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，其各部分零件的标准化程度高，设计与维护及维修成本低；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=WdPPPd—工作机要求的电动机输出功率，单位为KW；W—电动机至工作机之间传动装置的总效率；WP—工作机所需输入功率，单位为KW；2）工作机所需输入功率2KWkWFvW332.110001111111000P3）从电动机到工作机输送带间的总效率为221234W1、2、3、4分别为联轴器、滚动轴承、蜗杆传动及卷筒传动的的效率，则参考文献【2】表9.1取1234=0.99,=0.98,=0.78,=0.95，则22221234=0.990.980.780.95=0.704W所以电动机所需的工作功率为4）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10~40。工作机转筒的转速为所以电动机转速可选的范围为=（10~40）*55=550~2200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/A（380V）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31.4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：2.各轴输入功率计算蜗杆轴功率：111.890.981.85dPPkW蜗轮轴功率：2131.850.781.44PPkW卷筒轴功率：3212P1.440.990.981.40kWP3.各轴的输入转矩电动机的输出转矩Td：641.899.55101.9210940dTNmm所以：蜗杆轴：44111.920.99101.8810dTTNmm蜗轮轴：4521131.88100.7819.582.8710TTiNmm卷筒轴：553212T2.87100.990.982.7910NmmT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η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，表面淬火，齿面硬度45~50HRC蜗轮材料，根据4)/(102.53214smTnvs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222)][(9HzzKTdm其中，2z为涡轮的齿数，T为涡轮的转矩，z为系数，K为系数，H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[]180HMPa34.18，故取34则代入有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53.164）蜗轮圆周速度3.10故选择减速器的类型为蜗杆下置5）查参考文献【1】v7.7253'表取当量摩擦角则涡轮蜗杆的传动效率3tantan11.31(0.95~0.96)(0.95~0.96)(0.775~0.796)tan()tan(11.31253')v由参考文献【1】表7.8知符合初取的效率值3.涡轮蜗杆的尺寸计算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ha1ahm6.32(1)ahxm7.686齿根高hfmhf2.117.562(1.2)fhxm6.174全齿高hmh2.2113.86mh2.2213.86分度圆直径d1d6322mzd214.2齿根圆直径df1112ffhdd47.882222ffhdd201.85齿顶圆直径da1112aahdd75.62222aahdd229.57蜗杆分度圆上倒程角γ11/arctandmz11°30'99蜗轮分度圆上螺旋角β22节圆直径d'mxdd2'1165.7722'dd214.2传动中心距a')2(21'21mxdda125蜗杆轴向齿距pa1mpaπ119.78蜗杆螺旋线倒程ps11aspzp39.56蜗杆螺旋部分长度L2(110.1)Lzm82.15蜗轮外圆直径de2mddae5.122239.026蜗轮齿宽b21275.0adb56.7齿根圆弧半径R1mdRa2.02/1139.06齿顶圆弧半径R2mdRf2.02/1225.2齿宽角θ)5.0/(2sin12mdba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70tC,室温0t：通常取20C。散热系数通风良好，取Ks=14W/(㎡·℃)；传动效率0.78，则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0.623m/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=106~118，考7虑到轴端的弯矩和转矩的大小，故取C=110则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，其转速比较低，传递转矩比较大。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=1.5287430.5CTKTNm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。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/T92010-1991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1015lmm，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（1.5~1.9）d5，取轮毂宽为84mm，则轴段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/T1096-1990.8综上，可得出跨距l1=96.5;l2=63;l3=634.轴受力分析2679.74N596.83N975.35N1）蜗轮轴受力：2679.74N975.35N596.83N92）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Ⅰ上的总支承反力1668.9N轴承Ⅱ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。根据参考文献[1]式9.3，有17.52Mpa=60Mpa10式中：1M——I-I截面处弯矩；T——I-I截面处转矩；W——抗弯剖面模量，由参考文献[1]表9.6;10975.21TW——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，0.6；b1——对称循环的许用弯曲应力，由参考文献[1]表9.7，160bMPa。因此，校核通过6轴的安全系数校核计算弯曲应力：9.58Mpa9.58Mpa0Mpa扭转应力：11.84Mpa5.92Mpa由参考文献[1]式9.4、9.5、9.6，11.821111.658.30式中：S——只考虑弯矩时的安全系数；S——只考虑转矩时的安全系数；1、1——材料对称循环的弯曲疲劳极限和扭转疲劳极限，由参考文献[1]表9.3，45号钢调质处理，11300,155MPaMPa；KK、——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9.11，1.951.62、——零件的绝对尺寸系数，由参考文献[1]附图9.12，82.0,8.0；——表面质量系数，12，由参考文献[1]附图9.8、附表9.9，92.0；、——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，1.0,2.0；ma、——弯曲应力的应力幅和平均应力；ma、——扭转剪应力的应力幅和平均应力；S——许用疲劳强度安全系数，由参考文献[1]表9.13，8.1~5.1S；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65.05Mpa12取键、轴、联轴器的材料都为钢，机械设计教材上表得MPaP150~120。显然，PP][，故强度足够。（2）齿轮处键连接的挤压应力32.58Mpa取键、轴、齿轮的材料都为钢，查表6.1得MPaP150~120。显然，PP][，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67.9,83.6roCkNCkN，。(1)计算轴承的轴向力。轴承Ⅰ、Ⅱ的内部轴向力分别为667.56N536.00N21SS及的方向如图一所示，AS与2同向，则1132.83N显然，221SaSFFF,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：轴承布置及受力比较两轴承的受力，因1212RRaaFFFF及