精密机械设计.docx

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精密机械设计

一、传动方案拟定

第二组第三个数据：

设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

（1）工作条件：

使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。

（2）原始数据：

滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；

滚筒直径D=220mm。

运动简图

二、电动机的选择

1、电动机类型和结构型式的选择：

按已知的工作要求和条件，选用Y系列三相异步电动机。

2、确定电动机的功率：

（1）传动装置的总效率：

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95

=0.86

（2）电机所需的工作功率：

Pd=FV/1000η总

=1700×1.4/1000×0.86

=2.76KW

3、确定电动机转速：

滚筒轴的工作转速：

Nw=60×1000V/πD

=60×1000×1.4/π×220

=121.5r/min

根据表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min

符合这一范围的同步转速有960r/min和1420r/min。

由表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表

方案电动机型号额定功率电动机转速（r/min）传动装置的传动比

KW同转满转总传动比带齿轮

1Y132s-6310009607.932.63

2Y100l2-431500142011.6833.89

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：

方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。

方案2适中。

故选择电动机型号Y100l2-4。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为

Y100l2-4。

其主要性能：

额定功率：

3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：

i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68

2、分配各级传动比

（1）取i带=3

（2）∵i总=i齿×i带π

∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

nI=nm/i带=1420/3=473.33（r/min）

nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67（r/min）

滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67（r/min）

2、计算各轴的功率（KW）

PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW

PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、计算各轴转矩

Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N•m

TI=9.55p2入/n1=9550x2.64/473.33=53.26N•m

TII=9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N•m

五、传动零件的设计计算

1、皮带轮传动的设计计算

（1）选择普通V带截型

由课本[1]P189表10-8得：

kA=1.2P=2.76KW

PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW

据PC=3.3KW和n1=473.33r/min

由课本[1]P189图10-12得：

选用A型V带

（2）确定带轮基准直径，并验算带速

由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75

dd2=i带dd1（1-ε）=3×95×（1-0.02）=279.30mm

由课本[1]P190表10-9，取dd2=280

带速V：

V=πdd1n1/60×1000

=π×95×1420/60×1000

=7.06m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

（3）确定带长和中心距

初定中心距a0=500mm

Ld=2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/4a0

=2×500+3.14（95+280）+（280-95）2/4×450

=1605.8mm

根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm

确定中心距a≈a0+（Ld-Ld0）/2=500+（1600-1605.8）/2

=497mm

（4）验算小带轮包角

α1=1800-57.30×（dd2-dd1）/a

=1800-57.30×（280-95）/497

=158.670>1200（适用）

（5）确定带的根数

单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得P1=1.4KW

i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得△P1=0.17KW

查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得KL=0.99

Z=PC/[（P1+△P1）KαKL]

=3.3/[（1.4+0.17）×0.94×0.99]

=2.26（取3根）

（6）计算轴上压力

由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：

F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06（2.5/0.94-1）]+0.10x7.062=134.3kN

则作用在轴承的压力FQ

FQ=2ZF0sin（α1/2）=2×3×134.3sin（158.67o/2）

=791.9N

2、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料与热处理：

所设计齿轮传动属于闭式传动，通常

齿轮采用软齿面。

查阅表[1]表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；

精度等级：

运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。

（2）按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥（6712×kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3

确定有关参数如下：

传动比i齿=3.89

取小齿轮齿数Z1=20。

则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=×20=77.8取z2=78

由课本表6-12取φd=1.1

（3）转矩T1

T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N•mm

（4）载荷系数k:

取k=1.2

（5）许用接触应力[σH]

[σH]=σHlimZN/SHmin由课本[1]图6-37查得：

σHlim1=610MpaσHlim2=500Mpa

接触疲劳寿命系数Zn：

按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn计算

N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109

N2=N/i=1.36x109/3.89=3.4×108

查[1]课本图6-38中曲线1，得ZN1=1ZN2=1.05

按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0

[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610Mpa

[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa

故得：

d1≥（6712×kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3

=49.04mm

模数：

m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm

取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5

（6）校核齿根弯曲疲劳强度

σbb=2KT1YFS/bmd1

确定有关参数和系数

分度圆直径：

d1=mZ1=2.5×20mm=50mm

d2=mZ2=2.5×78mm=195mm

齿宽：

b=φdd1=1.1×50mm=55mm

取b2=55mmb1=60mm

（7）复合齿形因数YFs由课本[1]图6-40得：

YFS1=4.35,YFS2=3.95

（8）许用弯曲应力[σbb]

根据课本[1]P116：

[σbb]=σbblimYN/SFmin

由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为：

σbblim1=490Mpaσbblim2=410Mpa

由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：

YN1=1YN2=1

弯曲疲劳的最小安全系数SFmin：

按一般可靠性要求，取SFmin=1

计算得弯曲疲劳许用应力为

[σbb1]=σbblim1YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa

[σbb2]=σbblim2YN2/SFmin=410×1/1=410Mpa

校核计算

σbb1=2kT1YFS1/b1md1=71.86pa<[σbb1]

σbb2=2kT1YFS2/b2md1=72.61Mpa<[σbb2]

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

（9）计算齿轮传动的中心矩a

a=（d1+d2）/2=（50+195）/2=122.5mm

（10）计算齿轮的圆周速度V

计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s

因为V＜6m/s，故取8级精度合适．

六、轴的设计计算

从动轴设计

1、选择轴的材料确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。

查[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：

[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，

从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

d≥C

查[2]表13-5可得，45钢取C=118

则d≥118×（2.53/121.67）1/3mm=32.44mm

考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm

3、齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩：

T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582N

齿轮作用力：

圆周力：

Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N

径向力：

Fr=Fttan200=2036×tan200=741N

4、轴的结构设计

轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。

（1）、联轴器的选择

可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：

35×82GB5014-85

（2）、确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

在齿轮两边。

轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现

轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴

承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通

过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合

分别实现轴向定位和周向定位

（3）、确定各段轴的直径

将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），

考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm

齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=45mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。

齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5

满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.

（4）选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:

轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.

（5）确定轴各段直径和长度

Ⅰ段：

d1=35mm长度取L1=50mm

II段:

d2=40mm

初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,

宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。

取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：

L2=（2+20+19+55）=96mm

III段直径d3=45mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=50mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm

Ⅴ段直径d5=52mm.长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm

（6）按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d1=195mm

②求转矩：

已知T2=198.58N•m

③求圆周力：

Ft

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N

④求径向力Fr

根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft•tanα=2.03×tan200=0.741N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：

LA=LB=48mm

（1）绘制轴受力简图（如图a）

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N•m

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N•m

（4）绘制合弯矩图（如图d）

MC=（MC12+MC22）1/2=（17.762+48.482）1/2=51.63N•m

（5）绘制扭矩图（如图e）

转矩：

T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N•m

（6）绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+（αT）2]1/2

=[51.632+（0.2×198.58）2]1/2=65.13N•m

（7）校核危险截面C的强度

由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453

=7.14MPa<[σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

主动轴的设计

1、选择轴的材料确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。

查[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：

[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，

从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

d≥C

查[2]表13-5可得，45钢取C=118

则d≥118×（2.64/473.33）1/3mm=20.92mm

考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm

3、齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩：

T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265N

齿轮作用力：

圆周力：

Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N

径向力：

Fr=Fttan200=2130×tan200=775N

确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

在齿轮两边。

齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定

，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴

承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通

过两端轴承盖实现轴向定位，

4确定轴的各段直径和长度

初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,

宽度为16mm.。

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

（2）按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d2=50mm

②求转矩：

已知T=53.26N•m

③求圆周力Ft：

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N

④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft•tanα=2.13×0.36379=0.76N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=50mm

（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N

（2）截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N•m

（3）截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N•m

（4）计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（192+52.52）1/2

=55.83N•m

（5）计算当量弯矩：

根据课本P235得α=0.4

Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[55.832+（0.4×53.26）2]1/2

=59.74N•m

（6）校核危险截面C的强度

由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/（0.1×303）

=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

（7）滚动轴承的选择及校核计算

一从动轴上的轴承

根据根据条件，轴承预计寿命

L'h=10×300×16=48000h

（1）由初选的轴承的型号为:

6209,

查[1]表14-19可知:

d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN,基本静载荷CO=20.5KN,

查[2]表10.1可知极限转速9000r/min

（1）已知nII=121.67（r/min）

两轴承径向反力：

FR1=FR2=1083N

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N

（2）∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=682NFA2=FS2=682N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=682N/1038N=0.63

FA2/FR2=682N/1038N=0.63

根据课本P265表（14-14）得e=0.68

FA1/FR1

y1=0y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

根据课本P264表（14-12）取fP=1.5

根据课本P264（14-7）式得

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×1083+0）=1624N

P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×（1×1083+0）=1624N

（5）轴承寿命计算

∵P1=P2故取P=1624N

∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6209型的Cr=31500N

由课本P264（14-5）式得

LH=106（ftCr/P）ε/60n

=106（1×31500/1624）3/60X121.67=998953h>48000h

∴预期寿命足够

二.主动轴上的轴承:

（1）由初选的轴承的型号为:

6206

查[1]表14-19可知:

d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,

基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,

查[2]表10.1可知极限转速13000r/min

根据根据条件，轴承预计寿命

L'h=10×300×16=48000h

（1）已知nI=473.33（r/min）

两轴承径向反力：

FR1=FR2=1129N

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N

（2）∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=711.8NFA2=FS2=711.8N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=711.8N/711.8N=0.63

FA2/FR2=711.8N/711.8N=0.63

根据课本P265表（14-14）得e=0.68

FA1/FR1

y1=0y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

根据课本P264表（14-12）取fP=1.5

根据课本P264（14-7）式得

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×1129+0）=1693.5N

P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×（1×1129+0）=1693.5N

（5）轴承寿命计算

∵P1=P2故取P=1693.5N

∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6206型的Cr=19500N

由课本P264（14-5）式得

LH=106（ftCr/P）ε/60n

=106（1×19500/1693.5）3/60X473.33=53713h>48000h

∴预期寿命足够

七、键联接的选择及校核计算

1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6

高速轴（主动轴）与V带轮联接的键为：

键8×36GB1096-79

大齿轮与轴连接的键为：

键14×45GB1096-79

轴与联轴器的键为：

键10×40GB1096-79

2．键的强度校核

大齿轮与轴上的键：

键14×45GB1096-79

b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm

圆周力：

Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N

挤压强度：

=56.93<125~150MPa=[σp]

因此挤压强度足够

剪切强度：

=36.60<120MPa=[]

因此剪切强度足够

键8×36GB1096-79和键10×40GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。

八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~

1、减速器附件的选择

通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5

油面指示器

选用游标尺M12

起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳.

放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M18×1.5

根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号：

起盖螺钉型号：

GB/T5780M18×30,材料Q235

高速轴轴承盖上的螺钉：

GB5783～86M8X12,材料Q235

低速轴轴承盖上的螺钉：

GB5783～86M8×20,材料Q235

螺栓：

GB5782～86M14×100，材料Q235

箱体的主要尺寸：

：

（1）箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1=4.0625取z=8

（2）箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1=3.45

取z1=8

（3）箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12

（4）箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12

（5）箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20

（6）地脚螺钉直径df=0.036a+12=

0.036×122.5+12=16.41（取18）

（7）地脚螺钉数目n=4（因为a<250）

（8）轴承旁连接螺栓直径d1=0.75df=0.75×18=13.5（取14）

（9）盖与座连接螺栓直径d2=（0.5-0.6）df=0.55×18=9.