哈工大机械设计课程设计说明书(docx公式可编辑)

0一、传动方案减速器为二级斜齿圆柱齿轮减速器，将动力传送到传送带上，实现传送带预先设计的参数及其相应的功能。设计的原始数据要求：传送带的初拉力：F=1350N传送带卷筒直径：d=220mm传送带带速：v=1.0m/s机器产量为大批量；机器工作环境为清洁；机器载荷特性为中等冲击；机器最短工作年限为二年三班。1二、电动机的选择及传动装置的运动、动力参数计算2.1选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相鼠笼型异步电动机，其结构特点为全封闭式自扇冷式结构，电压为380V。2.2选择电动机的容量首先计算工作机有效功率：𝑃𝑊=𝐹𝑣1000=1350×11000=1.35𝑘𝑊式中，𝐹——传送带的初拉力，由设计原始数据，𝐹=1350𝑁；𝑣——传送带的带速，由设计原始数据，𝑣=1.0𝑚𝑠⁄。从原动机到工作机的总效率：𝜂∑=𝜂12𝜂24𝜂32𝜂4=0.992×0.994×0.972×0.96=0.8504式中，𝜂1——联轴器传动效率，由参考文献[2]P87页表9.1，𝜂1=0.99；𝜂2——轴承传动效率，由参考文献[2]P87页表9.1，𝜂2=0.99；𝜂3——齿轮啮合效率，𝜂3=0.97；𝜂4——卷筒传动效率，𝜂4=0.96。则所需电动机功率：𝑃𝑑=𝑃𝑊𝜂∑=1.350.8504=1.59𝑘𝑊2.3确定电动机的转速工作机（套筒）的转速：𝑛𝑊=60×1000×𝑣𝜋𝑑=60×1000×1.0𝜋×220=86.8𝑟𝑚𝑖𝑛⁄式中，𝑑——传送带卷筒轴直径。由设计原始数据，𝑑=220𝑚𝑚。由参考文献[2]表9.2，两级齿轮传动𝑖∑′=8~40，所以电动机的转速范围为：2𝑛𝑑=𝑖‘∑𝑛𝑊=(8~40)×86.8=(694.5~3472.5)𝑟𝑚𝑖𝑛⁄符合这一范围的同步转速为750r/min、1000r/min、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1000𝑟𝑚𝑖𝑛⁄的电动机。根据电动机的类型、容量和转速，由参考文献[1]表15.1，选定电动机型号为Y112M-6，其主要性能如表1所示，电动机的主要安装尺寸及外形尺寸如表2所示。表1电动机型号额定功率/kW同步转速/（r/min）满载转速(r/min)起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y112M-62.210009402.02.0表2型号HABCDEF×GDGKbb1b2AAHAL1Y112M-61121901407028608×72412245190115265501802.4计算传动装置的总传动比并分配传动比2.4.1总传动比由选定的电动机满载转速𝑛𝑊和工作机主动轴转速𝑛可得传动装置总传动比为：𝑖∑=𝑛𝑚𝑛𝑊⁄=94086.8=10.83⁄2.4.2分配传动比𝑖∑=𝑖Ι×𝑖ΙΙ式中𝑖Ι,𝑖ΙΙ分别为一级、二级齿轮传动比。考虑润滑条件，为使俩大齿轮直径相近,取𝑖Ι=1.4𝑖ΙΙ，故3𝑖Ι=√1.4𝑖∑=√1.4×10.83=3.89𝑖ΙΙ=𝑖∑𝑖Ι⁄=10.833.98⁄=2.782.5计算传动装置各轴的运动和动力参数2.5.1各轴的转速I轴：𝑛Ι=𝑛𝑚=940𝑟𝑚𝑖𝑛⁄II轴：𝑛ΙΙ=𝑛𝑚𝑖Ι⁄=9403.84=241.6𝑟𝑚𝑖𝑛⁄⁄III轴：𝑛ΙΙΙ=𝑛ΙΙ𝑖ΙΙ⁄=241.62.78=86.9𝑟𝑚𝑖𝑛⁄⁄卷筒轴：𝑛卷=𝑛ΙΙΙ=86.9𝑟𝑚𝑖𝑛⁄2.5.2各轴的输入功率I轴：𝑃Ι=𝑃𝑑𝜂1=1.59×0.99=1.57𝑘𝑊II轴：𝑃ΙΙ=𝑃Ι𝜂2𝜂2=1.57×0.99×0.97=1.51𝑘𝑊III轴：𝑃ΙΙΙ=𝑃ΙΙ𝜂2𝜂3=1.51×0.99×0.97=1.45𝑘𝑊卷筒轴：𝑃卷=𝑃ΙΙΙ𝜂2𝜂1=1.45×0.99×0.99=1.42𝑘𝑊2.5.3各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩𝑇𝑑=9.55×10𝑃𝑑𝑛𝑚=9.55×10×1.59940=1.62×104𝑁𝑚𝑚I轴：𝑇Ι=𝑇𝑑𝜂1=1.62×104×0.99=1.60×104𝑁𝑚𝑚II轴：𝑇ΙΙ=𝑇Ι𝜂2𝜂3𝑖Ι=1.60×104×0.99×0.97×3.89=5.97×104𝑁𝑚𝑚III轴：𝑇ΙΙΙ=𝑇ΙΙ𝜂2𝜂3𝑖ΙΙ=5.97×104×0.99×0.97×2.78=1.59×10𝑁𝑚𝑚卷筒轴：𝑇卷=𝑇ΙΙΙ𝜂2𝜂1=1.59×10×0.99×0.99=1.56×10𝑁𝑚𝑚整理以上数据，制成以下表格：4带式传动装置的运动和动力参数表轴名功率/PKW转矩/T()Nmm转速/n1(min)r传动比i效率电机轴1.591.62×10494010.99Ⅰ轴1.571.60×1049403.890.96Ⅱ轴1.515.97×104241.62.780.96Ⅲ轴1.451.59×1086.910.98卷筒轴1.421.56×1086.9三.传动零件的设计计算3.1选择材料、热处理方式及精度等级考虑到卷筒机为一般机械，且该齿轮传动为闭式传动，小齿轮选用40𝐶𝑟，调质，齿面硬度为306~332𝑊；大齿轮选用40𝐶𝑟，正火，齿面硬度为283~314𝑊。取小齿1齿数1=21，则2=𝑖Ι×1=3.89×21=81.69取2=82。取小齿轮3齿数3=29，则4=𝑖ΙΙ×3=2.78×29=80.62，取4=79。所有齿轮均按GB/T10095－1998，选择8级精度。3.2校核传动比由1、2、3、4得𝑖Ι′=21=8221=3.90𝑖ΙΙ′=43=7929=2.725𝑖∑′=𝑖Ι′𝑖ΙΙ′=2413=82×7921×29=10.64|𝑖∑′−𝑖∑|𝑖∑×100%=|10.64−10.83|10.83×100%=1.25%1.5%所以传动比校核通过。3.3根据所选齿数重新修订减速器运动学和动力学参数根据实际设计的传动比对2.5.3中表格里各种有关运动参数进行更新，得到下表：带式传动装置的运动和动力参数表轴名功率/PKW转矩/T()Nmm转速/n1(min)r传动比i效率电机轴1.591.62×10494010.99Ⅰ轴1.571.60×1049403.900.96Ⅱ轴1.515.98×104241.62.720.96Ⅲ轴1.451.56×1088.610.98卷筒轴1.421.53×1088.63.4失效形式及设计准则确定由于是闭式软齿面齿轮传动，其主要失效形式是齿面接触疲劳点蚀。故按照齿面接触疲劳强度进行设计，再对齿根弯曲疲劳强度进行校核。63.5高速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸3.5.1初步计算主要传动尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度设计齿轮传动：𝑑1𝑡≥√2𝐾𝑡𝑇1𝛷𝑑𝑢+1𝑢(𝑍𝐸𝑍𝐻𝑍𝜀𝑍𝛽[𝜎]𝐻)23式中各参数为：(1)小齿轮传递的转矩，𝑇1=𝑇Ι=1.60×104𝑁𝑚𝑚(2)设计时，因𝑣值未知，𝐾不能确定，初取𝐾𝑡=1.6；由参考文献[1]表8.6取齿宽系数𝛷𝑑=0.9；初选螺旋角𝛽=15°；由参考文献[1]表8.5查得弹性系数𝐸=189.8√𝑀𝑃𝑎；由参考文献[1]图8.14选取区域系数𝐻=2.43；齿数比𝑢=𝑖Ι=3.90。(3)由参考文献[1]P133页式8.1，端面重合度：εα=[1.88−3.2(1z1+1z2)]cosβ=[1.88−3.2(121+182)]×cos15°=1.6311(4)由参考文献[1]式8.1，轴面重合度：ε𝛽=0.318Φdz1tan𝛽=0.318×1.1×17×tan15°=1.6104(5)由参考文献[1]图8.15查得ε=0.78(6)由参考文献[1]图8.24查得螺旋角系数𝛽=0.98(7)由参考文献[1]图8.28得接触疲劳极限应力𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚1=650𝑀𝑃𝑎，𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚2=520𝑀𝑃a(8)小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为𝑁1=60𝑛1𝑎𝐿ℎ=60×940×1.0×3×8×300×2=8.12×108𝑁2=𝑁1𝑖Ι=8.12×1083.90=274452554.7=2.08×108(9)由参考文献[1]P147图8.29查得寿命系数：𝑍𝑁1=1.0，𝑍𝑁2=1.1。(10)由参考文献[1]P147表8.7，取安全系数𝑆𝐻=1.1[𝜎]𝐻1=𝑍𝑁1𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚1𝑆𝐻=1.0×6501.1=590.9𝑀𝑃𝑎[𝜎]𝐻2=𝑍𝑁2𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚2𝑆𝐻=1.1×5201.1=520.0𝑀𝑃𝑎7故取[𝜎]𝐻=[𝜎]𝐻2=520.0𝑀𝑃𝑎(11)初算小齿轮1的分度圆直径1td，得𝑑1𝑡≥√2𝐾𝑡𝑇1𝛷𝑑𝑢+1𝑢(𝑍𝐸𝑍𝐻𝑍𝜀𝑍𝛽[𝜎]𝐻)23=√2×1.6×1.60×1040.93.9+13.9(189.8×2.43×0.78×0.98520.0)23=32.03𝑚𝑚3.5.2确定传动尺寸(1)计算载荷系数K𝐾=𝐾𝐴𝐾𝑉𝐾𝛽𝐾𝛼=1.50×1.35×1.1×1.25=2.78式中，𝐾𝐴——使用系数。由参考文献[2]表8.3，原动机的工作特性均是均匀平稳，工作机的工作特性均是中等冲击，故取𝐾𝐴=1.50。𝐾𝑉——动载系数。分度圆上的速度为𝑣=𝜋𝑑1𝑡𝑛160×1000=𝜋×32.03×94060000=1.58𝑚/𝑠故由参考文献[2]图8.7查得𝐾𝑉=1.1。𝐾𝛽——齿向载荷分布系数。由参考文献[2]图8.11，因为小齿轮是非对称布置的，故查得齿向载荷分布系数𝐾𝛽=1.25。𝐾𝛼——齿间载荷分配系数。由参考文献[2]表8.4，未经表面硬化的8级精度斜齿轮取𝐾𝛼=1.2。对𝑑1𝑡进行修正。𝑑1=𝑑1𝑡√𝐾𝐾𝑡⁄3=42.22𝑚𝑚(2)确定模数mn𝑚𝑛=𝑑1𝑐𝑜𝑠𝛽𝑧1=42.22×𝑐𝑜𝑠15°21=1.94按参考文献[1]表8.1，取𝑚𝑛=2(3)计算传动尺寸8中心距：𝑎=𝑚𝑛(𝑧1+𝑧2)2×𝑐𝑜𝑠𝛽=2×(21+82)2×𝑐𝑜𝑠15°=106.63𝑚𝑚圆整为105𝑚𝑚螺旋角：𝛽=𝑎𝑟𝑐𝑐𝑜𝑠𝑚𝑛(𝑧1+𝑧2)2𝑎=𝑎𝑟𝑐𝑐𝑜𝑠2×(21+82)2×105=11.2°=11°10′因为其值与初选值差别较大，需要修正。修正后结果为εα=1.626，ε𝛽=1.21，ε=0.78，𝛽=0.985，𝐻=2.45，𝑑1𝑡=32.3𝑚𝑚，𝑑1=42.05𝑚𝑚。𝑑1的计算值变化很小，因此不再修正𝑚𝑛和𝑎，故：𝑑1=𝑚𝑛𝑧1𝑐𝑜𝑠𝛽=2×21𝑐𝑜𝑠11°10′=42.82𝑚𝑚𝑑2=𝑚𝑛𝑧2𝑐𝑜𝑠𝛽=2×82𝑐𝑜𝑠11°10′=167.18𝑚𝑚𝑏2=𝛷𝑑×𝑑1=0.9×42.82=38.54𝑚𝑚圆整为40𝑚𝑚。𝑏1=𝑏2+(5~10)𝑚𝑚，取𝑏1=45mm。3.5.3齿根弯曲疲劳强度校核𝜎𝐹=2𝐾𝑇Ι𝑏𝑚𝑛𝑑1𝑌𝐹𝑌𝑠𝑌𝜀𝑌𝛽≤[𝜎]𝐹①𝐾、𝑇Ι、𝑚𝑛、𝑑1同上𝐾=2.78、𝑇Ι=1.60×104𝑁𝑚𝑚、𝑚𝑛=2𝑚𝑚、𝑑1=42.82𝑚𝑚。②计算当量齿数1=𝑍1cos3𝛽=20cos311°10′=22.2472=𝑍2cos3𝛽=91cos311°10′=86.869由参考文献[1],图8.19查得𝑌𝐹1=2.7，𝑌𝐹2=2.