哈工大机械设计课程设计

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

P w=Fxv

1000

=

2130Nx1.1m s?

1000

=2.343Kw

从电动机到工作机输送带之间的总效率为：

η∑=η

1

2η

2

4η

3

2η

4

式中，η

1、η

2

、η

3

、η

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η

1

=0.99、

η2=0.99、η

3

=0.97、η

4

=0.97，则

η

∑

=η

1

2η

2

4η

3

2η

4

=0.992x0.994x0.972x0.97=0.86所以电动机所需工作功率为

P d=

P w

η

∑

=

2.343kW

0.86

=2.72kW

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 ∑′=8~40，而工作机卷筒轴的转速为

n w =

60x1000xv πd =60x1000x1.1

πx240

r min ?≈88 r min ? 所以电动机转速的可选范围为

n d =i ∑‘n w =(8~40)x88r min ?=(704~3520) 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15.1选定电动型号为Y132S-6，其主要性能如下表：

电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如下表：

1.2 计算传动装置总传动比并分配传动比

总传动比i∑为

i∑=n m

n w

=

960

88

=10.91

分配传动比

i∑=i I xi II

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i I=1.4i II，故

i I=√1.4i∑=√=4

i II=i∑

i I

=

12.08

4.11

=2.73

1.3 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：n I=n m=960r min

?

II轴：n II=n I

i I =960r min

?

4

=240r min

?

III轴：n III=n II

i II =240r min

?

2.73

=88r min

?

卷筒轴：n W=n III=88r min

?

1.3.2 各轴的输入功率

I轴：P I=P dη

1

=2.72kWx0.99=2.69kW

II轴：P II=P Iη

2η

3

=2.69kWkW

III轴：P III=P IIη

2η

3

=2.58kWkW

卷筒轴：P

卷=P IIIη

1

η

2

kW

1.3.3 各轴的输入转矩

电动机的输出转矩T d为

T d=9.55x106x P d

n m =9.550x106x2.72kW

960r min

?

=2.71x104N·mm

所以：

I轴：T I=T dη

1

=27100N·mmx0.99=2.68x104N·mm

II轴：T II=T Iη

1η

2

i I=26800N·mm104N·mm

III轴：T III=T IIη

2η

3

i II=102900N·mm105N·mm

卷筒轴：T

卷=T IIIη

1

η

2

=269800N·mm105N·mm

将以上结果汇总到表，如下

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217~25HBW ，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162~217HBW ，平均硬度为190HBW 。大小齿轮齿面评价硬度差为46HBW ，在30~50HBW 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，1

26800T N mm =?

(2) 设计时，因v 值未知，不能确定，故可初选载荷系数K t = 1.1~1.8，此处初取K t = 1.4。

(3) 由表6.6取齿宽系数 1.0d ?=。

(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45.2=H Z 。

(6) 齿数比14U i ==。

(7) 初选= 21, 则2184Z UZ == ，取285Z =。传动比误差<5%，符合设计要求。 端面重合度

εα=[1.88 ?3.2(1

z 1

+1

z 2

)]cos β= [1.88 ?3.2(1

17+1

89)]×cos 12°=1.66。

轴面重合度

εβ=0.318Φd z1tanβ=0.318×1.1×21×tan12°=1.42由图6.16查得重合度系数Zε=0.825由图8.24查得螺旋角系数Zβ=0.99 (8)接触许用应力可由

[σ]H=Z NσHlim S H

求得，由图6.29（e）、（a）得接触疲劳极限应力σHlim1=570MPa，σHlim2=390MPa，S H=1.0。大小齿轮1、2的应力循环次数分别为

N1=60n1aL h=60×960×1.0×3×8×250×5=1.728×109

N2=N1

i1

=4.32×108

由图6.30查得寿命系数Z N1=1.0，Z N2=1.1（允许有局部点蚀）；由表6.7，取安全系数S H=1.0。

[σ]H1=Z N1σHlim

S H

=

1.0×570

1.0

=570.0MPa

[σ]H2=Z N2σHlim

S H

=

1.1×390

1.0

=429.0MPa

故取[σ]H=[σ]H2=429.0MPa

计算小齿轮1的分度圆直径d1t，得

d1t≥√2K t T

Ⅰ

Φd

?

u+1

u

?(

Z E Z H ZεZβ

[σ]H

)

2

3

=√2×1.4×26800

1.0

?

4+1

4

?(

189.8×2.45×0.825×0.99

429

)

2

3

=42.01mm 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K A=1.0。

齿轮线速度如下式

v=

πd1t n1

60×1000

=

π×42.01×960

60000

=2.11m/s

由图6.7查得动载荷系数K V = 1.13(设轴刚性大)；

由图6.12查得齿向载荷分布系数Kβ=1.10；

由表6.4查得齿间载荷分布系数Kα=1.2，故

K=K A K V KβKα=1.0×1.13×1.10×1.2=1.49

(2)对d1t进行修正。因为K与K t有较大差异，故需对按照K t值设计出来的d1t进行修正，即

d1=d

1t √

K

K t

3

=42.89mm

(3)确定模数m n

m n=d1cosβ

z1

=

42.89×cos12°

21

=2.00

按表6.1，取m n=2

(4)计算传动尺寸。中心距

a=m n(z1+z2)

2cosβ

=

2×(21+85)

2×cos12°

=108.37mm

圆整为a=109mm,则螺旋角

β=arccos m n(z1+z2)

2a

=arccos

2×(21+85)

2×109

=13.47°

因为β值与初选值相差较大，故与β有关的数值需修正，修正后的结果是εε=1.64，εβ=1.61，εε=0.78，εβ=0.98，ε1=40.31。显然β值改变后，ε1的计算值变化很小，因此不再修正m n和a。故

d1=m n z1

cosβ

=

2×21

cos13.47°

=43.189mm

d2=m n z2

cosβ

=

2×85

cos13.47°

=174.811mm

b=Φd×d1=1.0×43.189=43.189mm 圆整为b=45 mm。

取b2=b=45mm，b1=50mm。

2.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度

σF=2KT

Ⅰ

bm n d1

Y F Y s YεYβ≤[σF]

式中各参数：

(1)K、T

Ⅰ

、m n同前。

(2)齿宽b = b2=45mm。

(3)齿形系数Y F与应力修正系数Y s。当量齿数

z v1=

z1

cos3β

=

21

cos13.47°

=22.85

z v2=

z2

cos3β

=

85

cos13.47°

=91.41

查图6.20得齿形修正系数Y F1=2.68，Y F2=2.22。由图6.21查得应力修正系数Y s1=1.57，Y s2=1.81。

(4)查图8.21得重合度系数Yε=0.72。

(5)查图8.26得螺旋角系数Yβε=0.90。

(6)许用弯曲应力可由下式算得

[σ]F=Y NσFlim S F

查得弯曲疲劳极限应力

σFlim1=220MPa，σFlim2=170MPa

查得寿命系数Y N1=Y N2=1.0。查得安全系数S F=1.25，故

[σ]F1=Y N1σFlim1

S F

=

1.0×220

1.25

=176MPa

[σ]F2=Y NσFlim2

S F

=

1.0×170

1.25

=136MPa

故

σF1=2KT

Ⅰ

bm n d1

Y F1Y s1YεYβ=

2×1.52×16813.38

40×2×36.05

×2.68×1.57×0.72×0.90=48.32MPa <[σF1]

σF2=σF1

Y F2Y s2

Y F1Y s1

=48.32×

2.22×1.81

2.68×1.57

=46.14MPa<[σF2]

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。

1齿数

齿轮

1

z1/21

齿轮

2

z2/85 2法面模数(mm)m n/2 3端面模数(mm)m t m n/cosβ 2.057 4法面压力角（度)εε/20 5端面压力角（度)εε20.566 6齿顶高系数h an?/1 7顶隙系数c n?/0.25 8标准中心距(mm)a

m n(z1+z2)

2cosβ109 9实际中心距(mm)a′109

2.2.1 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217~25HBW，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162~217HBW，平均硬度为190HBW。大小齿轮齿面评价硬度差为46HBW，在30~50HBW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

ε3≥√2εε3

εε?

ε+1

ε?(

εεεεεε

[ε]ε

)

2

3

式中各参数为：

(1)小齿轮传递的转矩ε2。

ε2=102900ε·εε

(2)设计时，因v值未知，K v不能确定，故可初选载荷系数K t = 1.1~1.8，此处初取K t = 1.3。

(3)由参考文献[1]表8.6取齿宽系数εε=1.0。

(4)由参考文献[1]表8.5查得弹性系数εε=189.8√MPa。

(5)由参考文献[1]图8.14查得节点区域系数εε=2.5。

(6)齿数比ε=ε2=2.73。

(7)初选ε3=23, 则ε4=uε3=2.73×23=62.79，取ε4=63。传动比误差<5%，符合设计要求。

εε=[1.88?3.2(1

ε3+1

ε4

)]cosβ=[1.88?3.2(1

23

+1

63

)]×1.0=1.69。

由图8.5查得重合度系数εε=0.87

(8)接触许用应力可由[ε]ε=εεεεεεε

ε

算得，由高速级齿轮设计可知εHlim3= 570MPa，εHlim4=390MPa，S H=1.0。而ε3=ε2，故寿命系数εN3=εN2=1.05（允许

有局部点蚀），ε4=ε3

ε2=4.915×108

2.94

=1.33×108，由参考文献[1]图6.30查得寿命系数εN4=

1.15（允许有局部点蚀）；则

[ε]ε3=εε3εεεεε

εε=

1.05x570

1.0

=598.5εεε

[ε]ε4=εε2εεεεε

εε=

1.15x390

1.0

=448.5εεε

故取

[ε]ε=[ε]ε4=448.5εεε计算小齿轮3的分度圆直径d3t

ε3ε≥√2εεε2

εε?

ε+1

ε?(

εεεεεε

[ε]ε

)

2

3

=√2×1.3×83925.30

1.2

×

2.73+1

2.73

×(

189.8×2.5×0.87

448.5

)

2

3

=67.473εε2.2.3 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K A=1.0。

齿轮线速度如下式

ε=εε3εεII

60×1000

=

ε×67.473×240

60×1000

=0.85ε/ε

由参考文献[1]图6.得动载荷系数K V = 1.07；由参考文献[1]图6.12载荷分布系数Kβ=1.1参考文献[1]表6.4得齿间载荷分布系数Kα=1.2故

ε=εεεεεεεε=1.0×1.07×1.1×1.2=1.41

(2)因为K与K t相差较大，故需按K t值计算出的ε3ε进行修正，即

ε3=ε3ε√

εεε

3=67.473×√1.41 1.3

3

=69.325mm (3)确定模数m

ε=ε3

ε3=

69.325

23

=3.01mm（按表6.1取m=3mm)

(4)计算传动尺寸。中心距

ε=1

2

ε(ε3+ε4)=

1

2

×3×(23+63)=129mm

a)计算传动尺寸

ε3=εε3=3×23=69mm

ε4=εε4=3×63=189mm

ε=εεε3=69取ε3=70εε，ε4=75εε。

2.2.4 校核齿根弯曲疲劳强度

εε=2εε

εεε

εεεεεε≤[εε]

式中各参数：

(1)K、ε2、m同前。

(2)齿宽b = ε3=70mm。

(3)齿形系数Y F与应力修正系数Y s。

查参考文献[1] 图8.19得εε3=2.67，εε4=2.23查参考文献[1] 图8.20得εε3=1.57，εε4=1.77查参考文献[1] 图8.15得重合度系数Yε=0.70。许用弯曲应力可由下式算得

[σF]=εεεFlim

S F

查得弯曲疲劳极限应力

σFlim3=220MPa

σFlim4=170MPa 由前面计算ε3=ε2=4.915×108，ε4=1.33×108

查参考文献[1] 图6.31得寿命系数εε3=εε4=1.0。查参考文献[1] 表6.7得安全系数εε=1.25，故

[εε3]=εε3εεεεε3

εε=

1.0×220

1.25

=176εεε

[εε4]=εεεεεεε4

εε=

1.0×170

1.25

=136εεε

故

εε3=2εεεε

εεε3

εε3εε3εε=

2×1.45×83925.30

70×2.5×57.5

×2.67×1.57×0.70=70.97εεεεε4=εε3

εε4εε4

εε3εε3=70.97×

2.23×1.77

2.67×1.57

≈66.82εεε

容易看出

εε1<[εε3]

εε2<[εε4]设计满足齿根弯曲疲劳强度要求。

2.2.5 齿轮其他几何尺寸计算

各齿轮的尺寸及参数计算详见下表。

序

号

项目代号计算公式计算结果1齿数

齿轮

1

z3/23

齿轮

2

z4/63

2模数(mm)m/3

4压力角（度)ε/20

6齿顶高系数h a?/1

7顶隙系数c?/0.25

8标准中心距(mm)a m(z3+z4)

2

129

9实际中心距(mm)a′/129 11变位系数齿轮x30