机械综合项目工程专业课程设计.docx

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ped
kw
满载转速nm
r/min
堵转转矩/定转矩
最大转矩/额定转矩
Y132S2-2
7.5
2900
2.0
2.2

3.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=3.45 i2=4.1 i3=4.1
4.运动条件及运动参数分析计算
（1）各轴输入功率
P1=Pd=7.148kw
P2=P1η1=7.148×0.96=6.862kw
P3=P2η2η3=6.862×0.99×0.97=6.590kw
P4=P3η2η4=6.590×0.99×0.96=6.263kw
(2)各轴转速
Ⅰ:n1=nm=2900r/min
Ⅱ:n2=n1/i1=2900/3.45=840.580r/min
Ⅲ:n3=n2/i2=840.580/4.1=205.019r/min
Ⅳ: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：Ⅰ T1=Td=23.539N.m
各轴输入转矩：Ⅱ T2=T1×η1×i1=23.539×0.96×3.45=77.962N.m
Ⅲ T3=T2×η2×η3×i2=77.962×0.99×0.97×4.1=306.952N.m
Ⅳ t4=T3×η2×η4×i3=306.952×0.99×0.96×4.1=1196.083N.m
轴号
功率P
Kw
转速n
r/min
转矩T
N．m
传动比i
效率η
Ⅰ
Pd=7.148
2900
23.539
58
0.96
Ⅱ
6.862
840.580
77.962
3.45
0.99
Ⅲ
6.590
205.019
306.952
4.1
0.97
Ⅳ
6.263
50.005
1196.083
4.1
0.96
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=1.1
Pc=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=0.01
d2=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α1
α1=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=2.5
D1=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=1.76
σF1=2KT1Ysa1Yfa1/(bm²Z1)=2x1.1x77.96x1.55x2.97/(60x4²x19)=43.29MPa＜[σF1]
σF2=σF1 Ysa2Yfa2/ 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=84mm
Da2=d2+2ha2=(Z2+2h*)m=(78+2x1)x4=320mm
齿根圆直径：
Dr1=(Z1-2h*-2c*)m=(19-2x1-0.25)x4=67mm
Dr1=(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=2

3.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=2.5
D1=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=1.76
σF1=2KT1Ysa1Yfa1/(bm²Z1)=2x1.1x306.970x10^3x1.55x2.97/(50x3²x19)=363.614MPa＜[σF1]
σF2=σF1 Ysa2Yfa2/ Ysa1Yfa1=363.614x1.76x2.26/(1.55x2.97)=314.176 MPa＜[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=63mm
Da2=d2+2ha2=(Z2+2h*)m=(78+2x1)x3=240mm
齿根圆直径：
Dr1=(Z1-2h*-2c*)m=(19-2x1-0.25)x3=50.25mm
Dr1=(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=19 z2=78 m=4
低速级 z1=19 z2=78 m=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=Cx ³√p/n=(107~118) x ³√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=24mm L1=60mm
Ⅱ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=75mm
Ⅲ段直径d3=40mm L3=60-2=58mm
（3）轴强度校核
小齿轮分度圆直径d1=68mm d2=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
① 绘制轴受力简图（图a）
② 绘制垂直面弯矩图（图b）
Fay=Fby=Fr/2=451.72N Faz=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
③ 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
④ 绘制合弯矩图（图d）
Mc=²√(Mc1^2+Mc2^2)= ²√(22.586²+57.325²)=61.614N.M
⑤ 绘制转矩图（图e）
T=77.962N.M
⑥ 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=0.6
Mec=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/0.1d ³=77.359/(0.1x24 ³)=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=Cx ³√p/n=(107~118) x ³√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=40mm L1=70mm
Ⅱ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=87mm
Ⅲ段直径d3=55mm L3=70-2=68mm
（3）轴强度校核
齿轮分度圆直径d1=57mm d2=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
① 绘制轴受力简图
② 绘制垂直面弯矩图
Fay=Fby=Fr/2=1860N Faz=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
③ 绘制水平弯矩图
截面C在水平面弯矩为Mc2=FazxL/2=5385x50mm=269.25N.M
④ 绘制合弯矩图
Mc=²√(Mc1^2+Mc2^2)= ²√(93²+269.25²)=284.859N.M
⑤ 绘制转矩图
T=306.952N.M
⑥ 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=0.6
Mec=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/0.1d ³=339.24x10^3/(0.1x40 ³)=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=Cx ³√p/n=(107~118) x ³√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：

① 已知n2=840.58r/min 两轴承径向反力FR1=FR2=903.44N Fa=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），得轴型代号为6906K 。
② FA1/FR1＜e，FA2/FR2＜e，所以X1=X2=1，Y1=Y2=0
滚动轴承当量动负荷P1=P2=XFr=903.44N，
③ 因轴承需要工作8年天天二十四小时，用工作小时数表示轴承寿命有公式Lh=（10^6/60n）x（ftC/（fpxP））^ε，其中转速n2=840.58r/min，查表16-8得温度系数（100℃时）ft=1，查表16-9得载荷系数（轻微冲击）fp=1.1，查附录1得C=Cr=22.5KN，寿命指数ε，对球轴承ε=3，得Lh= 230361.5h

2. 输出轴：
① 已知n2=205.19r/min 两轴承径向反力FR1=FR2=3920N Fa=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50m，所以内径代号为10（用轴承实际公称内径尺寸除以5商数表示），得轴型代号为6910。
② FA1/FR1＜e，FA2/FR2＜e，所以X1=X2=1，Y1=Y2=0
滚动轴承当量动负荷P1=P2=XFr=3920N，
③ 因轴承需要工作8年天天二十四小时，用工作小时数表示轴承寿命有公式Lh=（10^6/60n）x（ftC/（fpxP））^ε，查表16-8得温度系数（100℃时）ft=1，查表16-9得载荷系数（轻微冲击）fp=1.1，查附录1得基础额定动载荷C=Cr=35KN，寿命指数ε，对球轴承ε=3，得Lh=43437h

六、键选择及其校核计算
1.全部键均选择A型平键，查《设计基础》第10章11节
代号
周径/mm
键宽/mm
键高/mm
键长/mm
2轴Ⅰ键
24
8
7
50
Ⅱ轴2键
40
12
8
45
3轴1键
55
16
10
60

七、箱体设计
1.类型选择：选择一级铸铁圆柱直齿轮减速器。
2.箱体关键结构尺寸：（mm）
名称
箱座壁厚
箱盖壁厚
箱盖凸缘厚度
尺寸
8
8
12
乡做凸缘厚度b1
箱底凸缘厚度b2
地脚螺钉直径df
地脚螺钉数目n
轴承旁连接螺栓直径d1
12
20
16
4
12
盖和座连接螺栓直径d2
连接螺栓d2间距1
轴承端盖螺钉直径d3
检验孔盖螺钉直径d4
定位销直径d5
10
150
8
6
8
Df,d1,d2至外箱壁直径C1
df,d2至凸缘边缘距离C2
轴承旁凸台半径R1
凸台高度h
外箱壁至轴承座端盖距离
16
14
16
40
40
齿顶圆和内箱壁间距离
齿轮端面和内箱壁间距离
箱盖及箱做肋厚
轴承端盖外径
轴承旁连接螺栓距离
12
12
6.8,6.8
102
125
3.减速器附件选择：