机械设计课程设计设计计算说明书

设计任务 工作状 原始数 设计内 设计任 设计进 电的选 电类型和结构形 电容 电的输出功率 电额定功率 电的转 卷筒轴转 确定电型 各轴转速 V带传 齿轮参数 轴承的校 通气 轴承 油面指示 窥视及视 起吊装 润滑与密 润 密 设计小 致 参考文 设计任务书1-1D限（年521-1原始数据 器总装配图1张（0号或1号图纸齿轮、轴零件图各一张（23号图纸发题日期：20100712答辩日期：20090730日拟定传动方案圆柱齿轮箱。该方案器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度电的选电类型和结构形电容卷筒轴的输出功率 2×1450×Pw=1000=1000D=1000×0.35=电的输出功率Pw=Pd=η传动装置的总效率η=η∙η3∙η2∙η 式中，η1、η2…为从电至卷同轴之间的各传构和0.97；滚动轴承η2=0.99；闭式圆柱齿轮传动η3=0.98；联轴器η4=0.99；卷筒轴滑动轴承η5=0.99；则η=0.97∙0.993∙0.982∙0.99∙0.99≈故P=Pw=6.63= 电额定功率《机械设计课程设计表20-1选取电额定功率Ped=电的转60× 60×1000×nw 3.14× ≈442-1V带传动常用传动比范围i′=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围i′=3~6，则电 转速可选范围为n′=nwi′i′=792~6336 20-1（Y系列三相异步电动机的参考比较），选取6级电，同步转速1000r⁄min，满970r⁄min确定电型由额定功率Ped7.5kW，同步转速1000r⁄min，选取电动Y160M-6，主要技术数据如下：Pd=Ped=nw=44电技术参数额定额定6DEG表格3-1Y160M-6电技术参数 i=n=44≈w取V带传动的传动比i1=2.45，则二级圆柱齿轮器级传动比i=i=√22.05= 计算传动装置的运动和动力参数电轴为0轴，器高速轴为Ⅰ轴，中速轴为Ⅱ轴，n0=nm=970 =n0=970≈396 1 nⅡ= =3≈1322 nⅢ= =3≈443P0=Pd=i=i1=i2=i3=n0=970nⅠ=396nⅡ=132nⅢ=44P0=PⅠ=PⅡ=PⅢ=330.99×0.99×PⅠ=P0η1=7.5×0.97=PⅡ=PⅠη2η3=7.28×0.99×0.98=7.06kWPⅢ=PⅡη2η3=7.06×0.99×0.98= T0=9550n=9550×970=73.84N∙0 TⅠ=9550 =9550×396=175.57N∙Ⅰ TⅡ=9550 =9550×132=510.78N∙Ⅱ TⅢ=9550 =9550×44=1486.76N∙Ⅲ表格5- 传动装置运动与动力参数传动件的设计计算V电：参考表格3-传动比：i12=T0=73.84N∙mTⅠ=175.57N∙mTⅡ=510.78N∙TⅢ=1486.76N∙i12=查表得工作情况系数KA=1.2，故Pca=KAP=1.2X7.5kW=9kWVdd1=140mm。v=πdd1n1=π×140×970=7.11 3）dd2。VaLd1）a0=800mm2） (dd2−dd1Ld0≈2a0+2(dd1+dd2) 0 (355−=[2×800 ×(140+355) ] 4×≈8-2，选带的基准长度Ld=2500mm。3）计算实际中心距a。Ld− 2500−a≈a0 =(800 )mm= PcaAv=7.11a≈α≈180°− −d) =180−（355− ≈166≥计算单根V带的额定功率Prdd1=140mmn1=970r/minP0=1.63kW。n1=970r/min，i=2.45A型带，8-4b得ΔP0=0.11kW8-5得Kα=0.9682KL=1.09，Pr=(P0+ΔP0)∙Kα∙=(1.63+0.11)×0.96×=V z=P=1.82=r5计算单根V带的初拉力的最小值查《机械设计》表8-3得，A型V（2.5−(F0)min= +(2.5−0.96)×=[500 +0.10×7.112]0.96×5×=208 = α1≈ΔP0=(F0)min=208Az5208v7.11a数值D=2×5×208×sin2N=6-1V带传动数据汇总由于大带轮轴与器高速轴配合，故对大带轮结构进dd2=355mm>300mm，按照手册，选择椭(Fp)min=VLKt=B6-2大带轮结构尺寸参数对同轴式二级齿轮器，两对齿轮完全一样，因为低速输入功率：P5=小齿轮转速：n5=132输入轴扭矩：T5=510.78N传动比：i56=机为一般工作机器，速度不高，选择75）初选小齿轮齿数z5=206）z6=i56z5=320=选取螺旋角。初选螺旋角β=14° 32KtT5u±1ZHZEd5t≥√ϕ ([σ]d 1）a）Kt=小齿轮传递的转矩T5=510.78N10-7ϕd=εα5=0.760,εα6=εα=εα5+εα6=0.760+0.865=齿数比μ=z6=61= 1ZE=10-30ZH2.433h）10－21d的接触疲劳强度极限σHlim5=600MPa,大齿轮的接触疲劳极限σHlim6=550MPaN5==60×132×1×(2×8×300×=3.80× 3.80×N6= =1.27×108 KHN5=0.94,KHN6=KHN5∙ 0.94×[σH]5 =KHN6∙ 0.97×[σH]6 =T5=510.78N∙ϕd=εα=μ=1ZE=ZHσHlim5=600MPa,σHlim6=550MPaN5=3.80×108N6=1.27×KHN5=0.94,KHN6=[σH]=[σH]5+[σH] =2）32KtT5u±1ZHZEd5t≥√ϕ ([σ]d 32×1.6×510.78× 3.05+ 2.433×189.8= × )1.0× =计算圆速πd5tn5 π×98.16×v= 60×1000 60×1000=0.68b=ϕd∙d5t=1.0×98.16mm=98.16mmd5tcosβmnt 598.16×cos mm=h=2.25∙mnt=2.25×4.76=10.71mm h=10.71=εβ=0.318ϕdz5tan=0.318×1×20×tan14°=d5t≥v=0.68b=98.16mmmnt=h=10.71mmh=εβ=10-2KA1.00。根据v=0.68m⁄s，710-8KV=1.05。由《机械设计》表10-4KHβ=1.323由《机械设计》表10-3KHα=KFα=1.4由b= 查得齿向载荷分配系数KFβ=1.29因此，载荷系数K=KAKVKHβKHα=1.0×1.051.3231.4=1.945按实际的载荷系数K校正速算的得分度圆直径d5，由《机械设计》式（10-3 3d5=d5t√K=98.16×√1.6=td5cos 104.76×cosmn =532KT5Yβcos2βYFaYSamn≥√ ϕz2ε ∙[σ]d5 由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE5=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE6=380MPa。查《机械设计》图10-18得KFN5=0.90KFN6c）取弯曲疲劳安全系数S＝1.4,（10-12）KFN5 0.90×[σF]5 =K=d5=5.0mmnσFE5=500MPaσFE6=380MPaKFN5=0.90KFN6==[σF]6= 0.98×[σF]6 =K=KAKVKFβKFα=1.0×1.05×1.29×=根据纵向重合度εβ=1.59，查《机械设计》图10-28的螺旋角影响系数Yβ=0.88z5 zv5=cos3β=cos314°=z6 zv6=cos3β=cos314°=10-5YFa5=2.72，YFa6=10-5YSa5=1.57，YSa6=计算大、小齿轮的YFaYSaYFa5YSa5=2.72×1.57= YFa6YSa6=2.25×1.74= 2）32KT5Yβcos2βYFaYSamn≥√ ϕz2ε ∙[σ]d5 32×1.90×510.78×103×0.88×(cos= ×1.0×202×=为安全起见，取mn=3.5,取分度圆直径d5=K=εβ=Yβ=zv5=zv6=YFa5=YFa6=YSa5=YSa6===mn≥mn=d5=104.76mmz5=29d5cos 104.76×cosz5 =n取z5=29，则z6=μz5=3.0529=88.4，取z6=(z5+ (29+88)×a 2×cos =(z5+ (29+88)×β= = 2×=13.98°= 3.5×d5=cosβ=cos13.98°=104.6mm 3.5×88d6=cosβ=cos13.98°=b=ϕdd5=1.0×104.6mm=B6=105mm，B5=110mm径大于160mm,又小于500mm.故以选用腹板式为宜。其它相关10-39 z6=a=β=d5=104.6mmd6=B6=105mmB5=中心距模数齿宽左右右左直径6-3齿轮参数轴的设计计算P3、转速n3低速级大齿轮分度圆直径为d6= 2×1486.76×Ft= =6F=Ftanαn=9368 = tcos Fa=Fttanβ=9368×tan13°58′48′′=4515-3，取A0115 A3P311536.85 Ft=Fr=Fa=A0dmin联轴器的计算转矩TcaKAT314-1，考虑到转矩变化很小，故取KA1.3，则 A按照计算转矩Tca矩为2500103Nmmd70mm，故IdIII70mmL142mm，半联轴器与轴配合的毂长度L1142mm7-1所示装配方案7-1低速轴的机构与装配a）I-II轴段右端需II-III段的直径dII−III=78mm，半联轴器与轴配合的毂长度L1142mm，I-KAdILdII−III=lIIIL1略短一些，现取lIII140mm作要求并根据dIIIII78mm0基本游隙组、标准精度级的单列圆dIIIIVdVIIVIII80mm,lVIIVIII28.25mm30216分加工面与非加工面，取dVIVII81mm取安装齿轮的轴段V-VIdVVI84mm度，故取lVVI102mm。齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,取h6mm，则轴环处的直径dIVV96mm，轴环宽度b1.4h,取lIVV10mml30mm，故lIIIII60mmlIIIIV3）轴上零件的定dVIVIIdVVIlVVIhdIVV96mmlIVV10mmlIIIIIlIIIIVdIII70mmbh20mm12mm k位采用平键，按dVVI84mm面bh22mm14mm，与前者相差不大，为减少刀具数目，也采用bh20mm12mm，键槽用键90mm，齿轮轮毂与轴的配合为H 此处选轴的直径尺寸公差为m6；4）确定轴上圆角和倒角尺寸15-2，取轴端倒角245 a30216型圆锥滚子轴承，a=28mm。7-2低速轴载荷分析从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危BMHMV及M的值列于下表。σca=FNH14652NFNH24716FNV26752NFt=3357NFr=1259NFa=836NMH348NMV1497NmMV2243NM34824972607N1M34822432424N2表格7-1截面受力 7-1中的数值，并取0.6，轴的计算应力 M2(T)2 6072(0.61487)2 0.1 计》表（15-1）查得[-160MPa。因此ca-1]，高速级大齿轮分度圆直径为d3= 2×175.57×Ft=d =3F=Ftanαn=3357 = tcos Fa=Fttanβ=3357×tan13°58′48′′=数值数值dLB4515-3，取A0105，于是得 A3PI10537.28 I4%，取dmin=(1+4%)×27.71=28.830mm。7-2大带轮结构尺寸大带轮与轴配合的毂长度L50mmlI−II=50mm，需 1）dII−III=dVIVIIdVVI7-3为了满足大带轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需II-III段的直径dII−III34mm。 作要求并根据dIIIII34mmdIIIIVdVIIVIII35mm,lVIIVIII18.25mm加工面与非加工面，取dVIVII36mm取安装齿轮的轴段V-VIdVVI40mm宽度，故取lVVI107mm。齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,取h3mm，则轴环处的直径dIVV46mm，轴环宽度b1.4hlVVIhlIVVlIIIII60mmlIVV5mml20mm，故lIIIII60mmlIIIIV3）轴上零件的定 定位采用平键联接，按dIII30mm，由手册查得平键截面bh8mm7mm，键槽用键H k齿轮 定位采用平键，按dVVI40mm，由册查得平键截面bh12mm8mm大，为减少刀具数目，也采用bh8mm7mm，H配合 证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6；4）确定轴上圆角和倒角尺寸15-2，取轴端倒角245 a30207型圆锥滚子轴承，a=16mm。FNH11678.5NFNH2FNV22181N10MV1208N2MH136NMV2177N1M1208N2M2136177223N T176N7-4高速轴载荷分析先计算出两截面处的MH、MVM表格7- 截面受力σca=Ft5=9766NFr5Fa5=2431NFt4=3219NFr4=1207NFa4=801N 及上表中的数值，并取0.6，轴的计算应力 M 223(0.6176) 0.1 15-1查得[-170MPa。因此ca-1]，故安全。5分度圆直径为d5104.6mm，中速级大齿轮分度圆直径为d4=317.4mm 2×510.78×Ft5= =5 =Ftanαn=9766 = t5cos Fa5=Ft5tanβ=9766×tan13°58′48′′= 2×510.78×Ft4= =4 =Ftanαn=3219 = t4cos Fa4=Ft4tanβ=3219×tan13°58′48′′=4515-3，取A0115 A3PII11537.06 4%，取dmin=(1+4%)×43.32=45.150mm。dI−II=dIIIIIdVIVIIdIIIIVdVVI径，故dI−II=dVII−VIII=50mm。7-5中速轴的结构与作要求并根据dI−II=dVII−VIII=50mm，由轴承产品中初步选取0基本游隙组、标准精度级的30210d×D×lIIIlVIIVIII21.75mm工面与非加工面，取dIIIIIdVIVII52mmdIIIIVdVVI58mm5左端和左轴承5110mm6105mm大齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07dlVVI102mm,lIIIIVdIVVh4mm，则轴环处的直径dIVV66mmc）lIIIII29mm,lIVV97.5mm,lVIVII26mm，3）轴上零件的定小齿轮 定位采用平键联接按dIIIIV58mm由手册查得平键截面bh16mm10mm，键槽用H大齿轮 定位采用平键按 V由手册查得平键截面bh16mm10mm，键槽用H 此处选轴的直径尺寸公差为m6；4）确定轴上圆角和倒角尺寸15-2，取轴端倒角245 a30210型圆锥滚子轴承，a=20mm。FNH21707NFNV13088NMH178NMV256NM7-6中速轴的载荷分A的左侧是轴的截面。先计算出截面A处左侧的MH、MV及M的表格7-4截面受力分 σca=FNH24716NFNV26752Fr1=5594NFr2=8236NFd1=1998NFd2=Fa1=及上表中的数值，并取0.6，轴的计算应力 M(T) 312(0.6510.78) 0.115-1查得[-170MPa。因此ca-1]，故安全。轴承的校核30216型圆C160kN,C0212kNY1.4计算两轴承所受的径向载荷Fr1和Fr2FNH24716N,FNV13238N,FNV26752NF 2 2 4652232382N F 2 2 4716267522N 计算两轴承的计算轴向力Fa1和FFrY=1.4 FFr155941998N 2 Fr28236 2Fd1FaFd2Fa2=P1=5594NP2=Lh=101712求轴承当量动载荷P1和Fa119980.36e Fa243300.53e fp1.0~1.2fp1.11.44330)验算轴 因为P1P22 C 16000010Lh ) ( )3h60nP1 6044 4880848h1017(年LhC54.2kN,C063.5kNY1.6（摘自GB/T297-1994）计算两轴承所受的径向载荷Fr1和FNH11678.5N,FNH21678.5N,FNV12986N,FNV22181NFr1=3425NFr2=Fd1=1070NFd2=860NFa1=1607NFa2=860NP1=FNH11678.5NFNH21678.5N，FNV12986NFNV2F 2 21678.5229862N F 2 21678.5221812N2752 计算两轴承的计算轴向力Fa1和FFrY=1.6 FFr134251070 2 Fr22752860 2Fd1FaFd212Fa2Fd2860N轴承当量动载荷P1和Fa116070.469e Fa28600.313e fp1.0~1.2fp1.11.61607)P2=Lh=40FNH12151NFNH21707NFNV21782NFr1=3763NFr2=2468NFd1=2688NFd2=881N 验算轴 因为P1P21 C 5420010Lh ) ( )3h60nP1 60396 190921h40(年Lh30210型圆C73.2kN,C092kNY1.4（摘自GB/T297-1994）计算两轴承所受的径向载荷Fr1和Fr2FNH12151NFNH21707N，FNV21782F 2 2 2151230882N F 2 21707217822N 计算两轴承的计算轴向力Fa1和FFrY=1.4 FFr137632688N 2 Fr22468 2Fa1=2688NFa2=P1=5795NP2=Lh=123Fa4Fd1Fa5Fd22Fa1Fd12688N轴承当量动载荷P1和 Fa210580.428e fp1.0~1.2fp1.1P1fp(0.4Fr1Ya1 P2fp(0.4Fr2YFa2)1.1(0.424681.41058)验算轴承因为P1P21 7320010L ) )3 60n 1592652h123(年Lh联轴器的选择键的设计与校核[P]120~σP1=σP2=σP1=σP2=σP5=由《机械设计》p1066-2得，[P120~联轴器bhL20mm12mm