哈工大機械設(shè)計課程設(shè)計帶式運輸機二級齒輪

一、傳動裝置的總體設(shè)計 (一)設(shè)計題目課程設(shè)計題目：帶式運送機傳送裝置1.設(shè)計數(shù)據(jù)及規(guī)定：設(shè)計的原始數(shù)據(jù)規(guī)定：F=2200N； d=250mm； v=0.9m/s機器年產(chǎn)量：小批量； 機器工作環(huán)境：清潔；機器載荷特性：平穩(wěn)；機器最短工作年限：6年2班。2.傳動裝置簡圖：（二）選擇電動機1.選擇電動機的類型根據(jù)參考文獻[2]，按工作規(guī)定和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動機。全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V。2.選擇電動機的容量工作機的有效功率為：從電動機到工作機傳送帶間的總效率為：式中：分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動、卷筒的傳動效率。聯(lián)軸器選用彈性聯(lián)軸器，軸承為角接觸球軸承，齒輪為8級精度齒輪，由參考文獻[2]表9.1取η1=0.99,=所以電動機所需要的工作功率為：P3.擬定電動機轉(zhuǎn)速按參考文獻[2]表9.2推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比i'zn所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：nd符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min、1000r/min、1500r/min三種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機，另需要其中電機工作所需額定功率：。根據(jù)電動機類型、容量和轉(zhuǎn)速，由參考文獻[2]表15.1以及有關(guān)手冊選定電動機型號為Y132S-6。其重要性能如下表：電動機型號額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)起動轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132S-639602.02.0由參考文獻[2]表15.2查得電動機的重要安裝尺寸及外形尺寸如下：型號HABCDEF×GDGKY132S13221614070388010×83312----bb1b2hAABBHAL1----2802101353156020018475（三）計算傳動裝置的總傳動比1.總傳動比為：i2．分派傳動比：i 考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相接近，取，故：ii（四）計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)1.各軸的轉(zhuǎn)速Ⅰ軸 nⅡ軸 nⅢ軸 n卷筒軸 n2.各軸的輸入功率Ⅰ軸 PⅡ軸 PⅢ軸 P卷筒軸 P3.各軸的輸出轉(zhuǎn)矩電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩為T所以：Ⅰ軸 TⅡ軸 TⅢ軸 T卷筒軸 T將上述計算結(jié)果匯總于下表得:軸名功率kW轉(zhuǎn)矩T/(N·mm)轉(zhuǎn)速n/(r/min)傳動比i效率η電機軸2.342327896010.99Ⅰ軸2.32230459604.4210.96Ⅱ軸2.2297839217.143.1580.96Ⅲ軸2.1429670868.76卷筒軸2.1029080468.7610.98二、傳動零件的設(shè)計計算（一）高速齒輪傳動1．選擇材料、熱解決方式及精度等級考慮到帶式運送機為一般機械，故大小齒輪均選用45鋼，采用軟齒面，小齒輪調(diào)質(zhì)解決，齒面硬度為215~255HBW，平均硬度236HBW；大齒輪正火解決，齒面硬度162~217HBW，平均硬度190HBW。大、小齒輪齒面平均硬度差為46HBW，在30~50HBW范圍內(nèi)。選用8級精度。2．初步計算傳動重要尺寸由于是軟齒面閉式傳動，故按照齒面接觸疲勞強度進行。由參考文獻[1]式（8.21），即d式中各參數(shù)為：小齒輪傳遞的扭矩T設(shè)計時，因v值未知，Kv不能擬定，故可初選載荷系數(shù)Kt由參考文獻[1]表8.6取齒寬系數(shù)?d由參考文獻[1]表8.5查得彈性系數(shù)ZE初選螺旋角β=12°，由參考文獻[1]圖8初選z1=19,則z27)齒數(shù)比u=8419由參考文獻[1]式（8.1）得端面重合度ε由參考文獻[1]式（8.2）得軸面重合度ε由參考文獻[1]圖8.15查得重合度系數(shù)Zε8)由參考文獻[1]圖8.24查得螺旋角系數(shù)Zβ9）許用接觸應(yīng)力由參考文獻[1]式（8.26），即[σ由參考文獻[1]圖8.28e,圖8.28a得解除疲勞極限應(yīng)力σHlim小齒輪1和大齒輪2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為NN由參考文獻[1]圖8.29查得壽命系數(shù)ZN1由參考文獻[1]表8.7，取安全系數(shù)SH[[故取[σ初算小齒輪1的分度圓直徑d1d3．擬定傳動尺寸1）計算載荷系數(shù)。由參考文獻[1]表8.3查得使用系數(shù)KAv=由參考文獻[1]圖8.7得動載荷系數(shù)Kv由參考文獻[1]圖8.11得齒向載荷分布系數(shù)Kβ=1.15(由參考文獻[1]表6.4得齒間載荷分布系數(shù)KαK=2）對d1t進行修正。因K于Kt有較大差異，故需對按Kd3)擬定模數(shù)mnm由參考文獻[1]表8.1，取mn4)計算傳動尺寸中心距：

a=圓整為a=105β所以ddb=取b2=40mm,b14．校核齒根彎曲疲勞強度由參考文獻[1]式(8.24)，即σ式中各參數(shù)：K=1.5456、TⅠ=23045N?mm、b=40mm齒形系數(shù)YF和應(yīng)力修正系數(shù)Y當量齒數(shù)zz由參考文獻[1]圖8.19查得YF由參考文獻[1]圖8.20查得Y3)由參考文獻[1]圖8.22查得重合度系數(shù)Yε4）由參考文獻[1]圖8.28查得螺旋角系數(shù)Yβ5）許用彎曲應(yīng)力可由參考文獻[1]式（8.29），即[σ由參考文獻[1]圖8.29f,圖8.29b查得彎曲疲勞極限應(yīng)力σFlim1=220由參考文獻[1]圖8.32查得壽命系數(shù)YN由參考文獻[1]表8.7查得安全系數(shù)SF[[σσ滿足齒根彎曲疲勞強度。5．齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計小齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計由軸的設(shè)計計算知小齒輪設(shè)計成齒輪軸的結(jié)構(gòu)形式。齒頂高h齒根高h齒頂圓d齒根圓d大齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計齒頂高h齒根高h齒頂圓d齒根圓d由于齒頂圓直徑da≤200mm，高速級齒輪參數(shù)列表齒輪法向模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)中心距a小238.738601911105大171.2625577（二）低速級直齒圓柱齒輪傳動設(shè)計1．選擇材料、熱解決方式及精度等級經(jīng)多次計算，并考慮到減速器總體尺寸a1+a2≤250，a2-a1≥15的規(guī)定，選取齒輪材料為40Cr，采用中硬齒面，即小齒輪調(diào)質(zhì)解決，齒面硬度為306~332HBW，平均硬度319HBW；大齒輪亦2．初步計算傳動重要尺寸由于是中硬齒面閉式傳動，故按照齒根彎曲疲勞強度進行設(shè)計。由參考文獻[1]式（8.25），即m≥式中各參數(shù)為：小齒輪傳遞的扭矩T設(shè)計時，因v值未知，Kv不能擬定，故可初選載荷系數(shù)Kt由參考文獻[1]表8.6取齒寬系數(shù)?d初選z1=25,則z2齒數(shù)比u=z由參考文獻[1]式（8.1）得端面重合度：ε由參考文獻[1]圖8.21查得重合度系數(shù)Yε齒形系數(shù)YF和應(yīng)力修正系數(shù)Ys的當量齒數(shù)zz由參考文獻[1]圖8.19查得YF由參考文獻[1]圖8.20查得Y許用彎曲應(yīng)力可由參考文獻[1]式（8.29），即[σ由圖8.26h得彎曲疲勞極限應(yīng)力σFlim由參考文獻[1]表8.7，取安全系數(shù)SF小齒輪1和大齒輪2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為：NN由圖8.30查得YN1[[YY因此，Y綜上，可初算法面模數(shù)：m3．擬定傳動尺寸計算載荷系數(shù)K。由參考文獻[1]表8.3查得使用系數(shù)KAv=由參考文獻[1]圖8.7得動載荷系數(shù)Kv由參考文獻[1]圖8.11得齒向載荷分布系數(shù)Kβ=1.13(設(shè)軸剛性小由參考文獻[1]表8.4得齒間載荷分布系數(shù)KαK=對mt進行修正。并圓整為標準模數(shù)m=按表8.1，圓整為m=2.5mm。計算傳動尺寸中心距：a=因此，ddb=b4．校核齒面接觸疲勞強度由式（8.20）σ式中各參數(shù)：K、T由表8.5查得彈性系數(shù)ZE由圖8.14查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)Z由圖8.15查得重合度系數(shù)Zσ許用接觸應(yīng)力：[σ]由參考文獻[1]圖8.28，得σ由參考文獻[1]圖8.29，得ZN1=ZN=1.0，由表[σ]因此有σH≤[σ]5．計算齒輪傳動其他尺寸小齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計齒頂高h齒根高h齒頂圓d齒根圓d大齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計齒頂高h齒根高h齒頂圓d齒根圓d采用腹板式結(jié)構(gòu)，如下圖所示。dD2c=Ddδ低速級齒輪參數(shù)列表齒輪法向模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)中心距a小2.562.50040250130mm大197.5003579三、減速器裝配圖設(shè)計考慮工藝性能、材料消耗和制導致本，選用剖分是機體，鑄鐵材料鑄導致型，與機體有關(guān)的零件結(jié)構(gòu)尺寸如下表所示。名稱符號計算公式結(jié)果機座壁厚8機蓋壁厚8機座凸緣厚度12機蓋凸緣厚度12機座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑M20地腳螺釘數(shù)目a≤2504軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M12機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑dM10連接螺栓d2l150~200mm軸承端蓋螺釘直徑ddM8窺視孔蓋螺釘直徑=（0.3~0.4）M6定位銷直徑=（0.7~0.8）?8外機壁至軸承座端面距離=++（5~8）47內(nèi)機壁至軸承座端面距離c55大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離?10齒輪端面與內(nèi)機壁距離?10機蓋、機座肋厚m1,mmm≈0.85δ8(一)高速軸(軸Ⅰ)的設(shè)計計算1.軸的基本參數(shù)——Ⅰ軸：nT作用在齒輪上的力：FFFa12.選擇軸的材料考慮到結(jié)構(gòu)尺寸以及也許出現(xiàn)的特殊規(guī)定（1號小齒輪d1=38.738mm，有也許需要使用齒輪軸，而齒輪所選材料為45鋼，第一級軸是高速軸同時傳遞力矩），故軸的材料選用45鋼，熱解決方式為調(diào)質(zhì)3.初算軸徑按照扭轉(zhuǎn)強度條件初算軸的最小直徑，d≥ 式中 d——軸的直徑； τ——軸剖面中最大扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力，MPa； P——軸傳遞的功率，kW； n——軸的轉(zhuǎn)速，r/min; ——許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力，MPa; C——由許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力擬定的系數(shù)；軸的材料初定為45號鋼，根據(jù)參考文獻[1]表10.2查得C=118～106，考慮軸端彎矩比轉(zhuǎn)矩小，取C=108。Pn所以d≥本方案中，軸頸上有一個鍵槽，應(yīng)將軸徑增大5%，即d≥14.3×4.選擇聯(lián)軸器。為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差，隔離振動，擬選用LX型彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T5014-2023）。計算轉(zhuǎn)矩為T式中：T——聯(lián)軸器所傳遞的名義轉(zhuǎn)矩T=9550K——工作情況系數(shù)。查參考文獻[1]表12.1可?。篕=1.5。根據(jù)TC=34.92N?m，查參考文獻[2]表13.1LX型聯(lián)軸器中LX1型聯(lián)軸器就能滿足傳遞轉(zhuǎn)矩的規(guī)定（Tn=250N?m>TC最后擬定減速器高速軸軸伸出的直徑d5.擬定滾動軸承的類型及其潤滑與密封方式考慮軸向力的影響，本方案選用角接觸球軸承。由于齒輪1的線速度v=πdn60×1000=π×41.738×96060×1000ms=2.10ms>2ms6.擬定軸承端蓋的結(jié)構(gòu)形式軸承端蓋用以固定軸承，調(diào)整軸承間隙并承受軸向力。軸承端蓋的結(jié)構(gòu)形式選用凸緣式，用螺釘與機體軸承座連接。調(diào)整軸向間隙比較方便，密封性能好。7.軸承部件的設(shè)計取機體的鑄造壁厚δ=8mm，機體上軸承旁連接螺栓直徑連接螺栓直徑d2=12mm，裝拆螺栓所需要的扳手空間C1為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體用剖分結(jié)構(gòu)形式。因傳遞功率小，齒輪減速器效率高，發(fā)熱小，估計軸不會很長，故軸承部件的固定方式采用兩端固定由此所設(shè)計的軸承部件的結(jié)構(gòu)形式如圖：輸出軸的草圖1所示，然后，可按軸上零件的安裝順序，從最小直徑的軸端1開始設(shè)計。11234567軸段直徑擬定軸段1的直徑為d1聯(lián)軸器的右端軸肩固定，由參考文獻[1]圖9.16和表9.5計算得到軸肩高度h=0.07~0.1d1=按標準GB/T1387.1-1992，選取唇形圈油封的軸基本尺寸d=35mm，其基本外徑和寬度分別為D=50mm,b=8mm，所以對軸段2有d2=35軸段3和軸段7安裝軸承，尺寸由軸承擬定?？紤]使用斜齒輪,齒輪有軸向力，軸承類型選用角接觸球軸承軸，根據(jù)GB/T276—1994，初選軸承7208C，d=40mm，外形尺寸D=80mm，B=18mm，軸件安裝尺寸da=47mm,采用油潤滑。故取軸段5做成齒輪軸的形式，取d5(2)軸段長度擬定軸段具體長度要綜合考慮其他2根軸的尺寸和聯(lián)軸器端面到箱體軸承透蓋的距離擬定。軸段1長度略短于聯(lián)軸器長度，取l1軸段3和軸段7的長度等于軸承寬度，即l7軸段2長度等于聯(lián)軸器端面到箱體軸承透蓋的距離（取16mm）、軸承端蓋總厚度（取9mm）與基座外端面到軸承外側(cè)距離之和，l2軸段4和軸段6為軸承定位軸肩的長度取l4軸段5長度需要在齒輪箱體軸承和其他軸系部件位置固定后綜合擬定。但考慮到滾刀在加工該軸段上的齒輪時，有與軸段6軸肩相碰的也許，應(yīng)當避免。ddddddl如上圖所示，滾刀直徑按標準GB/T6083-2023取dk=63mm，為保證加工到齒輪最右端時滾刀不碰及軸段6的軸肩，ll故安全起見，取l0(二)中間軸(軸Ⅱ)的設(shè)計計算1.軸的基本參數(shù)--Ⅱ軸：nT計算得作用在齒輪2上的力：FFF計算得作用在齒輪3上的力：FFr3=F2.選擇軸的材料考慮結(jié)構(gòu)尺寸且第二級軸是速度較高同時傳遞更大力矩，選用40Cr材料，熱解決方式為表面淬火，以獲得良好的綜合機械性能。3.初算軸徑按照扭轉(zhuǎn)強度條件初算軸的最小直徑，d≥軸的材料初定為40Cr材料，根據(jù)參考文獻[1]表10.2查得C=97～106，考慮軸端彎矩比轉(zhuǎn)矩小，取C=100。所以d≥本方案中，按軸上有兩個鍵槽解決，應(yīng)將軸徑增大10%，即d≥21.70×4.擬定滾動軸承的類型及其潤滑與密封方式考慮軸向力的影響，本方案亦選用角接觸球軸承。采用油潤滑，唇形圈密封。5.擬定軸承端蓋的結(jié)構(gòu)形式軸承端蓋用以固定軸承，調(diào)整軸承間隙并承受軸向力。選用凸緣式端蓋結(jié)構(gòu)，用螺釘與機體軸承座連接。調(diào)整軸向間隙比較方便，密封性能好。6.軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)軸承部件的結(jié)構(gòu)形式軸承部件的固定方式采用兩端固定。由此所設(shè)計的軸承部件的結(jié)構(gòu)形式如圖：中間軸的草圖如下圖所示，然后，可按軸上零件的安裝順序，從最小直徑的軸端1開始設(shè)計。(2)軸段直徑擬定軸承類型選用角接觸球軸承軸，根據(jù)GB/T276—1994，初選軸承7208C，d=40mm，外形尺寸D=80mm，B=18mm，軸件安裝尺寸da=47mm,故d1軸段2的直徑應(yīng)為軸承的定位尺寸，d2=47mm?？紤]也許出現(xiàn)的齒輪軸問題，進行校核計算，分度圓直徑為62.50mm，所用鍵的尺寸為：b×h=14×9mm，轂槽深軸段4取d4=44mm，則軸段3的軸肩為h=0.07~0.1d4=(3)軸段長度擬定軸段4長度略短于齒輪2輪轂長度，齒輪2輪轂長度為40mm，則取l4=38mm，軸段3長度取15mm，即l軸段5長度由軸承寬度、箱體與其他軸系部件位置固定后綜合擬定，得l5(三)輸出軸(軸Ⅲ)的設(shè)計計算1.軸的基本參數(shù)--Ⅲ軸：nTP則通過計算可得作用在齒輪上的力：FFr4=F2.選擇軸的材料考慮使用45號鋼的時候軸也許會比較粗，結(jié)構(gòu)復雜，并且第三根軸傳遞力矩較大，故選用40Cr，熱解決方式為調(diào)質(zhì)，能獲得良好的綜合機械性能。3.初算軸徑按照扭轉(zhuǎn)強度條件初算軸的最小直徑，d≥根據(jù)參考文獻[1]表10.2查得C=97～106，考慮軸端彎矩比轉(zhuǎn)矩小，取C=100。所以d≥本方案中，設(shè)軸頸上有兩個鍵槽，應(yīng)將軸徑增大10%，即d≥32.205×4.選擇聯(lián)軸器由于該軸轉(zhuǎn)速較低，傳遞轉(zhuǎn)矩較大，考慮到本設(shè)計不易保證同心度，采用品有良好補償位移偏差的金屬滑塊聯(lián)軸器（JB/ZQ4384-1997）。查參考文獻[1]表13.5可?。篕=1.5。計算轉(zhuǎn)矩為T根據(jù)TC=445.1N?m，查參考文獻[2]表13.5中擬定選取許用轉(zhuǎn)矩為500N?m的金屬滑塊聯(lián)軸器即可滿足規(guī)定5.擬定滾動軸承的類型及其潤滑與密封方式在該軸上已無軸向力，或軸向力很小，本方案選用深溝球軸承。需要考慮軸承內(nèi)徑及安裝，查參考文獻[2]表12.2深溝球軸承，取6210,查得d=50mm,D=90mm,B=20mm。同一根軸上兩個軸承應(yīng)當為相同型號，采用油潤滑，唇形圈密封。7.軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)軸承部件的結(jié)構(gòu)形式軸承部件的固定方式采用兩端固定。由此所設(shè)計的軸承部件的結(jié)構(gòu)形式如圖：輸出軸的草圖如下圖所示，然后，可按軸上零件的安裝順序，從最小直徑的軸端8開始設(shè)計。112345678(2)軸段直徑設(shè)計軸段8的直徑，需要考慮到上述擬定的聯(lián)軸器直徑d=40mm，則d考慮聯(lián)軸器的軸向固定和唇形圈密封的內(nèi)徑系列，取軸肩2.5mm，軸段7直徑d7軸段6與軸段1要安裝軸承，選軸承類型為深溝球軸承。故軸段6和軸段1的直徑為：d6=d1=50mm。軸段2安裝齒輪,為保證軸段3軸肩與齒輪2齒頂部位保持一定距離（≥10mm）,取d(3)軸段長度擬定軸段3與軸5同為定位軸頸，取l3軸段2長度略短于齒輪4的輪轂寬度，齒輪4的輪轂寬度為35mm，則l2軸段1長度等于軸承寬度、軸承與箱體內(nèi)壁間隙、齒輪與箱體內(nèi)壁間隙和齒輪4與其所在軸段長的差值組成，即l1軸段5長度等于軸承寬度與擋油板寬度（?2+?3=15+9=24mm）之和，l5軸段4長度根據(jù)前兩根軸擬定為l4軸段7長度由軸承端蓋寬度、聯(lián)軸器端面到軸承端蓋的距離（取16mm）、機座外表面與軸承外側(cè)距離組成，即l7軸段8長度略短于聯(lián)軸器長度，聯(lián)軸器長度為54mm，則取l8=53mm（4）軸上鍵強度校核輸出軸軸段8與軸段2上有鍵，連接為靜連接，載荷平穩(wěn)，且鍵材料均選用45號鋼，查參考文獻[1]表6.1取[σ]P=100MPaσ軸段2與大齒輪連接處的鍵其中軸段2的直徑53mm，可取鍵的尺寸b×h=16×10mm。選取B型鍵（l=L=32mm，則可解得:σ軸段8與聯(lián)軸器連接處的鍵其中軸段8的直徑40mm，可取鍵的尺寸b×h=12×8mm。選取A型鍵（L=50mm,l=L-b=38mm，k=則可解得:σ8.輸出軸的強度校核（1）軸的受力簡圖（2）計算支反力FFF計算支反力，在水平面上：RR在垂直平面上RR軸承1的總支反力R軸承1的總支反力R（3）畫彎矩圖水平面上軸承處：MM垂直面上，彎矩為：MM因此，MM（4）畫扭矩圖由彎矩圖和扭矩圖可知，軸的危險截面是齒輪中心剖面，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，尚有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故剖面左側(cè)為危險截面?？箯澖孛婺Ａ縒=抗扭截面模量W彎曲應(yīng)力σσσ扭剪應(yīng)力ττ危險截面的當量應(yīng)力σ100740.4100740.4101110.694800.59481534080.7595122.542.512345678IIITMMMT35120.75296708查參考文獻[1]表10.1，得σB=750MPa，σ-1=350MPa，τ-1=200MPa。材料等效系數(shù)ψσ=0.25，ψτ=0.13。鍵槽引起安全系數(shù)：SSS=由表10.5查得許用安全系數(shù)S=1.3~1.5,顯然S≥S9.校核軸承壽命由參考文獻[2]表12.1得6210軸承的基本額定載荷Cr=35100N,計算當量動載荷P=X軸承在100℃下工作