机械综合项目工程专业课程设计

一、二、传动装置设计1.传动方案确实定及说明采取一般V和圆柱直齿轮组合，满足传动要求，同时因为带传动含有良好缓冲及吸震能力，机构简单，成本低，易于维护和使用。2.选择电动机（1）电动机类型和结构形式按工作要求和工作条件，选择通常见途Y系列三相异步电动机。（2）传动装置总效率：由《课程设计指导书》表2-3查得:V带传动η1=0.96，滚动轴承η2=0.99，圆柱齿轮闭式和开式传动分别为η3=0.97，η4=0.96。所以总效率η=0.96×0.99^3×0.97×0.96=0.8674（3）电动机功率Pd=Pw/η=6.2/0.8674=7.148kw（4）确定电动机转速：查表2.2得：一般V带传动比i=2~4，圆柱齿轮i=3~5，单级圆柱减速器i=3~5，则总传动比i=18~100。转速nd=i×n=（18~100）×50=(900~5000)r/min查表电动机型号为：Y132S2-2电动机型号额定功率pedkw满载转速nmr/min堵转转矩/定转矩最大转矩/额定转矩Y132S2-27.529002.02.23.传动比分配！！！总传动比误差为±5%，单向回转，轻微撞击依据电动机满载转速n可得总传动比i。i=nm/n=2900/50=58总传动比i=i1×i2×i3.得i1=3.45i2=4.1i3=4.14.运动条件及运动参数分析计算（1）各轴输入功率P1=Pd=7.148kwP2=P1η1=7.148×0.96=6.862kwP3=P2η2η3=6.862×0.99×0.97=6.590kwP4=P3η2η4=6.590×0.99×0.96=6.263kw(2)各轴转速Ⅰ:n1=nm=2900r/minⅡ:n2=n1/i1=2900/3.45=840.580r/minⅢ:n3=n2/i2=840.580/4.1=205.019r/minⅣ:n4=n3/i3=205.019/4.1=50.005r/min(3)各轴转矩Td=9550Pd/nm=9550×7.148/2900=23.539N.m电动机输出转矩：ⅠT1=Td=23.539N.m各轴输入转矩：ⅡT2=T1×η1×i1=23.539×0.96×3.45=77.962N.mⅢT3=T2×η2×η3×i2=77.962×0.99×0.97×4.1=306.952N.mⅣt4=T3×η2×η4×i3=306.952×0.99×0.96×4.1=1196.083N.m轴号功率PKw转速nr/min转矩TN．m传动比i效率ηⅠPd=7.148290023.539580.96Ⅱ6.862840.58077.9623.450.99Ⅲ6.590205.019306.9524.10.97Ⅳ6.26350.0051196.0834.10.96三、传动零件设计1.V带传动设计（1）因为载荷改变较小且工作时间为8h/天，查《设计基础》表13-8得工作情况系数KA=1.1Pc=KA×P=1.1×7.148=7.863kw（2）选择V带型号查《设计基础》219页图13-15得选A型一般V带。（3）确定带轮直径d1，d2查表13-9得d1应大于75mm，取d1=100mm，ε=0.01d2=d1×i1×(1-ε)=100×3.45×0.99=341.55mm取d2=355mm大轮转速n2=nm×d1×(1-ε)/d2=2900x100x0.99/355=808.732r/min误差为3.809%＜5%,误差较小，许可。（4）验算带速V=π×d1×nm/(60x1000)=3.14x100x2900/(60x1000)=15.177m/s在5~25m/s范围内，所以带适合。（5）求V带基准长度Ld和实际中心距a初步选定中心距a0=1.5（d1+d2）=1.5x(100+355)=682.5mm取a0=700mm，符合0.7(d1+d2)＜a0＜2(d1+d2)带长L0=2a0+π(d1+d2)/2+(d2-d1)^2/4a0=2x700+3.14x(100+355)/2+(355-100)^2/(4x700)=2137.57mm查表13-2，选择Ld=2240mm实际中心距a≈a0+(Ld-L0)/2=700+(2240-2137.57)/2=751.215mm=752mm（6）验算小带轮包角α1α1=180°-(d2-d1)x57.3°/a=180°-(355-100)x57.3°/751.215=160.55°＞120°,合格。（7）确定V带根数z传动比i=d2/d1(1-ε)=355/100(1-0.01)=3.59,查表13-5得ΔP0=0.34kw由n1=2900r/min,d1=100mm查表13-3得P0=2.05kw由α1=160.55°查表13-7Ka=0.95,由Ld=2240mm查表13-2得Kl=1.06得z=Pc/{(P0+ΔP0)KaKl}=7.863/{(2.05+0.34)x0.95x1.06}=3.45,取4根，即z=4（8）求作用在呆两年轴上压力Fq查表13-1得q=0.1Kg/m得Fq=(500Pc/zv)x(2.5/Ka-1)+qv²=(500x7.863/4/15.177)x(2.5/0.95-1)+0.1x15.77²=110.57N（9）带轮结构设计（略）2.齿轮传动设计计算减速器齿轮设计：电动机驱动，单向回转，载荷有轻微冲击。（1）选定齿轮材料及精度等级齿轮材料，精度和齿数选择，因传输功率不大，转速不高，材料按《设计基础》表11-1选择，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选择45号钢正火，齿面硬度为200HBS。齿轮精度初选8级。（2）确定许用应力查表11-1得σHlim1=585MPa,σFE1=445MPa,σHlim2=375MPa,σFE2=310MPa查表11-5得安全系数SH=1.0，SF=1.25，[σH1]=σHlim1/SH=585MPa，[σH2]=σHlim2/SH=375MPa，[σF1]=σFE1/SF=356MPa，[σF2]=σFE2/SF=248MPa。（3）按齿面接触强度设计齿轮按8级精度制造。查表11-3得取载荷系数K=1.1，查表11-6得齿宽系数Φd=0.8小齿轮上转矩：T1=9.55x10^3xp/n1=9.55x10^3x6.862/840.580=77.96x10^3N.mm查表11-4取Ze=118，传动比i=4.1，又Zh=2.5D1=³√{（2KT1/Φd）（（μ+1）/μ）（ZeZh/[σH2]²）}=³√2x1.1x77.96x10³x5.1x(188x2.5)²/(0.8x4.1x375²)=74.82mm选择小齿轮齿数Z1=19，则大齿轮齿数Z2=ixZ1=4.1x19=77.9≈78实际齿数比i=78/19=4.105模数m=d1/Z1=74.82/19=3.94mm查表4-1得m=4mm（4）关键尺寸计算实际分度圆直径d1=mZ1=4x19=68mm，d2=mZ2=4x78=312mm齿宽b=Φdxd1=0.8x74.82=59.86mm，取b2=60，b1=b2+5=65mm中心距a=0.5xm(Z1+Z2)=0.5x4x(19+78)=194mm（5）按齿根弯曲疲惫强度校核：由图11-8得Yfa1=2.97，Yfa2=2.26，由图11-9得Ysa1=1.55，Ysa2=1.76σF1=2KT1Ysa1Yfa1/(bm²Z1)=2x1.1x77.96x1.55x2.97/(60x4²x19)=43.29MPa＜[σF1]σF2=σF1Ysa2Yfa2/Ysa1Yfa1=43.29x1.76x2.26/(1.55x2.97)=37.40MPa＜[σF2]合格。（6）验算齿轮圆周速度：V=πxd1xn2/（60x1000）=3.14x68x840.580/(60x1000)=2.99m/s≤6m/s查表得选8级精度适宜。（7）齿轮几何尺寸确实定查《设计基础》4-2得：齿顶高系数ha*=1，齿隙系数c*=0.25齿顶圆直径Da1=d1+2ha1=(Z1+2h*)m=(19+2x1)x4=84mmDa2=d2+2ha2=(Z2+2h*)m=(78+2x1)x4=320mm齿根圆直径：Dr1=(Z1-2h*-2c*)m=(19-2x1-0.25)x4=67mmDr1=(Z2-2h*-2c*)m=(78-2x1-0.25)x4=302mm齿距：P=πm=3.14x4=12.56mm齿顶高：ha=ha*m=4mm齿根高：hf=(ha*+c*)m=5mm（8）齿轮结构设计小齿轮采取齿轮轴结构，大齿轮采取铸造毛坯腹板式结构（da2≤500mm）。大齿轮：(《设计基础》182页)轴孔直径：ds=55mm轮毂直径：dh=1.6ds=1.6x55=88mm轮毂长度：Lh=（1.2~1.5）ds=66~82.5mm，取77mm轮缘厚度：σ=(3~4)m=(12~16)mm，取σ=16mm轮缘内经：D2=da2-2h-2σ=320-2x4.5-2x16=279mm，取280mm腹板厚度：c=0.3b2=0.3x45=13.5mm，取c=15mm副班中心孔直径：D0=0.5(dh+D2)=0.5x(88+280)=184mm腹板孔直径：d0=0.25(D2-dh)=0.25x(280-88)=48mm齿轮倒角：n=0.5m=23.开式齿轮设计：（1）选定齿轮材料及精度齿轮材料，精度和齿数选择，因传输功率不大，转速不高，材料按《设计基础》表11-1选择，小齿轮材料为38siMnMo表面淬火，齿面硬度为45~55HRC，大齿轮选择45钢表面淬火，齿面硬度为40~45HRC。齿轮精度初选9度。（2）接触许用应力查表11-1得σHlim1=1170MPa,σFE1=705MPa,σHlim2=1135MPa,σFE2=690MPa查表11-5得安全系数SH=1.0，SF=1.25，[σH1]=σHlim1/SH=1170MPa，[σH2]=σHlim2/SH=1135MPa，[σF1]=σFE1/SF=564MPa，[σF2]=σFE2/SF=552MPa。（3）按齿面接触强度设计齿轮按9级精度制造。查表11-3得取载荷系数K=1.1，查表11-6得齿宽系数Φd=0.8小齿轮上转矩：T1=9.55x10^5xp/n2=9.55x10^5x6.590/205.019=306.970x10³N.mm查表11-4取Ze=188，传动比i=4.1，又Zh=2.5D1=³√{（2KT1/Φd）（（μ+1）/μ）（ZeZh/[σH2]²）}=³√2x1.1x306.97x10³x5.1x(188x2.5)²/(0.8x4.1x1135²)=56.469mm选择小齿轮齿数Z1=19，则大齿轮齿数Z2=ixZ1=4.1x19=77.9≈78实际齿数比i=78/19=4.105模数m=d1/Z1=56.469/19=2.97mm查表4-1得m=3mm（4）关键尺寸计算实际分度圆直径d1=mZ1=3x19=57mm，d2=mZ2=3x78=234mm齿宽b=Φdxd1=0.8x56.469=45.175mm，取b2=50，b1=b2+5=55mm中心距a=0.5xm(Z1+Z2)=0.5x4x(19+78)=194mm（5）按齿根弯曲疲惫强度校核：由图11-8得Yfa1=2.97，Yfa2=2.26，由图11-9得Ysa1=1.55，Ysa2=1.76σF1=2KT1Ysa1Yfa1/(bm²Z1)=2x1.1x306.970x10^3x1.55x2.97/(50x3²x19)=363.614MPa＜[σF1]σF2=σF1Ysa2Yfa2/Ysa1Yfa1=363.614x1.76x2.26/(1.55x2.97)=314.176MPa＜[σF2]合格。（6）验算齿轮圆周速度：V=πxd1xn2/（60x1000）=3.14x57x205.019/(60x1000)=0.612m/s≤2m/s查表得选9级精度适宜。（7）齿轮几何尺寸确实定查《设计基础》4-2得：齿顶高系数ha*=1，齿隙系数c*=0.25齿顶圆直径Da1=d1+2ha1=(Z1+2h*)m=(19+2x1)x3=63mmDa2=d2+2ha2=(Z2+2h*)m=(78+2x1)x3=240mm齿根圆直径：Dr1=(Z1-2h*-2c*)m=(19-2x1-0.25)x3=50.25mmDr1=(Z2-2h*-2c*)m=(78-2x1-0.25)x3=227.25mm齿距：P=πm=3.14x3=12.56mm齿顶高：ha=ha*m=3mm齿根高：hf=(ha*+c*)m=3.75mm（8）齿轮结构设计小齿轮采取齿轮轴结构，大齿轮采取铸造毛坯腹板式结构（da2≤500mm）。大齿轮：(《设计基础》182页)轴孔直径：ds=55mm轮毂直径：dh=1.6ds=1.6x55=88mm轮毂长度：Lh=（1.2~1.5）ds=66~82.5mm，取77mm轮缘厚度：σ=(3~4)m=(9~12)mm，取σ=12mm轮缘内经：D2=da2-2h-2σ=320-2x4.5-2x12=287mm，取290mm腹板厚度：c=0.3b2=0.3x45=13.5mm，取c=15mm副班中心孔直径：D0=0.5(dh+D2)=0.5x(88+290)=189mm腹板孔直径：d0=0.25(D2-dh)=0.25x(290-88)=48mm齿轮倒角：n=0.5m=1.5总结：高速级z1=19z2=78m=4低速级z1=19z2=78m=3四．轴设计计算1.减速器输入轴Ⅱ结构设计（1）选择轴材料，确定许用应力：由已知条件可知此减速器传输功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选择45钢调制。由《设计基础》表14-1得：硬度为217~255HBS，强度极限σB=650MPa，屈服极限σs=360MPa，弯曲疲惫极限σ_1=300MPa。由表14-2得：[τ]=（30~40）MPa，C=（118~107）MPa。（2）按钮转强度估算周径（最小直径）D1=Cx³√p/n=(107~118)x³√6.862/840.58=21.545~23.760mm考虑到轴最小直径出要安装带轮，会有键槽存在，故需要将估算直径加大3%~5%，取22.191~24.948mm,由设计手册附表1.12取标准直径d1=24mm。（3）确定各轴段直径和长度外伸段d1=24mmL1=60mmⅡ段d2=d1+2h=24+2x4=32mm初步定选深沟球轴承6906K,内径为32mm，宽度9mm，取套筒长为18mm，L2=2+10+18+45=75mmⅢ段直径d3=40mmL3=60-2=58mm（3）轴强度校核小齿轮分度圆直径d1=68mmd2=312mm转矩：T1=77.962N.m圆周力：Ft=2T1/d1=2x77.962x10^3/68=2293N径向力：Fr=Ft1tanα=Ftxtan20°=903.44N因为轴对称所以La=Lb=50mm绘制轴受力简图（图a）绘制垂直面弯矩图（图b）Fay=Fby=Fr/2=451.72NFaz=Fbz=Ft/2=1146.5N因为两边对称知截面C弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为Mc1=FayxL/2=451.72X50=22.586N.M绘制水平弯矩图（图c）截面C在水平面弯矩为Mc2=FazxL/2=1146.5x50=57.325N.M绘制合弯矩图（图d）Mc=²√(Mc1^2+Mc2^2)=²√(22.586²+57.325²)=61.614N.M绘制转矩图（图e）T=77.962N.M绘制当量弯矩图（图f）取转矩产生扭切应力脉动循环变应力这和系数α=0.6Mec=²√(Mc²+(αT)²)=²√(61.614^2+(0.6x77.962)^2)=77.359N.M查表14-3得[σ_1b]=60MPa校核危险截面C强度σe=Mec/0.1d³=77.359/(0.1x24³)=0.056MPa≤[σ_1b]=60MPa所以该轴满足强度受力简图：2.减速器输出轴Ⅲ结构设计（1）选择轴材料，确定许用应力：由已知条件可知此减速器传输功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选择45钢调制。由《设计基础》表14-1得：硬度为217~255HBS，强度极限σB=650MPa，屈服极限σs=360MPa，弯曲疲惫极限σ_1=300MPa。由表14-2得：[τ]=（30~40）MPa，C=（118~107）MPa。（2）按钮转强度估算周径（最小直径）D3=Cx³√p/n=(107~118)x³√6.590/205.019=34.021~37.512mm考虑到轴最小直径出要安装齿轮，会有键槽存在，故需要将估算直径加大3%~5%，取35.041~39.388mm,由设计手册附表1.12取标准直径d3=40mm。（3）确定各轴段直径和长度外伸段d1=40mmL1=70mmⅡ段d2=d1+2h=40+2x4=48mm初步定选深沟球轴承6910,内径为50mm，宽度18mm，取套筒长为20mm，L2=2+10+20+55=87mmⅢ段直径d3=55mmL3=70-2=68mm（3）轴强度校核齿轮分度圆直径d1=57mmd2=234mm转矩：T2=306.952N.m圆周力：Ft=2T1/d1=2x306.952x10³/57=10770N径向力：Fr=Ft1tanα=Ftxtan20°=3920N因为轴对称所以La=Lb=50mm绘制轴受力简图绘制垂直面弯矩图Fay=Fby=Fr/2=1860NFaz=Fbz=Ft/2=5385N因为两边对称知截面C弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为Mc1=FayxL/2=1860X50=93N.M绘制水平弯矩图截面C在水平面弯矩为Mc2=FazxL/2=5385x50mm=269.25N.M绘制合弯矩图Mc=²√(Mc1^2+Mc2^2)=²√(93²+269.25²)=284.859N.M绘制转矩图T=306.952N.M绘制当量弯矩图取转矩产生扭切应力脉动循环变应力这和系数α=0.6Mec=²√(Mc²+(αT)²)=²√(284.859^2+(0.6x306.952)^2)=339.24N.M查表14-3得[σ_1b]=60MPa校核危险截面C强度σe=Mec/0.1d³=339.24x10^3/(0.1x40³)=52.97MPa<[σ_1b]=60MPa所以该轴满足强度3.Ⅳ结构设计（1）选择轴材料，确定许用应力：由已知条件可知此减速器传输功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选择45钢调制。由《设计基础》表14-1得：硬度为217~255HBS，强度极限σB=650MPa，屈服极限σs=360MPa，弯曲疲惫极限σ_1=300MPa。由表14-2得：[τ]=（30~40）MPa，C=（118~107）MPa。（2）按钮转强度估算周径（最小直径）D=Cx³√p/n=(107~118)x³√6.263/50.005=53.537~59.041mm。考虑到轴最小直径出要安装齿轮，会有键槽存在，故需要将估算直径加大3%~5%，取55.143~61.993mm,由设计手册附表1.12取标准直径d=63mm。五、滚动轴承选择及寿命计算1.输入轴承型号选择：已知n2=840.58r/min两轴承径向反力FR1=FR2=903.44NFa=0因为选择了圆柱直齿轮，只要是径向力，所以选择深沟球轴承。依据前面计算知轴内径为32m，所以内径代号为06（用轴承实际公称内径尺寸除以5商数表示），得