武汉理工大学课程设计模版

武汉理工大学课程设计模版机械设计基础课程设计计算说明书设计题目带式运输机单级斜齿圆柱齿轮减速器能动学院院(系)轮机1201班设计者指导老师李泽之卢耀舜武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书目录1.设计任务书.....................................32.传动方案设计...................................33.电动机的选择计算...............................44.齿轮传动的设计计算.............................65.轴的设计计算及联轴器的选择....................106.键连接的选择计算..............................157.滚动轴承的校核................................158.润滑和密封方式的选择..........................179.箱体及附件的结构设计和计算....................1710.设计小结.....................................1911.参考资料.....................................20-1-

武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书1．减速器的设计任务书1．1设计目的：设计带式运输机的单级斜齿圆柱齿轮减速器。1．2工作条件及要求：用于铸工车间运型砂，单班制工作（8小时工作制），工作有轻微振动，使用寿命为10年。带式运输机的工作数据如下：运输带工作拉力F运输带的速度V卷筒的直径D（mm）（N）800（m/s）2.72302．传动方案设计根据已知条件可计算出卷筒的转速为nV6010002.7601000224.31r/minD230w若选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机则可估算出传动装置的总传动-2-武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书比为4.15或6.22，考虑减速器的工作条件和要求，暂选下图所示传动方案，其特点为：减速器的尺寸紧凑，闭式齿轮传动可保证良好的润滑和工作要求。-3-

2个）、运输机卷筒的效率。查表得0.99，0.97，0.99，0.96，1234连轴器（0.9930.970.9920.960.886则传动装置的总效率321234电动机所需有效功率Pw2.162.44KW。P0.886d查表选取电动机的额定功率P为3KW。e3．1．3电动机转速的选择工作机所需转速nV6010002.7601000224.31r/min。D230w查表2-3知总传动比i=3～5。nn则电动机的满载转速。=xi+251.88x(3~5)=(755.64~1259.4)r/minwm查表选取满载转速为nm=960r/min同步转速为1000r/min的Y132S-6型电动机，则传动n装置的总传动比m9604.28，且查得电动机的数据及总传动比如下：in224.31w电动机型号额定功率KW同步转速r/min满载转速r/minY132S-63KW1000r/min中心高mm132mm960r/min平键尺寸F×G10mm×33mm轴伸尺寸D×总传动比E3.9838mm×80mm3．2传动比的分配由传动示意图可知：只存在减速器的单级传动比，即闭式圆柱齿轮的传动比，其值i=4.283．3传动装置的运动和动力参数计算3．3．1各轴的转速计算由传动示意图可知,轴Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ的转速：nn960r/min1mn960224.30r/minn1i4.282nn224.30r/min323．3．2各轴的输入功率计算因为所设计的传动装置用于专用机器，故按电动机的所需功率P计算。d武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书轴Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ的输入功率：PP2.440.992.42KW1d1PP2.420.970.992.32KW2123PP2.320.990.992.27KW32133．3．3各轴的输入转矩计算轴Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ的输入转矩：T1Pn=9550\=24.07N.m11T2=9550P2\n2=98.78N.mT3=9550p3\n3=89.47N.m以供查询。转速n轴号r/min功率PKW转矩TN·M传动比iⅠ960Ⅱ224.30Ⅲ224.302.422.322.2724.0798.7896.654.2814．齿轮传动的设计计算如传动示意图所示：齿轮Ⅰ和Ⅱ的已知数据如下表：齿轮转速nr/min功率PKW转矩TN·M-1-武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书ⅠⅡP2.42KWn960r/minT24.07N•M111n224.30r/min3T3=98.78N•M=2.32kwP24．1选择齿轮精度按照工作要求确定齿轮精度为8级。4．2选择齿轮材料考虑到生产要求和工作要求，查图表，可得Ⅰ（小）、Ⅱ（大）齿轮的选材，及相应数据如下：材热处理调质弯曲疲劳极限应接触疲劳极限应齿轮Ⅰ硬度料45钢45钢力力HB220HBS220MPa565MPa621.5MPa1Flim1Hlim1Hlim2正火HB210HBS210MPaⅡ2Flim2由于该齿轮传动为闭式软齿面传动，主要失效形式为齿面疲劳点蚀，故应按接触疲劳强度进行设计，并校核其齿根弯曲疲劳强度。4．3许用应力计算齿轮Ⅰ、Ⅱ的循环次数（使用寿命为10年）为：N60nat609601030081.3810912N60nat60224.301030083.2310823查图得YY1,Z1,Z1.1,N1N2N1N2设m5mm取Y1,YY1,S1.4,S1.1,Z1（两轮均为软齿面）WnSTX1X2FminHmin可求得：-2-武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书Hlim1ZZ56511481.83MPaS1.1HminHlim2ZZ621.511565MPaHP1N1WS1.1HP2N2WHmin4．4按接触疲劳强度进行设计4．4．1小齿轮的名义转矩T32.23N•M14．4．2选取各系数并列表载荷系数齿宽系数重合度系数1.0（软齿面）Z0.85K1.7（斜齿轮电动机传动）d4．4．3初定齿轮的参数，Z20,ZiZ4.282085.6取Z2=77121u864.3,20154．4．4初算分度圆直径并确定模数和螺旋角β因两齿轮均为钢制，故Z189.8MPa，则Eu2ZKTu1d7541HP21d1.724.074.3140.672mm0.85275434.3481.831.0dud4.340.672174.890mm21add40.672174.890107.781mm1222-3-武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书所以a取圆整值为a110mm；法向模数：m2acos2100COS151.823mm，2086ZZn12圆整为标准值m2mm。nm(ZZ)2(2086)15.4991529'56"2100arccos调整螺旋角：arccos2n12a4．4．5计算齿轮的几何尺寸螺旋角15m2mm，29'56"，法向模数nZ20,Z86，中心距a110mm.齿数12dmZ1分度圆直径：22041.667mm,n1coscos1529'56"2102dmZ179.167mmncos2cos1529'56"2dd2m41.6672245.667mm,齿顶圆直径：a11ndd2m179.16722183.167mma22ndd2.5m41.6672.5236.667mm,直径：f11dd2.5m179.1672.52174.167mm齿根圆nf22nbd1.041.66741.667，取b41.667mm齿宽：2d12bb(5~10)46.667~51.667mm,取b46.667mm1214．4．6计算齿轮的圆周速度齿轮实际传动比i=86/20=4.3，相对误差百分比为（4.3-4.28）/4.3=0.5%<5%符合精度要求。4．4．8齿轮的受力分析-4-武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书齿轮Ⅰ，Ⅱ的受力情况如下图所示：F齿r2接运输带FFt2a2FrFFa1t1齿接电机各力的大小分别为：圆周力：F2000T200024.071155.351N1d41.667t11F2000T200098.781102.658N2d179.167t22-5-武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书tantan20径向力：FFn1155.351483.035Ncos1529'56"t1cosr1tantan20418.057Ncos1529'56"FFn1102.658t2cosr2FFtan1155.351tan1529'56"320.385N轴向力：a1t1FFtan1102.658tan1529'56"305.773Na2t25．轴的设计计算及联轴器的选择5．1选择轴的材料该轴无特殊要求，因而选用调质处理的45钢。查表知650MPa。B5．2初算轴径轴Ⅰ的轴径即为电动机外伸轴直径D38mm高速轴（与齿轮Ⅰ配合）：查表取C=110并且安装联轴器处有一个键槽，故轴径：2.42960d1.10C3P1nmin11.10110316.468mm2低速轴（与齿轮Ⅱ配合）：查表取C=110，并且安装联轴器处有一个键槽，故轴径2.3226.364mm224.30d1.10C3P2n1.101103min23轴Ⅲ：查表取C=110，并且安装联轴器处有一个键槽，故轴径2.27d1.05C3P4n1.05110324.983mm224.30min345．3联轴器的选择由电动机外伸轴径D38mm及传动要求，公称转矩TTT，查表选取LT7弹性n12-6-武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书YA3882套柱销联轴器GB43232002，故取轴Ⅰ与联轴器连接的轴径为YC328230mm。因为轴Ⅱ与轴Ⅲ的最小轴径分别为dmin226.364mm,d24.983mm并考虑传动要min3求，公称转矩TTT，查表选取凸缘联轴器YL10YA3282YC3282GB584386，故轴Ⅱ与n34联轴器连接的的轴径为32mm，轴Ⅲ与联轴器连接的的轴径为32mm。5．4轴承的选择根据初算轴径，考虑轴上零件的轴向定位和固定，假设选用深沟球轴承，查表可估选出装轴承处的轴径及轴承型号，见下表：装轴承处的轴轴号ⅠⅡ轴承型号径滚动轴承6206GB/T276—9430mm滚动轴承6210GB/T276--9450mm5．5齿轮的结构设计5．5．1大齿轮因为齿顶圆直径：d183.167mm200mm，为了减轻重量和节约材料，并考虑机a2械性能，故大齿轮采用实心式齿轮结构，且取与轴连接处的直径为50mm。5．5．2小齿轮因为齿顶圆直径：d45.667mm100mm,故作成齿轮轴形式。a15．6轴的设计计算5．6．1轴径和轴长的设计高速轴:-7-武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书D1=32mmD2=40mmD3=45mmD4=55mmD5=41.237mmD6=55mmD7=45mmL1=80mmL2=58mmL3=17mmL4=15mmL5=46.237mmL6=15mmL7=17mm低速轴：D1=32mmD2=40mmD3=50mmD4=52mmD5=60mmD6=55mmD7=50mmL1=80mmL2=49mmL3=37mmL4=35mmL5=5mmL6=13mmL7=17mm5.6.2低速轴的校核（1）受力分析：低速轴上齿轮的受力情况，已经分析清楚（见齿轮部分“7）”）。各力的大小分别为：-8-武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书2000T200098.78Ft2圆周力：1102.658N2d179.1672tann1102.658tan20径向力：r2FFt2cos418.057Ncos1529'56"FFtan1102.658tan1529'56"305.773N轴向力：a2t2ADFt2BC水平面的受力和弯矩图FFRARB32.510N.m垂直面的受力和弯矩图FF’RAa2Fr2F’RB26.177N.m1.780N.m合成弯矩图41.739N.m32.559N.m转矩图T=107.26N.m2当量弯矩图76.886N.m-9-武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书72.315N.mσT=64.571N.m2（2）轴承的支反力：F1102.658t2水平面上的支反力：FF551.329N22RARB垂直面上的支反力：F'[(Fd/2)F48.59]/97.18305.773179.167/2418.05748.59/97.1836.990NRAa22R2F'[(Fd/2)F48.59]/97.18305.773179.167/2418.05748.59/97.18543.997NRBa22R2（3）画弯矩图：剖面C处水平面的弯矩：M48.59F10332.510N•mCRAM'4859F'1031.780N•m垂直面上的弯矩：C1RAM;(48.59F'Fd/2)10326.177N•mC2RAa22MM2M'32.51021.780232.559N•mC132.510226.177241.739N•m2合成弯矩：C1CMM2M'C22C2C（4）画转矩图T98.78N•m2（5）画当量弯矩图：因单向回转，视转矩为脉动循环。已知650MPa,查表得B1b[]59MPa,[]98MPa，则[]/[0]0.6021b0bbM'M2(T)2M72.315N•m剖面C处的当量弯矩C1C12c1M'M2(T)241.7392(0.602107.26)276.886N•mC2C22（6）判断危险剖面并验算强度：①剖面D当量弯矩最大，而其直径与邻段相差不大，估剖面D为危险剖面。已知MM'72.886N•m,eC2[]59.0MPa1b-10-武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书76.8861096.15MPa[]0.15031bMe0.1d3e②剖面C处的直径最小，顾该剖面也为危险剖面M(T)2T0.602107.2664.571MPaD64.56910919.706MPa[]0.13231bMe0.1d3e所以其强度足够。6.键连接的选择计算各处的键均采用有轻度冲击的普通平键半圆键的联接方式，查表可得[]100~120MPap电动机处的键是查表所得，故无须校核。低速轴联轴器处选键C10×70GB1096-2003，其挤压强度为4T49878100022.05MPa[]2dhl32870pp低速轴齿轮处选键A16×32GB1096-79，其挤压强度为4T498.78100024.70MPa[]2dhl501032pp所以各键强度足够.7.滚动轴承的校核在轴的设计计算部分已经选用如下表所示深沟球轴承：装轴承处的轴轴号轴承型号径-11-武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书滚动轴承6206GB/T276--94滚动轴承6210GB/T276--94ⅠⅡ30mm50mm低速轴轴承的校核7.1轴的受力状况及轴承载荷计算F1102.658t2水平面上的支反力：FF551.329N22RARBF'[(Fd/2)F48.12]/96.2436.990N垂直面上的支反力：RAa22R2F'[(Fd/2)F48.12]/96.24543.97NRBa22R2FF2F'2551.329236.9902552.568N轴承所承受的径向载荷R1FF2F'2551.3292543.9972774.511NRARAR2RBRB轴向外载荷F305.373NA轴承的转速n=224.30r/min单班制工作，预期寿命10年，则L10300824000h7.2求当量动载荷ⅠⅡFA-12-武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书FFRR查表取f1.2,轴承2处Cr31.5KN,C20.5KNp0r按图，轴承Ⅰ未承受轴向载荷，故PfF1.2552.568663.082N1pR1轴承Ⅱ受轴向载荷FF；F/C286.007/205000.014，查表取A2AA20re0.19,F/F305.373/774.5100.39e0.19，A2R2查表取X0.56,Y2.3Pf(XFYF)1.2(0.56867.3942.3252.189)1856.304P12pR2A2故仅计算轴承Ⅱ的寿命即可。7.3求轴承的寿命L106Cr()60nP10631500（)30.323106hL60251.971856.304h2实际寿命比预期寿命大，故所选轴承合适。8.润滑和密封方式的选择8.1齿轮润滑剂的选择因是闭式齿轮传动，且齿轮选用45钢，调质处理，其硬度HB180HBSHB220HBS280HBS,且节圆处：v2.090m/s2m/s所以两个齿轮均采用油润滑，开油沟，油沟尺寸为a×b×c=5mm×8mm×5mm。118，选择油的代号为AN150全损耗系统用油21查表，选择润滑油的黏度为GB443-19898.2齿轮的润滑方式因为v2.090m/s2m/s故采用油池浸润润滑。8.3轴承的润滑采用飞溅方式直接用减速器油池内的润滑油进行润滑。-13-武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书8.4密封方式的确定根据减速器的密封要求，选择接触式密封方式，根据轴径查表选择毡圈油封及槽，分别选：毡圈40JB/ZQ4406-86、毡圈40JB/ZQ4406-86。箱体剖分面上允许涂密封胶或水玻璃，不允许塞入任何垫片或填料。9.箱体及附件的结构设计和计算9.1减速器铸造箱体的结构尺寸参照表5-1各部位尺寸列于下表：符结构名称号尺寸符结构号尺寸名称螺栓直箱体壁厚δ8mmd10mm径1连轴接沉头座箱盖壁厚δ8mm承螺直径D26mm11旁凸缘栓通孔直13.5箱座b12mmd/1径mm-14-武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书厚度凸缘尺C20mm1寸C16mm2螺栓d10mm2直径沉头箱盖B12mm1座直D18mm2箱径体通孔底座B25mm2箱d10mm直径/2座高轴承h35mm度螺栓150ml间距m旁凸半凸缘台R20mm1C15mm尺寸1径-15-武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书轴承盖外80mm,D径805mmC12mm22轴承盖螺钉直直径d12mmfd8mm3径视孔盖螺钉直数目N4个d6mm4径地通孔直定位销螺钉直D15mmd6mm/f脚径径螺沉头座箱体外壁至轴D32mm钉直径L50mm10承端面的距离大齿轮顶圆与底座凸C22mm1Δ10mm1箱体内壁距离缘齿轮端面与箱尺寸C20mm2Δ10mm2体内壁的距离-16-武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书箱座135mH箱座m7mm肋高度m厚箱盖m7mm油面高度h150mm铸件有1：20的拔模斜度，铸造圆角半径取R=2mm,沉头座锪平。9.2附件设计9.2.1窥视孔和视孔盖窥视孔开在啮合区的上方并有适当的大小，窥视孔平时用盖板盖住，加密封垫圈，螺钉连接。尺寸如下：l90mm,l75mm,l60mm,b70mm,b55mm,b40mm,1231234mm，R5mm,d7mm,孔数为49.2.2通气器选