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1、哈尔滨工业大学机电工程学院一、传动装置的总体设计一、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Fxv2130Nx1.1msPw=2.343Kw10001000从电动机到工作机输送带之间的总效率为：242=1234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242=1234=0.992x0.994x0.972x0.97=
2、0.86所以电动机所需工作功率为Pd=1.1.3 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60 x1000 xv60 x1000 x1.1nw=rmin 88 rmindx240所以电动机转速的可选范围为nd=inw=(840)x88rmin=(7043520)r min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.
3、1 选定电动型号为 Y132S-6，其主要性能如下表：电 动 机 型号Y132S-6额 定 功 率/Kw3满载转速/(r/min)90启动转矩最大转矩额定转矩额定转矩2.02.0Pw2.343kW=2.72kW0.86电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如下表：-1-哈尔滨工业大学机电工程学院型号HABCDEFxGDGKbb1b2AAHAL118475Y132S13221614089388010 x83312280210135601.2 计算传动装置总传动比并分配传动比总传动比i为nm960i=10.91nw88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
4、=1.4iII，故iI=1.4i=1.4x10.91=4i12.08iII=2.73iI4.111.3 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：nI=nm=960rminII 轴：nII=nIiI=iII960rmin4=240rmin=88 rminIII 轴：nIII=nII=240r min2.73卷筒轴：nW=nIII=88rmin1.3.2 各轴的输入功率I 轴：PI=Pd1=2.72kWx0.99=2.69kWII 轴：PII=PI23=2.69kWx0.99x0.97=2.58kWIII 轴：PIII=PII23=2.58kWx0.99x0.97=2.48k
5、W卷筒轴：P卷=PIII12=2.48x0.99x0.99=2.43kW1.3.3 各轴的输入转矩电动机的输出转矩 Td为Td=9.55x106xnd=9.550 x106x960r min=2.71x104N mmmP2.72kW所以：I 轴：TI=Td1=27100N mmx0.99=2.68x104N mmII 轴：TII=TI12iI=26800N mmx0.99x0.97x4=10.29x104N mmIII 轴：TIII=TII23iII=102900N mmx0.99x0.97x2.73=2.698x105N mm卷筒轴：T卷=TIII12=269800N mmx0.99x0.9
6、9=2.644x105N mm-2-哈尔滨工业大学机电工程学院将以上结果汇总到表，如下轴名参数功率 P/(kW)电动机轴I 轴960.02.694.00.96II 轴240.02.582.730.96III 轴882.4810.98滚筒轴882.43转速 n/（r/min）960.02.72扭矩 T/(Nmm)传动比 i效率10.99二、传动件设计二、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 23
7、6HBW；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。2.1.2 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，T1 26800N mm(2)设计时，因 v 值未知，Kt=1.4。不能确定，故可初选载荷系数 Kt=1.11.8，此处初取(3)由表 6.6 取齿宽系数d1.0。(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ZH 2
8、.45。(6)齿数比U i1 4。-3-哈尔滨工业大学机电工程学院(7)初选=21,则Z2UZ184，取Z285。传动比误差5%，符合设计要求。(8)端面重合度=1.88 3.2(z+z)cos=1.88 3.2(17+89)cos12=1.66。121111轴面重合度=0.318dz1tan=0.318 1.1 21 tan12=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
9、、2 的应力循环次数分别为N1=60n1aLh=60 960 1.0 3 8 250 5=1.728 109N1N2=4.32 108i1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。ZN1Hlim1.0 570H1=570.0MPaSH1.0ZN2Hlim1.1 390H2=429.0MPaSH1.0故取H=H2=429.0MPa计算小齿轮 1 的分度圆直径d1t，得2KtTu+1ZEZHZZ2d1t()Hdu32 1.4 26800 4+1189.8 2.45 0.825 0.992=()=42.01mm1.044293
10、2.1.3 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d1tn1 42.01 960v=2.11m/s60 100060000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-4-哈尔滨工业大学机电工程学院K=KAKVKK=1.0 1.13 1.10 1.2=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Kd1=d1t=42.89mmKt3(3)确定模数mnmn=按表 6.1，取m
11、n=2(4)计算传动尺寸。中心距mn(z1+z2)2 (21+85)a=108.37mm2cos2 cos12圆整为a=109mm,则螺旋角mn(z1+z2)2 (21+85)=arccos=arccos=13.472a2 109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，=0.78，=0.98，1=40.31。显然值改变后，1的计算值变化很小，因此不再修正mn和 a。故mnz12 21=43.189mmcoscos13.47mnz22 85d2=174.811mmcoscos13.47b=d d1=1.0 43.189=43.189mm圆整为 b=45
12、 mm。取b2=b=45mm，b1=50mm。2.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度d1=F=式中各参数：(1)K、T、mn同前。(2)齿宽 b=b2=45mm。(3)齿形系数YF与应力修正系数Ys。当量齿数z121zv1=22.85cos3cos13.47z285zv2=91.41cos3cos13.47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。-5-d1cos42.89 cos12=2.00z1212KTbmnd1YFYsYY F哈尔滨工业大学机电工程学院(4)查图 8.21得重合度系数Y=0.72。(5
13、)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YNFlim F=SF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YN1Flim11.0220 F1=176 MPaSF1.25YNFlim21.0170 F2=136 MPaSF1.25故F12 1.5216813.38=YYY Y=2.681.570.720.90bmnd1F1s1 40 2 36.052KT=48.32 MPa F1YF2Ys22.221.81F2=F1=48.32=46.14 MPa F2YF1Ys12.
14、681.57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12345678910111213项目齿数齿轮 1齿轮 2代号z1z2mnmthancn计算公式/mn/cos/mn(z1+z2)2 cos/hancos mt(han+cn)cos mt计算结果218522.0572020.56610.2510910900222.52.5法面模数(mm)端面模数(mm)法面压力角（度)端面压力角（度)齿顶高系数顶隙系数标准中心距(mm)实际中心距(mm)螺旋角变位系数齿顶高(mm)齿根高(mm)齿轮 1齿轮 2齿轮 1齿轮 2齿轮 1齿轮
15、 2aax1x2ha1ha2hf1hf2-6-哈尔滨工业大学机电工程学院141516分度圆直径(mm)齿顶圆直径(mm)齿根圆直径(mm)齿轮 1齿轮 2齿轮 1齿轮 2齿轮 1齿轮 2d1d2da1da2df1df2mt zda=d+2xhadf=d-2xhf43.189174.81147.189178.81138.189169.8112.2.1 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 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 162217HB
16、W，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23+1233式中各参数为：(1)小齿轮传递的转矩2。2=102900 (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 8.6 取齿宽系数=1.0。(4)由参考文献1表 8.5 查得弹性系数=189.8MPa。(5)由参考文献1图 8.14 查得节点区域系数=2.5。(6)齿数比=2=2.73。(7)初选3=23,则4=u3
17、=2.73 23=62.79，取4=63。传动比误差5%，符合设计要求。=1.88 3.2+cos=1.88 3.223+63 1.0=1.69。341111由图 8.5 查得重合度系数=0.87(8)接触许用应力可由=算得，由高速级齿轮设计可知Hlim3=570MPa，Hlim4=390MPa，SH=1.0。而3=2，故寿命系数N3=N2=1.05（允许有局部点蚀），4=234.9151082.94=1.33 108，由参考文献1图 6.30 查得寿命系数N4=1.15（允许有局部点蚀）；则31.05x5703=598.51.021.15x3904=448.51.0故取-7-哈尔滨工业大学机
18、电工程学院=4=448.5计算小齿轮 3 的分度圆直径d3t322+1232 1.3 83925.302.73+1189.8 2.5 0.872=67.4731.22.73448.532.2.3 确定传动尺寸(1)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3II 67.473 240=0.85/60 100060 1000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=1.0 1.07 1.1 1.2=1.41(2)因为K 与Kt相差较大，故需按K
19、t值计算出的3进行修正，即31.413=3=67.473=69.325mm1.33(3)确定模数 m369.325=3.01mm（按表 6.1 取 m=3mm323(4)计算传动尺寸。中心距11=3+4=3 23+63=129mm22a)计算传动尺寸3=3=3 23=69mm4=4=3 63=189mm=3=69取3=70，4=75。2 2.2.4 校核齿根弯曲疲劳强度=式中各参数：(1)K、2、m 同前。(2)齿宽 b=3=70mm。(3)齿形系数YF与应力修正系数Ys。-8-哈尔滨工业大学机电工程学院查参考文献1 图 8.19 得3=2.67，4=2.23查参考文献1 图 8.20 得3=
20、1.57，4=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FlimF=SF查得弯曲疲劳极限应力Flim3=220MPaFlim4=170MPa由前面计算3=2=4.915 108，4=1.33 108查参考文献1 图 6.31 得寿命系数3=4=1.0。查参考文献1 表 6.7 得安全系数=1.25，故331.0 2203=1761.2541.0 1704=1361.25故22 1.45 83925.303=33=2.67 1.57 0.70=70.97370 2.5 57.5442.23 1.774=3=70.97 66.82332.67 1.57容
21、易看出1 321.2 m1 0.851,m 0.85轴承座孔径+(55.5)d3(11.2)d3s D28 mm15 mm15mm25 mmM16/M12M10120M8M68 mm22、18、16 mm20、14 mm16 mm39mm50mm12 mm10 mm视具体轴承而定9 mm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=4mm；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=10mm3.2.2 高速轴轴系部件设计(1)选择轴的
22、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 45 钢并进行调制处理。(2)初步轴径，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径1和长度1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32.69=97=13.68mm9603考虑键槽影响，取=13.68(1+5%)mm=14.36mm。(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-12-哈尔滨工业大学机电工程学院定方式。(4)联轴器及轴段前面计算的即为轴段的直径，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。
23、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1=1.5 26.8=40.2 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 N m，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HL216 30 GBT5014 2003。相应的，轴段的直径1=16mm，轴段长度应该比联轴器略短，故取其长度为 l1=28mm(5)密封圈与轴段联轴器右端采
24、用轴肩固定，取轴肩高度 h=1 mm，则轴段的直径 d_2=18 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=27mm，。故轴段的直径d3=20mm。轴段的直径应与轴段相同，即d7=20mm。(7)轴段由于齿轮齿根圆直径较小，若选择d4=30mm，df1 d4 t1=38 30 3.3 S，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
25、的高度，mm；l键连接长度，mm；故4T4x269800p=50.98MPadhl42x8x63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=29500N,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=1979.21N(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
26、106fTCr31061x295003Lh=()=x()=4.71 105h60 xnPfP60 x881.1x1979.21已知减速器使用五年，三班工作制，则预期寿命为Lh=8x3x250 x5=30000 h-18-哈尔滨工业大学机电工程学院轴承寿命很充裕。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=178.81mm，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=27mmD1 1.6h=1.6 27=43.2mm取D1=45mmD2 da 10m=178.81 10 2=158.81mm
27、，为增强齿根部强度，取2=160mmc=(0.20.3)b=(0.20.3)45=913.5mm取 c=10 mmr=0.5c=0.5 10=5mmD0=0.5(D1+D2)=0.5 (45+160)=102.5mmd0 0.25(D2 D1)=0.25 (160 45)=28.75mmL=(1.21.5)dh=4252.5=45mm(2)齿轮 3 结构设计齿轮 3 齿顶圆直径da3=75mm V0，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
28、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=70，C2=75，R=5,螺钉尺寸 M6 20螺钉数目为 4，具体尺寸见参考文献2P167 页。(2)放油螺塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器中部，以便放油，放油孔用螺塞堵住，并加皮封油圈加以密封。选用六角螺塞 M12（JB/ZQ 4450-1986），油圈 2215 ZB 70-62。(3)油标指示器选取 M12 的杆式油标。参数如下：dM124d112d2d3h28a10-2
29、1-b6c4D20D1166哈尔滨工业大学机电工程学院具体尺寸见参考文献3P14 页。油标位置箱体中部。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.(4)通气孔由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。由于是在有尘的环境下，只需使用简易通气孔。选取简易通气孔。具体尺寸选取查阅参考文献3P14 页。(5)吊钩和吊耳吊耳参数如下：d=(1.82.5)1=(14.420)mm，取 d=16 mm；e=(0.81.0)d=(12.816)，取 e=16 mm；s=21=16mm；取 R=16mm。在机盖上上直接铸出吊耳和吊钩
30、，用以起吊或搬运较重的物体。吊钩参数如下：B=1+2=30;s=2=20mm；H=(0.81.0)B=（2430）mm，取 H=30 mm；h=(0.50.6)H=（1518）mm，取 h=15 mm;r=0.25B=7.5具体尺寸由参考文献3P15 页的经验公式选取。(6)定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。选取公称直径为 8 的圆锥销，采用非对称布置。具体尺寸见参考文献2P118 页表 11.29 圆柱销（GB/T119.1-2000）。(7)启盖螺钉启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。选取与机盖和机座连接螺栓相同规格的螺栓作为启盖螺栓。螺钉杆端部要做成圆柱形或大倒角，以免破坏螺纹。参考文献：1王黎钦，宋宝玉.机械设计.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，20102宋宝玉.机械设计课程设计指导书.高等教育出版社，20063宋宝玉.简明机械设计课程设计图册.高等教育出版社，2007-22-哈尔滨工业大学机电工程学院.忽略此处.-23-