求一个机械原理相关的课程设计
(1)工作条件:使用寿命为10年，按每年300天计算，两班工作，负荷稳定。
(2)原始数据:滚筒周向力f = 1.7 kN；带速v = 1.4m/s；
滚筒直径D = 220mm毫米。
运动图
二、电机的选择
1.电机类型和结构型式的选择:根据已知的工作要求和条件，选择Y系列三相异步电机。
2、确定电机的功率:
(1)传输的总效率:
η Total = η皮带×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总计
=1700×1.4/1000×0.86
= 2.76千瓦
3、确定电机转速:
滚筒轴的工作速度:
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min
根据表2.2推荐的合理传动比范围，若V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比Ic=3~5，则合理的总传动比I为i=6~20，因此电机转速的可选范围为ND = I×NW =(6 ~ 20)×121.5 =。
该范围内的同步速度为960转/分钟和1420转/分钟。从表2，8.1，发现有三种合适的电机型号，如下表所示。
方案电机型号额定功率电机转速(r/min)传动装置的传动比
KW带齿轮的全旋转总传动比
1y 132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2y 100 L2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89
综合考虑电机和传动装置的尺寸、重量和价格，以及带传动和减速器的传动比，可以看出方案1由于电机转速较低，尺寸较大，价格较高。方案2是温和的。因此，选用电机型号Y100l2-4。
4、确定电机型号
根据上面选定的电机类型、所需的额定功率和同步转速，选定的电机型号为
Y100l2-4 .
其主要性能:额定功率:3KW，满载转速1420r/min，额定扭矩2.2。
第三，计算总传动比，分配各级传动比。
1，总传动比:I总=n电/n缸= 1420/121.5 = 11.68。
2、各级传动比的分配
(1)取I波段=3
(2) ∵i total =i齿×i带π
∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89。
四。运动参数和动态参数的计算
1，计算各轴的速度(转/分)
NI=nm/i波段=1420/3=473.33(转/分)
NII=nI/i齿= 473.33/3.89 = 121.67(转/分)
滚筒NW = NII = 473.33/3.89 = 121.67(转/分钟)
2.计算每个轴的功率(KW)
PI=Pd×η band =2.76×0.96=2.64KW。
PII=PI×η轴承×η齿轮= 2.64× 0.99× 0.97 = 2.53kW
3.计算每个轴的扭矩
TD = 9.55 PD/nm = 9550×2.76/1420 = 18.56n？m
TI = 9.55 p2/n 1 = 9550 x 2.64/473.33 = 53.26n？m
TII = 9.55 p2/N2 = 9550 x 2.53/121.67 = 198.58n？m
五、传动部件的设计与计算
1，滑轮传动的设计与计算
(1)选择普通V带轮廓。
根据教材[1]P189，表10-8，Ka = 1.2p = 2.76kW。
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
根据PC=3.3KW和n1=473.33r/min。
从教材[1]P189，图10-12得出选用A型V带。
(2)确定皮带轮的参考直径并检查皮带速度。
从[1]教材P190表10-9，取DD 1 = 95mm >；dmin=75
Dd2=i波段DD 1(1-ε)= 3×95×(1-0.02)= 279.30mm。
从教材[1]P190表10-9中，取dd2=280。
带速v:v =πDD 1n 1/60×1000。
=π×95×1420/60×1000
= 7.06米/秒
在5~25m/s范围内，带速合适。
(3)确定皮带长度和中心距
初始中心距离a0=500mm
LD = 2 A0+π(DD 1+dd2)/2+(dd2-DD 1)2/4a 0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
= 1605.8毫米
根据教材[1]表(10-6)，选择相似的LD = 1600 mm。
确定中心距a≈A0+(LD-LD0)/2 = 500+(1600-1605.8)/2。
= 497毫米
(4)检查小滑轮的包角
α1 = 1800-57.30×(dd2-DD 1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
= 158.670 & gt；1200(适用)
(5)确定波段数。
单根V带传输的额定功率。根据dd1和n1，查课本图10-9，得到P1=1.4KW。
i≠1时单根V带的额定功率增量。根据皮带类型和我查表△p 1 = 0.17KW 10-2。
查[1]表10-3，得到kα= 0.94；；查[1]表10-4得到KL=0.99。
z = PC/[(p 1+△p 1)kαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26(取3)
(6)计算轴上的压力
从教材[1]表10-5中Q=0.1kg/m，根据教材公式(10-20)求出单根V带的初张力:
F0 = 500 PC/ZV[(2.5/kα)-1]+qV2 = 500 x 3.3/[3x 7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x 7.062 = 134.3 kn
然后是作用在轴承上的压力FQ
FQ = 2zf 0 sin(α1/2)= 2×3×134.3 sin(158.67 o/2)
=791.9N
2.齿轮传动的设计与计算
(1)齿轮材料的选择和热处理:设计的齿轮传动属于封闭式传动，通常
齿轮采用软齿面。参考表[1]表6-8，选择便宜易加工的材料。小齿轮采用45钢，调质处理，齿面硬度260HBS；大齿轮也是45钢，正火，硬度215 HBS；；
精度等级:输送机是一般机器，速度不高。所以选择了8级精度。
(2)按齿面接触疲劳强度设计。
从d 1 ≥( 6712×kt 1(U+1)/φdu[σh]2)1/3。
确定相关参数如下:传动比I齿=3.89。
取小齿轮齿数Z1=20。那么大齿轮的齿数:Z2=iZ1= ×20=77.8，取z2=78。
从教材表6-12中取φd=1.1。
(3)扭矩T1
t 1 = 9.55×106×p 1/n 1 = 9.55×106×2.61/473.33 = 52660n？毫米
(4)荷载系数K:取k=1.2。
(5)容许接触应力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin在教材中找到[1]图6-37:
σhlim 1 = 610 MPaσhlim 2 = 500 MPa
接触疲劳寿命系数Zn:按一年300个工作日，每天16h计算，按公式N=60njtn计算。
n 1 = 60×473.33×10×300×18 = 1.36×109
N2 = N/I = 1.36 x 109/3.89 = 3.4×108
在[1]教材图6-38中查曲线1，得到Zn 1 = 1zn 2 = 1.05。
根据一般可靠性要求，选择安全系数SHmin=1.0。
[σH]1 =σhlim 1zn 1/SHmin = 610x 1/1 = 610 Mpa
[σH]2 =σhlim 2 Zn 2/SHmin = 500 x 1.05/1 = 525 MPa
因此:
d 1 ≥( 6712×kt 1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
= 49.04毫米
模数:m = d 1/z 1 = 49.04/20 = 2.45mm。
取教材[1]P79标准模块第一系列中的值，m=2.5。
(6)检查齿根的弯曲疲劳强度。
σ bb=2KT1YFS/bmd1
确定相关参数和系数
分度圆直径:d 1 = mz 1 = 2.5×20mm = 50mm。
d2 = mZ2 = 2.5×毫米= 195毫米
齿宽:b =φDD 1 = 1.1×50mm = 55mm。
取b2=55mm b1=60mm。
(7)复合齿形系数YFs由教科书[1]图6-40得到:YFS1=4.35，YFS2=3.95。
(8)容许弯曲应力[σbb]
根据教材[1]P116:
[σbb]= σbblim YN/SFmin
根据教材[1]图6-41，弯曲疲劳极限σbblim应为σBBLIM 1 = 490 MPaσBBLIM 2 = 410 MPa。
根据教材[1]图6-42，弯曲疲劳寿命系数YN:yn 1 = 1yn 2 = 1。
弯曲疲劳的最小安全系数SFmin:根据一般可靠性要求，SFmin =1。
弯曲疲劳的计算许用应力为
[σbb 1]=σbblim 1 yn 1/SF min = 490×1/1 = 490 MPa
[σbb2]=σbblim 2 YN2/SF min = 410×1/1 = 410 MPa
检查计算
σbb 1 = 2kt 1yfs 1/b 1md 1 = 71.86 pa & lt；[σbb1]
σbb2 = 2kt 1yfs 2/b2md 1 = 72.61 MPa & lt；[σbb2]
因此，齿轮齿根的弯曲疲劳强度是足够的。
(9)计算齿轮传动的中心力矩A。
a =(d 1+D2)/2 =(50+195)/2 = 122.5mm
(10)计算齿轮的圆周速度v。
计算的圆周速度v =πn 1d 1/60×1000 = 3.14×473.33×50/60×1000 = 1.23米/秒。
因为V < 6 m/s，所以取8级精度是合适的。
六、轴的设计与计算
从动轴设计
1，选择轴的材料确定许用应力。
轴选用的材料是45 #钢，调质处理。查[2]表13-1:
σb=650Mpa，σs=360Mpa。根据[2]中的表13-6，[σb+1]bb=215Mpa。
[σ0]bb=102Mpa，[σ-1]bb=60Mpa
2.根据抗扭强度估计轴的最小直径。
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器连接。
考虑到结构要求，输出轴直径应最小，最小直径为:
d≥C
在[2]中查表13-5，45钢取C=118。
则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm = 32.44mm。
考虑到键槽和联轴器孔径系列标准的影响，选用d=35mm。
3、齿轮受力的计算
齿轮上的扭矩:t = 9.55×106 p/n = 9.55×106×2.53/121.67 = 198582n。
齿轮力:
周向力:ft = 2t/d = 2×198582/195n = 2036n。
径向力:fr = ft tan 200 = 2036×tan 200 = 741n。
4.轴的结构设计
设计轴结构时，要考虑轴系中配合零件的尺寸和零件在轴上的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。
(1)，耦合的选择
可以使用弹性销联轴器。通过查[2]中的表9.4，耦合的型号为HL3耦合:35×82 GB5014-85。
(2)确定零件在轴上的位置和固定方法。
在单级减速器中，齿轮可以布置在箱体的中心，轴承对称布置。
在齿轮的两侧。轴伸端装有联轴器，齿轮由油环和套筒实现。
轴向定位和固定，通过平键和过盈配合的周向固定，轴的两端
通过轴承套实现轴向定位，通过过盈配合实现周向固定，连接轴
轴向定位由两端轴承盖实现，联轴器为平键，轴肩过盈配合。
分别实现轴向定位和周向定位。
(3)、确定每节轴的直径
将估算的轴d=35mm与联轴器匹配作为外伸端直径d1(如图)。
考虑到联轴器与轴肩的轴向定位，第二段的直径为d2 = 40mm毫米。
齿轮和左轴承从左侧加载。考虑到拆装方便和零件固定的要求，轴安装位置d3应大于d2，d3 = 4.5 mm，为了便于齿轮的拆装，轴径d4应大于d3，D4 = 50 mm，齿轮左端用套筒固定，右端用直径d5的卡圈定位。
在满足档位定位的同时，还要满足右轴承的安装要求，根据所选轴承型号确定。右轴承型号与左轴承相同，D6 = 45毫米.
(4)选择轴承型号。深沟球轴承，代码6209，选自[1]P270。根据手册，轴承宽度B=19，安装尺寸D=52，因此轴环直径D5 = 52毫米.
(5)确定轴每段的直径和长度。
第一节:d1=35mm，长度为L1=50mm。
第二部分:d2 = 40mm毫米
最初选择内径为45mm的6209深沟球轴承。
宽度为19 mm，考虑到齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁之间要有一定的距离。套筒长度为20mm，穿过密封盖的轴长应根据密封盖的宽度并考虑联轴器与箱体外壁应有一定力矩来确定。所以这一段的长度为55mm，齿轮段的长度应该比轮毂的宽度小2mm，所以第二段的长度为:
L2 =(2+20+19+55)= 96毫米
第三节直径d3 = 45mm毫米
L3 = L 1-L = 50-2 = 48毫米
ⅳ管片直径d4=50mm
长度与右边的袖子相同，即L4 = 20 mm。
ⅴ段直径d5=52mm，长度L5=19mm。
根据轴的各段长度，可以计算出轴承跨距L=96mm。
(6)按弯矩组合强度。
①求分圆直径:已知d1=195mm。
②扭矩计算:已知T2=198.58N？m
③求圆周力:英尺
根据教材P127(6-34)
ft = 2T2/D2 = 2×198.58/195 = 2.03牛顿
④求径向力Fr。
根据教材P127(6-35)
Fr=Ft？tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因为轴的两个轴承是对称的，所以LA=LB=48mm。
(1)画出轴应力图(如图A)。
(2)画出竖向弯矩图(如图B)
轴承反作用力:
费伊= FBY = Fr/2 = 0.74/2 = 0.37牛顿
FAZ = FBZ =英尺/2=2.03/2=1.01N
两侧对称说明C截面的弯矩也是对称的。截面c在垂直平面内的弯矩为
MC 1 = FAyL/2 = 0.37×96÷2 = 17.76n？m
截面c在水平面上的弯矩为:
MC2 = FAZL/2 = 1.01×96÷2 = 48.48n？m
(4)绘制弯矩图(如图D)
MC =(MC 12+MC22)1/2 =(17.762+48.482)1/2 = 51.63n？m
(5)绘制扭矩图(如图E所示)
扭矩:t = 9.55×(p2/N2)×106 = 198.58n？m
(6)画出等效弯矩图(如图F)
扭矩产生的扭转剪力按脉动周期变化，取α=0.2作为C截面的等效弯矩:
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
通过公式(6-3)
σe = 65.13/0.1d 33 = 65.13x 1000/0.1×453
= 7.14 MPa & lt；[σ-1]b=60MPa
∴这个轴足够坚固。
传动轴的设计
1，选择轴的材料确定许用应力。
轴选用的材料是45 #钢，调质处理。查[2]表13-1:
σb=650Mpa，σs=360Mpa。根据[2]中的表13-6，[σb+1]bb=215Mpa。
[σ0]bb=102Mpa，[σ-1]bb=60Mpa
2.根据抗扭强度估计轴的最小直径。
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器连接。
考虑到结构要求，输出轴直径应最小，最小直径为:
d≥C
在[2]中查表13-5，45钢取C=118。
则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm = 20.92mm。
考虑到键槽的影响，取d=22mm作为系列标准。
3、齿轮受力的计算
齿轮上的扭矩:t = 9.55×106 p/n = 9.55×106×2.64/473.33 = 53265n。
齿轮力:
周向力:ft = 2t/d = 2×53265/50n = 2130n。
径向力:fr = ft tan 200 = 2130×tan 200 = 775n。
确定零件在轴上的位置和固定方法。
在单级减速器中，齿轮可以布置在箱体的中心，轴承对称布置。
在齿轮的两侧。齿轮由油环和套筒轴向定位和固定。
周向固定通过平键和过盈配合以及两端的轴实现
通过轴承套实现轴向定位，通过过盈配合实现周向固定，连接轴
通过两端轴承盖实现轴向定位，
4确定轴每一部分的直径和长度。
初步选择内径30mm的6206深沟球轴承。
宽度为16mm。考虑到齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁要有一定的力矩。如果套筒长度为20mm，则该段的长度为36mm，齿轮段的长度为2 mm。
(2)按弯扭组合强度。
①求分圆直径:已知d2=50mm。
②扭矩:T=53.26N已知？m
③环向力Ft的计算:根据教材P127(6-34)。
ft = 2T3/D2 = 2×53.26/50 = 2.13N
④根据教材P127(6-35)的公式计算径向力Fr。
Fr=Ft？tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤ ∵两个轴承对称。
∴LA=LB=50mm
(1)查找FBZ FAZ FBY的counterforce传真。
传真=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ = FBZ =英尺/2 = 2.13/2 = 1.065牛顿
(2)截面C在垂直平面内的弯矩为
MC 1 = FAxL/2 = 0.38×100/2 = 19N？m
(3)截面C在水平面上的弯矩为
MC2 = FAZL/2 = 1.065×100/2 = 52.5n？m
(4)计算复合弯矩
MC=(MC12+MC22)1/2
=(192+52.52)1/2
=55.83N？m
(5)等效弯矩的计算:根据教材P235，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
方程式(10-3)
σe = Mec/(0.1 D3)= 59.74 x 1000/(0.1×303)
= 22.12 MPa & lt；[σ-1]b=60Mpa
∴这根轴足够结实。
(7)滚动轴承的选择和验算
驱动轴上的轴承
根据条件，轴承的预期寿命
l ' h = 10×300×16 = 48000h
(1)主轴承型号为:6209，
查[1]表14-19可以看到: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，极限转速为9000r/min。
(1) nII=121.67(转/分钟)
两个轴承的径向反作用力:FR1=FR2=1083N。
根据教材P265(11-12)
FS=0.63FR，则FS 1 = fs2 = 0.63 fr 1 = 0.63 x 1083 = 682n。
(2)∫fs 1+Fa = fs2fa = 0
所以取任意一端为压缩端，现在取1端为压缩端。
fa 1 = fs 1 = 682n FA2 = FS2 = 682n
(3)求系数x和y。
fa 1/fr 1 = 682n/1038n = 0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根据教材P265表(14-14)，e=0.68。
fa 1/fr 1 & lt；e x 1 = 1 FA2/FR2 & lt；e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算等效荷载P1和P2。
根据教材P264表(14-12)，取f P=1.5。
根据教材P264(14-7)
p 1 = fP(x 1fr 1+y 1fa 1)= 1.5×(1×1083+0)= 1624n
P2 = FP(x2fr 1+y2fa 2)= 1.5×(1×1083+0)= 1624n
(5)轴承寿命计算
∫P 1 = P2，所以P=1624N。
∫深沟球轴承ε=3
根据说明书，6209型号的Cr为31500N。
来自课本P264(14-5)
LH=106(ftCr/P)ε/60n
= 106(1×31500/1624)3/60x 121.67 = 998953h & gt；48000小时
预期寿命足够
2.驱动轴上的轴承:
(1)主轴承型号为:6206。
查[1]表14-19可以看到: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知道极限转速13000r/min。
根据条件，轴承的预期寿命
l ' h = 10×300×16 = 48000h
(1)已知nI=473.33(转/分)
两个轴承的径向反力:FR 1 = FR 2 = 1129n。
根据教材P265(11-12)
如果FS=0.63FR，则FS 1 = fs2 = 0.63 fr 1 = 0.63 x 1129 = 711.8n。
(2)∫fs 1+Fa = fs2fa = 0
所以取任意一端为压缩端，现在取1端为压缩端。
fa 1 = fs 1 = 711.8N FA2 = FS2 = 711.8N
(3)求系数x和y。
fa 1/fr 1 = 711.8N/711.8N = 0.63
FA2/FR2 = 711.8N/711.8N = 0.63
根据教材P265表(14-14)，e=0.68。
fa 1/fr 1 & lt；e x 1 = 1 FA2/FR2 & lt；e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算等效荷载P1和P2。
根据教材P264表(14-12)，取f P=1.5。
根据教材P264(14-7)
p 1 = fP(x 1fr 1+y 1fa 1)= 1.5×(1×1129+0)= 1693.5n
P2 = FP(x2fr 1+y2fa 2)= 1.5×(1×1129+0)= 1693.5n
(5)轴承寿命计算
∫P 1 = P2，所以取P=1693.5N。
∫深沟球轴承ε=3
根据手册得到6206型号的Cr=19500N。
来自课本P264(14-5)
LH=106(ftCr/P)ε/60n
= 106(1×19500/1693.5)3/60x 473.33 = 53713h & gt；48000小时
预期寿命足够
七、键连接的选择和校核计算
1.根据轴直径的大小，从表[1] 12-6中。
连接高速轴(驱动轴)和三角皮带轮的键是:键8×36 GB1096-79。
大齿轮与轴连接的键为:键14×45 GB1096-79。
轴和联轴器的键为:键10×40 GB1096-79。
2.检查钥匙的强度
大齿轮和轴上的键:键14×45 GB1096-79。
B×h=14×9，L=45，则Ls=L-b=31mm。
周向力:fr = 2tii/d = 2×198580/50 = 7943.2n
抗压强度:= 56.93
因此，挤压强度是足够的。
剪切强度:= 36.60
因此，剪切强度是足够的。
按上述步骤检查8×36 GB1096-79和10×40 GB1096-79键，符合要求。
八。参考资料目录
[1]机械设计基础课程设计，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版；
[2]《机械设计基础》，胡家秀主编，机械工业出版社，2007年7月，1版。