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机械工程课程设计

一、

二、传动装置的设计

1.传动方案的拟定及说明

采用普通V和圆柱直齿轮组合，满足传动要求，同时由于带传动具有良好的缓冲及吸震能力，机构简单，成本低，易于维护和使用。

2.选择电动机

（1）电动机的类型和结构形式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三相异步电动机。

（2）传动装置的总效率：

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，圆柱齿轮闭式与开式传动分别为η3=0.97，η4=0.96。

因此总效率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）确定电动机的转速：

查表2.2得：

普通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

查表的电动机型号为：

Y132S2-2

电动机型号

额定功率ped

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

根据电动机满载转速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=4.1

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：

ⅠT1=Td=23.539N.m

各轴输入转矩：

ⅡT2=T1×η1×i1=23.539×0.96×3.45=77.962N.m

ⅢT3=T2×η2×η3×i2=77.962×0.99×0.97×4.1=306.952N.m

Ⅳt4=T3×η2×η4×i3=306.952×0.99×0.96×4.1=1196.083N.m

轴号

功率P

转速n

r/min

转矩T

N．m

传动比i

效率η

Ⅰ

Pd=7.148

2900

23.539

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、传动零件的设计

1.V带传动设计

（1）因为载荷变化较小且工作时间为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型普通V带。

（3）确定带轮直径d1，d2

查表13-9得d1应不小于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，允许。

（4）验算带速

V=π×d1×nm/（60x1000）=3.14x100x2900/（60x1000）=15.177m/s

在5~25m/s范围内，因此带适合。

（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，选用Ld=2240mm

实际中心距a≈a0+（Ld-L0）/2=700+（2240-2137.57）/2=751.215mm=752mm

（6）验算小带轮的包角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的压力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

齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按《设计基础》表11-1选取，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用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

小齿轮上的转矩：

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

选取小齿轮齿数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）主要尺寸计算

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）按齿根弯曲疲劳强度校核：

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=σF1Ysa2Yfa2/Ysa1Yfa1=43.29x1.76x2.26/（1.55x2.97）=37.40MPa＜[σF2]

合格。

（6）验算齿轮的圆周速度：

V=πxd1xn2/（60x1000）=3.14x68x840.580/（60x1000）=2.99m/s≤6m/s

查表得选8级精度合适。

（7）齿轮几何尺寸的确定

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）齿轮的结构设计

小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构（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）选定齿轮的材料及精度

齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按《设计基础》表11-1选取，小齿轮的材料为38siMnMo表面淬火，齿面硬度为45~55HRC，大齿轮选用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

小齿轮上的转矩：

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

选取小齿轮齿数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）主要尺寸计算

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）按齿根弯曲疲劳强度校核：

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=σF1Ysa2Yfa2/Ysa1Yfa1=363.614x1.76x2.26/（1.55x2.97）=314.176MPa＜[σF2]

合格。

（6）验算齿轮的圆周速度：

V=πxd1xn2/（60x1000）=3.14x57x205.019/（60x1000）=0.612m/s≤2m/s

查表得选9级精度合适。

（7）齿轮几何尺寸的确定

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）齿轮的结构设计

小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构（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．轴的设计计算

1.减速器输入轴Ⅱ的结构设计

（1）选择轴的材料，确定许用应力：

由已知条件可知此减速器的传递功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选用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，弯曲疲劳极限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

考虑到轴的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=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=40mmL3=60-2=58mm

（3）轴的强度校核

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

因为轴对称因此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=451.72NFaz=Fbz=Ft/2=1146.5N

由于两边对称知截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面的弯矩为Mc1=FayxL/2=451.72X50=22.586N.M

3绘制水平弯矩图（图c）

截面C在水平面的弯矩为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）

取转矩产生的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的强度σe=Mec/0.1d³=77.359/（0.1x24³）=0.056MPa≤[σ_1b]=60MPa

因此该轴满足强度

受力简图：

2.减速器输出轴Ⅲ的结构设计

（1）选择轴的材料，确定许用应力：

由已知条件可知此减速器的传递功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选用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，弯曲疲劳极限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

考虑到轴的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=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=55mmL3=70-2=68mm

（3）轴的强度校核

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

因为轴对称因此La=Lb=50mm

1绘制轴受力简图

2绘制垂直面弯矩图

Fay=Fby=Fr/2=1860NFaz=Fbz=Ft/2=5385N

由于两边对称知截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面的弯矩为Mc1=FayxL/2=1860X50=93N.M

3绘制水平弯矩图

截面C在水平面的弯矩为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

取转矩产生的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的强度σe=Mec/0.1d³=339.24x10^3/（0.1x40³）=52.97MPa<[σ_1b]=60MPa

因此该轴满足强度

3.Ⅳ的结构设计

（1）选择轴的材料，确定许用应力：

由已知条件可知此减速器的传递功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选用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，弯曲疲劳极限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。

考虑到轴的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、滚动轴承的选择及寿命计算

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=903.44NFa=0

因为选用了圆柱直齿轮，只要是径向力，因此选择深沟球轴承。

根据前面计算知轴的内径为32m，因此内径代号为06（用轴承实际公称内径尺寸除以5的商数表示），得轴型代号为6906K。

2FA1/FR1＜e，FA2/FR2＜e，因此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年每天24小时，用工作小时数表示轴承的寿命有公式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=3920NFa=0

因为选用了圆柱直齿轮，只要是径向力，因此选择深沟球轴承。

根据前面计算知轴的内径为50m，因此内径代号为10（用轴承实际公称内径尺寸除以5的商数表示），得轴型代号为6910。

②FA1/FR1＜e，FA2/FR2＜e，因此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年每天24小时，用工作小时数表示轴承的寿命有公式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得基本额定动载荷C=Cr=35KN，寿命指数ε，对球轴承ε=3，得Lh=43437h

六、键的选择及其校核计算

1.所有键均选择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

Ⅱ轴2键

3轴1键

七、箱体的设计

1.类型选择：

选择一级铸铁圆柱直齿轮减速器。

2.箱体的主要结构尺寸：

（mm）

名称

箱座壁厚

箱盖壁厚

箱盖凸缘厚度

尺寸

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