持一定距离（10mm）,取d2=53mm，d3=60mm(3)轴段长度确定轴段3与轴5同为定位轴颈，取l3=l5=10mm。轴段2长度略短于齿轮4的轮毂宽度，齿轮4的轮毂宽度为35mm，则l2=33mm，轴段1长度等于轴承宽度、轴承与箱体内壁间隙、齿轮与箱体内壁间隙和齿轮4与其所在轴段长的差值组成，即l1=20+3+12+2=37mm。轴段5长度等于轴承宽度与挡油板宽度（2+3=15+9=24mm）之和，l5=19+24=43mm。轴段4长度根据前两根轴确定为l4=75mm。轴段7长度由轴承端盖宽度、联轴器端面到轴承端盖的距离（取16mm）、机座外表面与轴承外侧距离组成，即l7=16+9+55-22=58mm，轴段8长度略短于联轴器长度，联轴器长度为54mm，则取l8=53mm。（4）轴上键强度校核输出轴轴段8与轴段2上有键，连接为静连接，载荷平稳，且键材料均选用45号钢，查参考文献1表6.1取P=100MPa。由参考文献1式6.1需满足挤压强度条件： P=2TkldP1) 轴段2与大齿轮连接处的键其中轴段2的直径53mm，可取键的尺寸bh=1610mm。选取B型键（l=L=32mm，k=h2=5mm）则可解得:P=2TIIIkld=229670853253=70.0MPaP2) 轴段8与联轴器连接处的键其中轴段8的直径40mm，可取键的尺寸bh=128mm。选取A型键（L=50mm,l=L-b=38mm，k=h2=4mm，）则可解得:P=2TIIIkld=229670843840=97.5MPaP8.输出轴的强度校核（1）轴的受力简图（2）计算支反力Ft4=2Td4=2296708197.5N=3004.6NFr4=Ft4tann=3004.6tan20N=1093.6NFn3=Ft3cos=3004.6cos20N=3197.5N计算支反力，在水平面上：R1H=1093.642.5122.5+42.5N=286.7NR2H=Fr-R1H=1093.6-286.7N=801.9N在垂直平面上R1v=3004.642.542.5+122.5N=774.0NR2v=Ft-R1v=3004.6-774.0N=2230.6N轴承1的总支反力R1=R1H2+R1v2=286.72+7742N=825.4N轴承1的总支反力R2=R2H2+R2v2=801.92+2230.62N=2368.5N（3）画弯矩图 水平面上轴承处：MaH1=R1HL2=286.7122.5=35120.75NmmMaH2=R2HL3=801.942.5=34080.75Nmm 垂直面上，弯矩为：MaV1=R1VL2=774.0122.5=94815NmmMaV2=R2VL3=2230.642.5=94800.5Nmm 因此，Ma1=MaH12+MaV12=35120.752+948152=101110.6NmmMa2=MaH22+MaV22=34080.752+94800.52=100740.4Nmm（4）画扭矩图由弯矩图和扭矩图可知，轴的危险截面是齿轮中心剖面，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故剖面左侧为危险截面。抗弯截面模量W=0.1d3-bt1d-t122d=0.1533-164.553-4.52253mm3=13290mm3抗扭截面模量WT=0.2d3-bt1d-t122d=0.2523-164.553-4.52253mm3=28178mm3弯曲应力b=MW=101110.613290MPa=7.61MPaa=b=7.61MPam=0扭剪应力T=TWT=29670828178MPa=10.53MPa=m=T2=13.342MPa=5.26MPa危险截面的当量应力e=b2+42=12.98MPa100740.4101110.694800.59481534080.7595122.542.512345678IIITMaHMaVMaHT35120.75296708查参考文献1表10.1，得B=750MPa，-1=350MPa，-1=200MPa。材料等效系数=0.25，=0.13。键槽引起的应力集中系数，由附表10.4查得即K=1.58，K=1.79。绝对尺寸系数，由附图10.1查得即=0.56，=0.64。轴磨削加工时的表面质量系数由附图10.2查得即=0.80。安全系数：S=-1Ka+m=3501.580.80.567.61+0.250=13.04S=-1Ka+m=2001.790.80.645.26+0.135.26=10.48S=SSS2+S2=13.0410.4813.042+10.482=8.17 由表10.5查得许用安全系数S=1.31.5,显然SS,故大齿轮所在