机械设计课程设计计算说明书(优秀版).docx

机械设计课程设计设计说明书学 院 机械工程学院 班 级 _xxxxxxxxxxxx 姓 名 Batman 指导教师 目录一、设计任务31.1设计任务31.2 原始数据 3二、传动方案总体设计32.1设计传动方案32.2 电动机选择错误!未定义书签。42.3传动装置总传动比的计算与分配及参数计算5三、传动零件设计计算63.1V带传动的设计计算63.2齿轮传动的设计计算8（一）高速级齿轮设计: i=3.7148（二）低速级齿轮设计: i=3.09816（三）齿轮设计汇总 21四.轴系零件的设计与计算 224.1 轴的设计计算22（一）轴的设计与计算 22（二）轴的设计与计算 25（三）轴的设计与计算 284.2滚动轴承的计算31（一）I轴上滚动轴承的设计31（二）II轴上滚动轴承的选择32（三）III轴上滚动轴承的选择334.3 联轴器的计算344.4键的计算34五、润滑方式、润滑油牌号及密封方式的选择 35六、参考文献 36一、设计任务1.1设计任务铸工车间一造型用砂型运输带，系由电动机驱动传动装置带动，该减速器传动装置由一个双级齿轮减速器和其他传动件组成，运输带每日两班制工作，工作期限7年。设计此传动装置。1.2原始数据(第二组)运输带主动鼓轮轴输入端转矩 Tw/ N.m750主动鼓轮直径D /mm350运输带速度vw /m/s0.66二、传动总体方案设计2.1设计传动方案：此传动系统由电动机驱动。电动机先将动力传入带轮，再由带轮传到两级圆柱斜齿轮减速器，然后通过联轴器及闭式链传动将动力传至砂型运输带。该方案中带传动一个，齿轮两对，深沟球轴承5对，弹性联轴器2个，闭式链传动1个。2.2电动机选择（一）电机和工作机的安装位置：电机安装在远离高速轴齿轮的一端；工作机安装在远离低速轴齿轮的一端（二）相关计算计算项目计算内容计算结果运输带主动鼓轮轴输入端转矩 Tw/ Nm主动鼓轮直径D运输带速度vw/ms-1工作机输入转速nW工作机输入功率PW/kW电动机转速n初估总传动比i传动效率：带传动带齿轮传动齿深沟球轴承滚弹性联轴器联闭式链传动链总传动效率电动机所需输出功率P0/kWnW=60vWD=600.660.35PW=TWnW9550=75036.0149550初取电动机转速n=1500r/mini= nDnW =150036.014 初取齿轮精度等级8级取联=0.995该方案中带传动一个，齿轮两对，深沟球轴承5对，弹性联轴器2个，闭式链传动1个。故：=带齿2滚5联2链 =0.950.9720.9950.99520.97P0= PW =2.8280.816 选电动机Y112-4,额定功率4kW,满载转速nm=1440r/min,E=60mm,H=112mm.Tw=750NmD=350mmvw=0.66ms-1nW=36.014r/minPW=2.828kWn=1500r/mini=41.605带=0.95齿=0.97滚=0.99联=0.995链0.97=0.815P0=3.465kW2.3传动装置总传动比的计算与分配及参数计算计算项目计算内容计算结果总装置传动比i分配传动比各轴输入功率 P/kW各轴转速n各输入轴转矩Ti= nmnW = 144036.014齿轮传动:低速级i低=3.100 高速级i高=3.720链传动: i链=2.1带传动: i带=1.651 PI = P0带 =3.4650.95PII = PI滚齿 =3.2920.990.97PIII = PII滚齿 =3.1610.990.97nI = nmi带 = 1440 1.651nII = nIi高 = 872.1993.720nIII = nIIi低 = 234.4623.1TI =9550 PInI=95503.292872.199TII=9550 PIInII = 9550 3.161234.462TIII=9550 PIIInIII =9550 3.03675.633i=39.984i低=3.100 i高=3.720 i链=2.1 i带=1.651PI =3.292 kWPII =3.161 kWPIII =3.036 kWnI =872.199r/minnII =234.462 r/minnIII =75.633 r/minTI =36.045 NmTII=128.752 NmTIII=383.394 Nm I轴II轴III轴输入功率/kW3.2923.1613.036转 速r/min872.199234.46275.633 输入转矩/ Nm36.045128.752383.394三、传动零件设计计算3.1V带传动的设计计算计算项目计算内容计算结果定V带型号和带轮直径：工作情况系数KA计算功率PC选带型号小带轮直径D1大带轮直径D2大带轮转速n2计算带长:求Dm求初取中心距a带长L基准长度Ld求中心距和包角:中心距a由表11.5得PC = KAP0 =1.23.465由图11.5由表11.6取得D2 =(1-)D1nmnI =(1-)D1 i带 =（1-0.01）1001.651 =163.449mm （设=1%）n2 =(1-)D1nmD2 =（1-0.01）1001440160Dm =D1+D22 =100+1602=D2-D12 =160-1002L=Dm+2a+2a =130+2500+302500由图11.4取得a=Ld-Dm4+14L-Dm-8 =1400-1304+141400-130-830KA=1.2PC =4.158kWA型D1=100mm取D2 =160mmn2 =891r/minDm = 130mm=30mm取a=500mmL=1410.20mm取Ld=1400mma=494.887mm计算项目计算内容计算结果小轮包角1带根数求轴上载荷：带速v张紧力F0轴上载荷FQ带轮宽度B1=180- D2-D1a60由表11.8,单根普通V带传递功率P0 = 1.32kW由表11.7, Ka =0.98由表11.12,KL=0.96由表11.10,P0 = 0.17kWz=Pc(P0+P0)KaKL=4.158(1.32+0.17)0.960.98v =D1nm601000=1001440601000F0=500Pcvz2.5-KaKL+qv=5004.1587.5432.5-0.980.96+0.17.54FQ =2z F0sin12=2151.21sin172.72B=（z-1）e+2f =（3-1）15+210由表11.4，e=15，f=101=172.7=172420z=2.966,取z=3根v=7.54m/sF0=151.21NFQ =905.36NB=50mmE=60mm（电机轴伸出长度）图3-1 大带轮图3.2齿轮传动的设计计算（一）、高速级齿轮传动设计材料及热处理: 大齿轮：45 ， 调质处理 240HB 小齿轮：40Cr，调质处理 270HB计算项目 计算内容 计算结果齿面接触疲劳强度计算：1. 初步计算转矩T1齿宽系数a分度圆直径齿宽系数dAd初步计算的许用接触应力H初步计算直径d1初步齿宽bT1=9.55106PInII=9.551063.292872.199取a=0.3d= 1+i高2a= 1+3.72020.3由表12.16,估计=15,取Ad=85由表12.17, Hlim1=720MPa, Hlim2=580MPaH1=0.9Hlim1=0.9x720H2=0.9Hlim2=0.9x580d1Ad3T1dH2u+1u=85336045.210.70852223.720+13.720(u=i高=3.720)b=d d1=0.70854T1=36045N.mma=0.3d=0.708Ad=85H1=648MPaH2=522MPad1=52.607mmb=38.232mm取b=40mm计算项目 计算内容 计算结果2. 校核计算：圆周速度v精度等级齿数、模数和螺旋角新的传动比使用系数KA动载系数KV齿间载荷分布系数KHv=d1n1601000= 54872.199601000由表12.6选择初取齿数z1=26z2=i高z1=263.720=96.72，取z2=97mt=d1z1=5426=2.076923由表12.3,取mn=2=cos-1mnmt=cos-122.076923i=z2z1=9726由表12.9由表12.9由表12.10,先求:Ft=2T1d1=236045.2154= 1335.01KAFtb=1.51335.0140=50.10100Nmm=1.88-3.2(1z1+1z2)cos=1.88-3.2(126+197)cos153833=bsinmn=dz1tan=0.70826tan153833=+=1.66+1.64at=tan-1tanancos=tan-1tan20cos153833cosb=coscosancosat = cos153833cos20cos20469=0.97由此得，KH=KF=cosb=1.660.97v=2.47m/s取8级精度等级z1=26z2=97mt=2.076923mn=2=153833(与估计值接近)i=3.730KA=1.5KV=1.15=1.66=1.64=3.30at=20469KH=KF=1.8计算项目 计算内容 计算结果齿向载荷分布系数KH载荷系数K弹性系数ZE节点区域系数ZH重合度系数Z螺旋角系数Z工作总时间th应力循环次数接触寿命接触最小安全系数SHlim许用接触应力H验算由表12.11KH=A+B1+0.6（bd1）2 （bd1）2+10-3Cb=1.17+0.161+0.6（4054）2 （4054）2+10-30.6140K= KAKVKHKH=1.51.151.81.31由表12.12由表12.16由式12.31，因=1.641，取=1，故Z=4-31-+ =1=11.66Z=cos =cos153833七年双工制,设每年工作300天th=730082NL1=60rnIth=601872.19933600NL2= NL1/i高= 1.76109/3.73由图12.18由表12.14 H1= Hlim1ZN1SHlim =7200.911.05H2= Hlim2ZN2SHlim=5801.061.05H= ZE ZH ZZ2KT1bd12u+1u=189.82.420.780.98 24.0740543.730+13.730计算结果表明,接触疲劳强度不够,齿轮尺寸偏小,需进行调整.KH=1.31K=4.07ZE=189.8MPaZH=2.42Z=0.78Z=0.98th=33600hNL1=1.76109NL2=4.72108ZN1=0.91ZN2=1.06SHlim=1.05H1=624.0MPaH2=585.52MPaH=627.061MPaH2计算项目 计算内容 计算结果尺寸调整齿宽b圆周速度v齿数、模数和螺旋角新的传动比使用系数KA动载系数KV齿间载荷分布系数KH取d1=58mmb=d d1=7.0858v=d1n1601000= 58872.199601000取齿数z1=28z2=i高z1=283.720=104.16，取z2=104mt=d1z1=5828=2.0714286由表12.3,取mn=2=cos-1mnmt=cos-122.0714286i=z2z1=10428由表12.9由表12.9由表12.10,先求:Ft=2T1d1=236045.2158= 1242.9NKAFtb=1.51242.940=44.4100Nmm=1.88-3.2(1z1+1z2)cos=1.88-3.2(128+1104)cos15525=bsinmn=dz1tan=0.70828tan15525=+=1.68+1.70at=tan-1tanancos=tan-1tan20cos15525cosb=coscosancosat = cos15525cos20cos203918=0.97由此得，KH=KF=cosb=1.680.97d1=58mmb=42mmv=2.65m/sz1=28z2=104mt=2.0714286mn=2=15525i=3.714KA=1.5KV=1.15=1.68=1.70=3.38at=203918KH=KF=1.8计算项目 计算内容 计算结果齿向载荷分布系数KH载荷系数K弹性系数ZE节点区域系数ZH重合度系数Z螺旋角系数Z工作总时间th应力循环次数接触寿命接触最小安全系数SHlim许用接触应力H验算由表12.11KH=A+B1+0.6（bd1）2 （bd1）2+10-3Cb=1.17+0.161+0.6（4258）2 （4258）2+10-30.6142K= KAKVKHKH=1.51.151.81.30由表12.12由表12.16由式12.31，因=1.701，取=1，故Z=4-31-+ =1=11.68Z=cos =cos15525工作总时间不变应力循环次数与之前计算所得值相同由图12.18由表12.14 许用接触应力不变H= ZE ZH ZZ2KT1bd12u+1u=189.82.420.770.98 24.0442583.714+13.714计算结果表明,接触疲劳强度满足,齿轮尺寸合适,不需进行调整.KH=1.30K=4.04ZE=189.8MPaZH=2.42Z=0.77Z=0.98th=33600hNL1=1.76109NL2=4.72108ZN1=0.91ZN2=1.06SHlim=1.05H1=624.0MPaH2=585.52MPaH=560.63MPaH2计算项目 计算内容 计算结果3. 定传动主要尺寸: 中心距a 实际分度圆直径d因数据变化，齿轮分度圆直径比之间取值小，故需再次验算接触疲劳强度：齿宽b圆周速度v齿数、模数和螺旋角新的传动比使用系数KA动载系数KV齿间载荷分布系数KHa=d1(i+1)2 =58(3.714+1)2d1=2ai+1 = 21363.714+1d2= id1=3.71457.700b=d d1=7.0857.700=40.58v=d1n1601000= 57.700872.199601000取齿数z1=28z2=i高z1=283.714=104.16，取z2=104mt=d1z1=57.70028=2.06071429由表12.3,取mn=2=cos-1mnmt=cos-122.06071429i=z2z1=10428由表12.9由表12.9由表12.10,先求:Ft=2T1d1=236045.2157.700= 1249.4NKAFtb=1.51249.440=46.85 Ymin由表12.10Y= 3.251.680.69=2.80由之前计算得KF=1.8Y故KF=1.8由图12.14bh=42(1+1.25)2=9.33KF=1.25K=KAKV KFKF=1.51.151.81.25由图12.23由表12.14由之前计算YFa1=2.50YFa2=2.18YSa1=1.63YSa2=1.82Y=0.69Y=0.88KF=1.8KF=1.25K=3.88Flim1=610MPaFlim2=450MPaSFmin=1.25NL1=1.76109NL2=4.72108计算项目 计算内容 计算结果 弯曲寿命系数YN 尺寸系数YX 许用弯曲应力F验算由图12.24由图12.25F1=Flim1YN1YXSFlim =6100.8911.25F2=Flim2YN2YXSFlim =4500.9611.25F1=2KT1bd1mn YSa1YSa1YY=23.88360454257.70022.501.630.690.88F2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=142.792.181.822.501.63计算结果表明，弯曲疲劳强度满足YN1=0.89YN2=0.96YX=1.0F1=434.32MPa F2=345.60MPaF1=142.79MPaF1F2=139.03MPaF2（二）、低速级齿轮传动设计材料及热处理: 大齿轮：45钢， 调质处理 240HB 小齿轮：40Cr，调质处理 270HB计算项目 计算内容 计算结果齿面接触疲劳强度计算：1.初步计算转矩T1齿宽系数a分度圆直径齿宽系数dAd初步计算的许用接触应力HT1=9.55106PIInIII=9.551063.161234.462取a=0.4d= 1+i低2a= 1+3.10020.4由表12.16,估计=13,取Ad=85由表12.17, Hlim1=720MPa, Hlim2=580MPaH1=0.9Hlim1=0.9720H2=0.9Hlim2=0.9580T1=128752N.mma=0.4d=0.82Ad=85H1=648MPaH2=522MPa计算项目 计算内容 计算结果初步计算直径d1初步齿宽b2.校核计算：圆周速度v精度等级齿数、模数和螺旋角新的传动比使用系数KA动载系数KV齿间载荷分布系数KHd1Ad3T1dH2u+1u=853128752.420.8252223.100+13.100(u=i低=3.100)b=d d1=0.8282v=d1nII601000= 84234.462601000由表12.6选择初取齿数z1=41z2=i高z1=413.100=127.1，取z2=127mt=d1z1=8441=2.04878049由表12.3,取mn=2=cos-1mnmt=cos-122.04878049i低=z2z1=12741由表12.9由表12.9由表12.10,先求:Ft=2T1d1=2128752.4284= 3065.53NKAFtb=1.53065.5370=65.69100Nmm=1.88-3.2(1z1+1z2)cos=1.88-3.2(141+1127)cos123140=bsinmn=dz1tan=0.8241tan123140=+=1.73+2.38d1=78.495mmb=68.88mm取b=70mmv=1.031 m/s取8级精度等级z1=41z2=127mt=2.04878049mn=2=123140(与估计值接近)i低=3.098KA=1.5KV=1.30=1.73=2.38=4.11计算项目 计算内容 计算结果齿向载荷分布系数KH载荷系数K弹性系数ZE节点区域系数ZH重合度系数Z螺旋角系数Z工作总时间th应力循环次数接触寿命接触最小安全系数SHlim许用接触应力Hat=tan-1tanancos=tan-1tan20cos123140cosb=coscosancosat = cos123140cos20cos202916=0.98由此得，KH=KF=cosb=1.660.97由表12.11KH=A+B1+0.6（bd1）2 （bd1）2+10-3Cb=1.17+0.161+0.6（7084）2 （7084）2+10-30.6170K= KAKVKHKH=1.51.301.81.37由表12.12由表12.16由式12.31，因=1.641，取=1，故Z=4-31-+ =1=11.66Z=cos =cos153833七年双工制,设每年工作300天th=730082NL1=60rnIIth=601234.46233600NL2= NL1/i低= 4.73109/3.098由图12.18由表12.14 H1= Hlim1ZN1SHlim =7201.071.01H2= Hlim2ZN2SHlim=5801.121.01at=202916KH=KF=1.8KH=1.37K=4.81ZE=189.8MPaZH=2.45Z=0.76Z=0.99th=33600hNL1=4.73108NL2=1.52108ZN1=1.07ZN2=1.12SHlim=1.01H1=733.71MPaH2=643.17MPa计算项目 计算内容 计算结果验算3.定传动主要尺寸: 中心距a 实际分度圆直径d 齿宽b 模数m 螺旋角调整中心距后,齿轮直径增大,故无需再验证接触疲劳强度4.齿根弯曲疲劳强度验算: 齿形系数YFa 应力修正系数YSa 重合度系数Y 螺旋角系数YH= ZE ZH ZZ2KT1bd12u+1u=189.82.450.760.99 24.81128752.4270843.098+13.098计算结果表明,接触疲劳强度满足,齿轮尺寸适合,无需进行调整.a=d1(i+1)2 =84(3.098+1)2d1=2ai+1 = 21733.098+1d2= id1=3.09884.431b=d d1=0.8284.431=69.233mmmt=d1z1=84.43141=cos-1mnmt=22.05929268ZV1=Z1cos3 =28cos3134657=44.756,取45;ZV2=Z2cos3 =104cos3135634=138.634,取139由图12.21由图12.22av=1.88-3.2(1zV1+1zV2)cos=1.88-3.2(145+1139)cos134657=1.73Y=0.25+ 0.75av =0.25+ 0.751.73Ymin=1-0.25=1-0.251=0.75 (=1时,按=1计算)H= 637.23MPa Ymin由表12.10Y= 4.111.730.89=2.66由之前计算得KF=1.8Y, 故KF=1.8由图12.14bh=70(1+1.25)2=15.56KF=1.25K=KAKV KFKF=1.51.301.81.25由图12.23由表12.14由之前计算由图12.24由图12.25F1=Flim1YN1YXSFlim =6100.9211.25F2=Flim2YN2YXSFlim =4500.9411.25F1=2KT1bd1mn YSa1YSa1YY=24.39128752.42708422.731.70.690.89F2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=273.962.161.822.371.70计算结果表明，弯曲疲劳强度满足Y=0.89KF=1.8KF=1.25K=4.39Flim1=610MPaFlim2=450MPaSFmin=1.25NL1=4.73108NL2=1.52108YN1=0.92YN2=0.94YX=1.0F1=448.96MPa F2=338.40MPaF1=273.96MPaF1F2=267.31MPaF2(三)、列表 参数齿轮齿数z模数螺旋角旋向分度圆直径d/mm齿顶圆直径da/mm齿底圆直径df/mm齿宽b/mm中心距a/mmmnmt高速级小齿轮2822.06071429135634左57.70061.82152.54850136大齿轮104右214.298218.419209.14942低速级小齿轮4122.05929268134657右84.43188.53779.29976173大齿轮127左261.567265.673256.41970四、轴系零件的设计计算4.1 轴的设计计算（一）、轴的设计：1.初定轴长a大带轮中心面到左轴承中心的距离L1：L1=M/2+K+H+G+F-D-E/2= 50/2+20+6+10+40-10-20/2=81mmb左轴承中心面到高速级小齿轮中心面的距离L2：L2=E/2+D+a+b3+c-（b3 b4）/2+ b2/2= 20/2+10+12+76+14-(76-70)/2+42/2=140mmc高速级小齿轮中心面到又轴承中心面的距离L3：L3=b1/2+a+D+E/2= 50/2+12+10+20/2=57mm附： 各计算尺寸/mmMBKHGEDac高速级小齿轮齿宽b1高速级大齿轮齿宽b2低速级小齿轮齿宽b3低速级大齿轮齿宽b450502061040101214504276702.轴的初步结构化： 图4-I3.轴的许用弯曲应力校核：计算项目 计算内容 计算结果轴的材料选择带对轴载荷FQ齿轮直径d1斜齿轮螺旋角小齿轮受力：转矩T1圆周力Ft1径向力Fr1轴向力Fa1画轴受力图计算支承反力: 水平面反力水平面受力图垂直面反力垂直面受力图 画轴弯矩图:水平弯矩图垂直弯矩图合成弯矩图画轴转矩图:轴受转矩转矩图许用应力:许用应力值应力矫正系数40Cr，调质，b=980MPaT1=TIFt1= 2T1d1 =236045.2157.700 Fr1=Ft1tann/cos =1249.40tan20cos135634Fa1= Ft1tan=1249.40tan135634图形见前页 图4-IFH1= FQL1+L2+L3+Fr1L3-Fa1r1L2+L3 = 905.36278+468.5557-310.1957.700/2140+57FH2=FQ-FH1+Fr1=905.36-1367.76+468.55图形见前页 图4-IFV1= Ft1L3L2+L3 = 1249.4057140+57FV2= Ft1- FV1=1249.40-361.50图形见前页 图4-I图形见前页 图4-I图形见前页 图4-I图形见前页 图4-IT=T1图形见前页 图4-I由插值法,查表16.3=-1b0b =88.5148FQ=905.36Nd1=57.700mm=135634T1=36045.21N.mmFt1=1249.40NFr1=468.55NFa1=310.19NFH1=1367.76NFH2=6.15NFV1=361.50NFV2=887.90N0b=148MPa-1b=88.5MPa=0.598计算项目 计算内容 计算结果 画当量转矩图 当量转矩T 当量弯矩 当量弯矩图 校核轴颈T=0.59836045.21图形见前页 图4-I左端轴承中间截面处MI=M2+(T)2 =73334.162+21554.062齿轮中心截面处MII=M2+(T)2 =51335.472+15138.99图形见前页 图4-IdI3MI0.1-1b =376436.090.188.5dII3MII0.1-1b =355676.820.188.5计算结果表明,轴径尺寸合格T=21554.06N.mmMI=76436.09N.mmMII=55676.82N.mmdI=20.517mm30mmdII=18.46mm52.548mm(齿轮轴齿根圆)（二）、轴II的设计：1.初定轴长a左轴承中心到低速级小齿轮中心截面的距离L