機械綜合項目工程專業(yè)課程設(shè)計

一、二、傳動裝置設(shè)計1.傳動方案確實定及說明采取一般V和圓柱直齒輪組合，滿足傳動要求，同時因為帶傳動含有良好緩沖及吸震能力，機構(gòu)簡單，成本低，易于維護和使用。2.選擇電動機（1）電動機類型和結(jié)構(gòu)形式按工作要求和工作條件，選擇通常見途Y系列三相異步電動機。（2）傳動裝置總效率：由《課程設(shè)計指導(dǎo)書》表2-3查得:V帶傳動η1=0.96，滾動軸承η2=0.99，圓柱齒輪閉式和開式傳動分別為η3=0.97，η4=0.96。所以總效率η=0.96×0.99^3×0.97×0.96=0.8674（3）電動機功率Pd=Pw/η=6.2/0.8674=7.148kw（4）確定電動機轉(zhuǎn)速：查表2.2得：一般V帶傳動比i=2~4，圓柱齒輪i=3~5，單級圓柱減速器i=3~5，則總傳動比i=18~100。轉(zhuǎn)速nd=i×n=（18~100）×50=(900~5000)r/min查表電動機型號為：Y132S2-2電動機型號額定功率pedkw滿載轉(zhuǎn)速nmr/min堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩Y132S2-27.529002.02.23.傳動比分配！??！總傳動比誤差為±5%，單向回轉(zhuǎn)，輕微撞擊依據(jù)電動機滿載轉(zhuǎn)速n可得總傳動比i。i=nm/n=2900/50=58總傳動比i=i1×i2×i3.得i1=3.45i2=4.1i3=4.14.運動條件及運動參數(shù)分析計算（1）各軸輸入功率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)各軸轉(zhuǎn)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)各軸轉(zhuǎn)矩Td=9550Pd/nm=9550×7.148/2900=23.539N.m電動機輸出轉(zhuǎn)矩：ⅠT1=Td=23.539N.m各軸輸入轉(zhuǎn)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軸號功率PKw轉(zhuǎn)速nr/min轉(zhuǎn)矩TN．m傳動比i效率ηⅠPd=7.148290023.539580.96Ⅱ6.862840.58077.9623.450.99Ⅲ6.590205.019306.9524.10.97Ⅳ6.26350.0051196.0834.10.96三、傳動零件設(shè)計1.V帶傳動設(shè)計（1）因為載荷改變較小且工作時間為8h/天，查《設(shè)計基礎(chǔ)》表13-8得工作情況系數(shù)KA=1.1Pc=KA×P=1.1×7.148=7.863kw（2）選擇V帶型號查《設(shè)計基礎(chǔ)》219頁圖13-15得選A型一般V帶。（3）確定帶輪直徑d1，d2查表13-9得d1應(yīng)大于75mm，取d1=100mm，ε=0.01d2=d1×i1×(1-ε)=100×3.45×0.99=341.55mm取d2=355mm大輪轉(zhuǎn)速n2=nm×d1×(1-ε)/d2=2900x100x0.99/355=808.732r/min誤差為3.809%＜5%,誤差較小，許可。（4）驗算帶速V=π×d1×nm/(60x1000)=3.14x100x2900/(60x1000)=15.177m/s在5~25m/s范圍內(nèi)，所以帶適合。（5）求V帶基準長度Ld和實際中心距a初步選定中心距a0=1.5（d1+d2）=1.5x(100+355)=682.5mm取a0=700mm，符合0.7(d1+d2)＜a0＜2(d1+d2)帶長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，選擇Ld=2240mm實際中心距a≈a0+(Ld-L0)/2=700+(2240-2137.57)/2=751.215mm=752mm（6）驗算小帶輪包角α1α1=180°-(d2-d1)x57.3°/a=180°-(355-100)x57.3°/751.215=160.55°＞120°,合格。（7）確定V帶根數(shù)z傳動比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）求作用在呆兩年軸上壓力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）帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計（略）2.齒輪傳動設(shè)計計算減速器齒輪設(shè)計：電動機驅(qū)動，單向回轉(zhuǎn)，載荷有輕微沖擊。（1）選定齒輪材料及精度等級齒輪材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳輸功率不大，轉(zhuǎn)速不高，材料按《設(shè)計基礎(chǔ)》表11-1選擇，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪材料為45號鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為250HBS，大齒輪選擇45號鋼正火，齒面硬度為200HBS。齒輪精度初選8級。（2）確定許用應(yīng)力查表11-1得σHlim1=585MPa,σFE1=445MPa,σHlim2=375MPa,σFE2=310MPa查表11-5得安全系數(shù)SH=1.0，SF=1.25，[σH1]=σHlim1/SH=585MPa，[σH2]=σHlim2/SH=375MPa，[σF1]=σFE1/SF=356MPa，[σF2]=σFE2/SF=248MPa。（3）按齒面接觸強度設(shè)計齒輪按8級精度制造。查表11-3得取載荷系數(shù)K=1.1，查表11-6得齒寬系數(shù)Φd=0.8小齒輪上轉(zhuǎn)矩：T1=9.55x10^3xp/n1=9.55x10^3x6.862/840.580=77.96x10^3N.mm查表11-4取Ze=118，傳動比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選擇小齒輪齒數(shù)Z1=19，則大齒輪齒數(shù)Z2=ixZ1=4.1x19=77.9≈78實際齒數(shù)比i=78/19=4.105模數(shù)m=d1/Z1=74.82/19=3.94mm查表4-1得m=4mm（4）關(guān)鍵尺寸計算實際分度圓直徑d1=mZ1=4x19=68mm，d2=mZ2=4x78=312mm齒寬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）按齒根彎曲疲憊強度校核：由圖11-8得Yfa1=2.97，Yfa2=2.26，由圖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）驗算齒輪圓周速度：V=πxd1xn2/（60x1000）=3.14x68x840.580/(60x1000)=2.99m/s≤6m/s查表得選8級精度適宜。（7）齒輪幾何尺寸確實定查《設(shè)計基礎(chǔ)》4-2得：齒頂高系數(shù)ha*=1，齒隙系數(shù)c*=0.25齒頂圓直徑Da1=d1+2ha1=(Z1+2h*)m=(19+2x1)x4=84mmDa2=d2+2ha2=(Z2+2h*)m=(78+2x1)x4=320mm齒根圓直徑：Dr1=(Z1-2h*-2c*)m=(19-2x1-0.25)x4=67mmDr1=(Z2-2h*-2c*)m=(78-2x1-0.25)x4=302mm齒距：P=πm=3.14x4=12.56mm齒頂高：ha=ha*m=4mm齒根高：hf=(ha*+c*)m=5mm（8）齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計小齒輪采取齒輪軸結(jié)構(gòu)，大齒輪采取鑄造毛坯腹板式結(jié)構(gòu)（da2≤500mm）。大齒輪：(《設(shè)計基礎(chǔ)》182頁)軸孔直徑：ds=55mm輪轂直徑：dh=1.6ds=1.6x55=88mm輪轂長度：Lh=（1.2~1.5）ds=66~82.5mm，取77mm輪緣厚度：σ=(3~4)m=(12~16)mm，取σ=16mm輪緣內(nèi)經(jīng)：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副班中心孔直徑：D0=0.5(dh+D2)=0.5x(88+280)=184mm腹板孔直徑：d0=0.25(D2-dh)=0.25x(280-88)=48mm齒輪倒角：n=0.5m=23.開式齒輪設(shè)計：（1）選定齒輪材料及精度齒輪材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳輸功率不大，轉(zhuǎn)速不高，材料按《設(shè)計基礎(chǔ)》表11-1選擇，小齒輪材料為38siMnMo表面淬火，齒面硬度為45~55HRC，大齒輪選擇45鋼表面淬火，齒面硬度為40~45HRC。齒輪精度初選9度。（2）接觸許用應(yīng)力查表11-1得σHlim1=1170MPa,σFE1=705MPa,σHlim2=1135MPa,σFE2=690MPa查表11-5得安全系數(shù)SH=1.0，SF=1.25，[σH1]=σHlim1/SH=1170MPa，[σH2]=σHlim2/SH=1135MPa，[σF1]=σFE1/SF=564MPa，[σF2]=σFE2/SF=552MPa。（3）按齒面接觸強度設(shè)計齒輪按9級精度制造。查表11-3得取載荷系數(shù)K=1.1，查表11-6得齒寬系數(shù)Φd=0.8小齒輪上轉(zhuǎn)矩：T1=9.55x10^5xp/n2=9.55x10^5x6.590/205.019=306.970x103N.mm查表11-4取Ze=188，傳動比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選擇小齒輪齒數(shù)Z1=19，則大齒輪齒數(shù)Z2=ixZ1=4.1x19=77.9≈78實際齒數(shù)比i=78/19=4.105模數(shù)m=d1/Z1=56.469/19=2.97mm查表4-1得m=3mm（4）關(guān)鍵尺寸計算實際分度圓直徑d1=mZ1=3x19=57mm，d2=mZ2=3x78=234mm齒寬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）按齒根彎曲疲憊強度校核：由圖11-8得Yfa1=2.97，Yfa2=2.26，由圖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）驗算齒輪圓周速度：V=πxd1xn2/（60x1000）=3.14x57x205.019/(60x1000)=0.612m/s≤2m/s查表得選9級精度適宜。（7）齒輪幾何尺寸確實定查《設(shè)計基礎(chǔ)》4-2得：齒頂高系數(shù)ha*=1，齒隙系數(shù)c*=0.25齒頂圓直徑Da1=d1+2ha1=(Z1+2h*)m=(19+2x1)x3=63mmDa2=d2+2ha2=(Z2+2h*)m=(78+2x1)x3=240mm齒根圓直徑：Dr1=(Z1-2h*-2c*)m=(19-2x1-0.25)x3=50.25mmDr1=(Z2-2h*-2c*)m=(78-2x1-0.25)x3=227.25mm齒距：P=πm=3.14x3=12.56mm齒頂高：ha=ha*m=3mm齒根高：hf=(ha*+c*)m=3.75mm（8）齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計小齒輪采取齒輪軸結(jié)構(gòu)，大齒輪采取鑄造毛坯腹板式結(jié)構(gòu)（da2≤500mm）。大齒輪：(《設(shè)計基礎(chǔ)》182頁)軸孔直徑：ds=55mm輪轂直徑：dh=1.6ds=1.6x55=88mm輪轂長度：Lh=（1.2~1.5）ds=66~82.5mm，取77mm輪緣厚度：σ=(3~4)m=(9~12)mm，取σ=12mm輪緣內(nèi)經(jīng)：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副班中心孔直徑：D0=0.5(dh+D2)=0.5x(88+290)=189mm腹板孔直徑：d0=0.25(D2-dh)=0.25x(290-88)=48mm齒輪倒角：n=0.5m=1.5總結(jié)：高速級z1=19z2=78m=4低速級z1=19z2=78m=3四．軸設(shè)計計算1.減速器輸入軸Ⅱ結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）選擇軸材料，確定許用應(yīng)力：由已知條件可知此減速器傳輸功率屬中小功率，對材料無特殊要求，故選擇45鋼調(diào)制。由《設(shè)計基礎(chǔ)》表14-1得：硬度為217~255HBS，強度極限σB=650MPa，屈服極限σs=360MPa，彎曲疲憊極限σ_1=300MPa。由表14-2得：[τ]=（30~40）MPa，C=（118~107）MPa。（2）按鈕轉(zhuǎn)強度估算周徑（最小直徑）D1=Cx3√p/n=(107~118)x3√6.862/840.58=21.545~23.760mm考慮到軸最小直徑出要安裝帶輪，會有鍵槽存在，故需要將估算直徑加大3%~5%，取22.191~24.948mm,由設(shè)計手冊附表1.12取標準直徑d1=24mm。（3）確定各軸段直徑和長度外伸段d1=24mmL1=60mmⅡ段d2=d1+2h=24+2x4=32mm初步定選深溝球軸承6906K,內(nèi)徑為32mm，寬度9mm，取套筒長為18mm，L2=2+10+18+45=75mmⅢ段直徑d3=40mmL3=60-2=58mm（3）軸強度校核小齒輪分度圓直徑d1=68mmd2=312mm轉(zhuǎn)矩：T1=77.962N.m圓周力：Ft=2T1/d1=2x77.962x10^3/68=2293N徑向力：Fr=Ft1tanα=Ftxtan20°=903.44N因為軸對稱所以La=Lb=50mm繪制軸受力簡圖（圖a）繪制垂直面彎矩圖（圖b）Fay=Fby=Fr/2=451.72NFaz=Fbz=Ft/2=1146.5N因為兩邊對稱知截面C彎矩也對稱，截面C在垂直面彎矩為Mc1=FayxL/2=451.72X50=22.586N.M繪制水平彎矩圖（圖c）截面C在水平面彎矩為Mc2=FazxL/2=1146.5x50=57.325N.M繪制合彎矩圖（圖d）Mc=2√(Mc1^2+Mc2^2)=2√(22.5862+57.3252)=61.614N.M繪制轉(zhuǎn)矩圖（圖e）T=77.962N.M繪制當量彎矩圖（圖f）取轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生扭切應(yīng)力脈動循環(huán)變應(yīng)力這和系數(shù)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校核危險截面C強度σe=Mec/0.1d3=77.359/(0.1x243)=0.056MPa≤[σ_1b]=60MPa所以該軸滿足強度受力簡圖：2.減速器輸出軸Ⅲ結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）選擇軸材料，確定許用應(yīng)力：由已知條件可知此減速器傳輸功率屬中小功率，對材料無特殊要求，故選擇45鋼調(diào)制。由《設(shè)計基礎(chǔ)》表14-1得：硬度為217~255HBS，強度極限σB=650MPa，屈服極限σs=360MPa，彎曲疲憊極限σ_1=300MPa。由表14-2得：[τ]=（30~40）MPa，C=（118~107）MPa。（2）按鈕轉(zhuǎn)強度估算周徑（最小直徑）D3=Cx3√p/n=(107~118)x3√6.590/205.019=34.021~37.512mm考慮到軸最小直徑出要安裝齒輪，會有鍵槽存在，故需要將估算直徑加大3%~5%，取35.041~39.388mm,由設(shè)計手冊附表1.12取標準直徑d3=40mm。（3）確定各軸段直徑和長度外伸段d1=40mmL1=70mmⅡ段d2=d1+2h=40+2x4=48mm初步定選深溝球軸承6910,內(nèi)徑為50mm，寬度18mm，取套筒長為20mm，L2=2+10+20+55=87mmⅢ段直徑d3=55mmL3=70-2=68mm（3）軸強度校核齒輪分度圓直徑d1=57mmd2=234mm轉(zhuǎn)矩：T2=306.952N.m圓周力：Ft=2T1/d1=2x306.952x103/57=10770N徑向力：Fr=Ft1tanα=Ftxtan20°=3920N因為軸對稱所以La=Lb=50mm繪制軸受力簡圖繪制垂直面彎矩圖Fay=Fby=Fr/2=1860NFaz=Fbz=Ft/2=5385N因為兩邊對稱知截面C彎矩也對稱，截面C在垂直面彎矩為Mc1=FayxL/2=1860X50=93N.M繪制水平彎矩圖截面C在水平面彎矩為Mc2=FazxL/2=5385x50mm=269.25N.M繪制合彎矩圖Mc=2√(Mc1^2+Mc2^2)=2√(932+269.252)=284.859N.M繪制轉(zhuǎn)矩圖T=306.952N.M繪制當量彎矩圖取轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生扭切應(yīng)力脈動循環(huán)變應(yīng)力這和系數(shù)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校核危險截面C強度σe=Mec/0.1d3=339.24x10^3/(0.1x403)=52.97MPa<[σ_1b]=60MPa所以該軸滿足強度3.Ⅳ結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）選擇軸材料，確定許用應(yīng)力：由已知條件可知此減速器傳輸功率屬中小功率，對材料無特殊要求，故選擇45鋼調(diào)制。由《設(shè)計基礎(chǔ)》表14-1得：硬度為217~255HBS，強度極限σB=650MPa，屈服極限σs=360MPa，彎曲疲憊極限σ_1=300MPa。由表14-2得：[τ]=（30~40）MPa，C=（118~107）MPa。（2）按鈕轉(zhuǎn)強度估算周徑（最小直徑）D=Cx3√p/n=(107~118)x3√6.263/50.005=53.537~59.041mm。考慮到軸最小直徑出要安裝齒輪，會有鍵槽存在，故需要將估算直徑加大3%~5%，取55.143~61.993mm,由設(shè)計手冊附表1.12取標準直徑d=63mm。五、滾動軸承選擇及壽命計算1.輸入軸承型號選擇：已知n2=840.58r/min兩軸承徑向反力FR1=FR2=903.44NFa=0因為選擇了圓柱直齒輪，只要是徑向力，所以選擇深溝球軸承。依據(jù)前面計算知軸內(nèi)徑為32m，所以內(nèi)徑代號為06（用軸承實際公稱內(nèi)徑尺寸除以5商數(shù)表示），得