武汉理工大学课程设计模版

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1、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 班设计者李泽之指导老师卢耀舜目 录I. 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19II. 参考资料201 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

2、年。带式运输机的工作数据如下：运输带工作拉力F(N运输带的速度V(m/s)卷筒的直径D(mr)8002.72302.传动方案设计根据已知条件可计算出卷筒的转速为V 60 1000 nwD2.7 60 1000230224.31r / min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 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 电动机的选择计算3. 1电动机的选择3. 1. 1电动机类型的选择根据动力源和工作要求，选 丫系列三相异步电动机。3. 1

3、. 2电动机功率Pe的选择工作机所需有效功率。Pw 旦 800 2.72.16KW1000 1000由传动示意图可知：电动机所需有效功率 P W KWd式中，为传动装置的总效率12 3 4n =0.886 。设1 , 2 , 3 , 4分别为滚动轴承（3个）、闭式齿轮（设齿轮精度为8级）、弹性连轴器(2个)、运输机卷筒的效率。查表得i 0.99,20.97,30.99 ,40.96,3则传动装置的总效率122340.9930.97 0.992 0.96 0.886电动机所需有效功率PdPw2.162.44KW。0.886查表选取电动机的额定功率Pe为3KW。3. 1. 3电动机转速的选择工作机

4、所需转速 nwV 60I 10002.760 1000224.31r/min。D230查表2-3知总传动比i =35。则电动机的满载转速。nw=nm x i+251.88x(35)=(755.641259.4)r/min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，则传动电动机型号额定功率KW同步转速r/min满载转速r/mi nY132S-63KW1000r/mi n960r/mi n总传动比轴伸尺寸D XE中心高mm平键尺寸F X G3.9838mnX 80mm132mm10mnX 33mmnw 224.31装置的总传动比i nm -9聖

5、4.28，且查得电动机的数据及总传动比如下：3. 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，u，川的转速：n1 nm 960r / mi nri|960 cc, “，n2-224.30r/mini 4.28n3 n2224.30r/min3. 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Pd计算轴I ，川的输入功率：R Pd1 2.44 0.99 2.42KWP2R232.42 0.97 0.992.32KWP3F2

6、132.32 0.99 0.992.27KW3. 3. 3各轴的输入转矩计算轴I ,u，川的输入转矩：%=9550P ni=24.07 N.mT2=9550 P2n2=98.78 N.mT3=9550 p3n3=89.47 N.m以供查询。轴号转速nr/mi n功率PKW转矩TN- M传动比iI9602.4224.074.28n224.302.3298.781224.302.2796.654.齿轮传动的设计计算如传动示意图所示：齿轮I和U的已知数据如下表:齿轮功率P KW转速n r/min转矩T N - MIP 2.42KWm 960r / minT124.07N?MnB=2.32kwn322

7、4.30r/minT3=98.78N?M4.1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1（小）、u（大）齿轮的选材，及相应 数据如下：齿轮材料热处理硬度弯曲疲劳极限应力接触疲劳极限应力I45钢调质HB1220HBSF lim1220MPah lim1 565MPan45钢正火HB2210HBSF lim 2210 MPaH lim 2621 .5MPa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、u的循环次数（使用寿命为10年）为：N,

8、60 n2 a t 60 960 10 300 8 1.38 109N2 60 n3 a t 60 224.30 10 300 8 3.23 108查图得 Yn1 Yn2 1,Zn1 1,Zn2 1.1,设 mn 5mm 取 丫$丁 1,Yx“ J 1,SFmin 1.4$皿山 1.1,Zw 1 （两轮均为软齿面）可求得：HP1H Iim1SH minZN1ZW565 1 11.1481.83MPaH lim 2HP 2SH minZN2ZW621.5 1 11.1565MPa4. 4按接触疲劳强度进行设计4. 4. 1小齿轮的名义转矩32.23N ?M4. 4. 2选取各系数并列表载荷系数齿

9、宽系数重合度系数K 1.7 （斜齿轮电动机传动）d 1.0 （软齿面）Z 0.854. 4. 3初定齿轮的参数Z1 20, Z2 i Z1 4.28 20 85.6，取 Z2=77864.3,20154. 4. 4初算分度圆直径并确定模数和螺旋角B因两齿轮均为钢制，故ZE 189.8 MPa，则d17542ZKT1 u 1HP 2754V 481.8320.851.7 24.07 4.3 11.04.340.672mmd2 u d14.3 40.672174.890mmd1 d240.672174.890a -107.781 m m2 2所以a取圆整值为 a 110mm ；4. 4.5计算齿轮

10、的几何尺寸螺旋角15 2956,齿数乙中心距a 110mm .mn乙2 20coscos15 2956mn Z22 102coscos15 2956法向模数mn 2mm,20, Z286,41.667mm,179.167mmd1分度圆直径：d2法向模数：2acos2 100 COS151.823mm,Z1 Z220 86圆整为标准值mn 2mm。调整螺旋角：as叫（；乙）心2 2200（86）低415 2956齿顶圆直径：da1d12mnda2d22mnd f1d12.5mn齿根圆直径：d f 2d22.5mn宀宀 b2d d11.041.667齿宽：bi b2 (510)41.667 2 2

11、 45.667mm179.167 2 2 183.167mm41.667 2.5 236.667mm,179.167 2.5 2 174.167mm41.667，取 b241.667mm 51.667mm,取 bi 46.667mm4. 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齿轮的受力分析各力的大小分别为:圆周力：2000T12000 24.071155.351Nd141.66720001；2000 98.78Ft21102.658Nd2179.167径向力：Fr 1F tan

12、F t1n 1155.351tan20483.035Ncoscos15 2956tantan20Fr2Ft2-n 1102.658418.057Ncoscos15 2956轴向力：Fa1Ft1 ta n1155.351 tan 15 2956320.385NFa2Ft2 tan1102.658tan15 2956305.773N5 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B 650MPa5. 2初算轴径轴I的轴径即为电动机外伸轴直径 D 38mm高速轴（与齿轮I配合）dmin1 1.10 C:查表取C=110并且安装联轴器处有一个键槽，故

13、轴径:2 421.10 11016.468mm低速轴（与齿轮U配合）X 960:查表取C=110,并且安装联轴器处有一个键槽，故轴径dmin2 1.10 C3 :2 321.10 110 326.364mm 224.30轴川：查表取C=11Q并且安装联轴器处有一个键槽，故轴径dmin3 1.05 C3 P n41.05 11024.983mm5. 3联轴器的选择由电动机外伸轴径D 38mm及传动要求，公称转矩Tn T1 T2，查表选取LT7弹性套柱销联轴器YA38 82 GB4323 2002，故取轴I与联轴器连接的轴径为 30mmYC32 82因为轴U与轴川的最小轴径分别为 dmin2 26

14、.364mm,dmin3 24.983mm并考虑传动YA32 82要求，公称转矩Tn T3 T4，查表选取凸缘联轴器 YL10GB5843 86，故轴Un 3YC32 82与联轴器连接的的轴径为32mm轴川与联轴器连接的的轴径为 32mm5. 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：轴号装轴承处的轴径轴承型号I30mm滚动轴承6206GB/T27694n50mm滚动轴承6210GB/T276-945. 5齿轮的结构设计5. 5. 1大齿轮因为齿顶圆直径：da2 183.167mm 200mm，为了减轻重量和节约材

15、料，并考虑机械性能，故大齿轮采用实心式齿轮结构，且取与轴连接处的直径为 50mm5. 5. 2小齿轮因为齿顶圆直径：da1 45.667mm 100mm,故作成齿轮轴形式。5. 6轴的设计计算5. 6. 1轴径和轴长的设计高速轴：D1=32mm D2=40mm D3=45mm D4=55mm D5=41.237mm D6=55mm D7=45mmL1=80mm L2=58mm L3=17mm L4=15mm L5=46.237mmL6=15mm L7=17mm低速轴:D1=32mm D2=40mm D3=50mm D4=52mm D5=60mm D6=55mmD7=50mmL1=80mm L2

16、=49mm L3=37mm L4=35mm L5=5mm L6=13mm L7=17mm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：圆周力：厂2000T22000 98.78 一 “Ft221102.658Nd2179.167径向力：Fr2Ft2tan n 1102.658tan20418.057Ncoscos15 2956Ft2 tan1102.658 tan 15 2956 305.773N轴向力:垂直面的受力和弯矩图Fa2合成弯矩图转矩图当量弯矩图Tli=107.26N.m（2）轴承的支反力：水平面上的支反力：Fra Frb琴

17、 詈8 551-329N垂直面上的支反力:Fra ( Fa2d2/2) Fr2 48.59/97.18305.773 179.167/2 418.057 48.59 /97.1836.990NFrb (Fa2d2/2) FR2 48.59/97.18305.773 179.167/2 418.057 48.59 /97.18 543.997N(3)画弯矩图：Me48.59Fra 10 3 32.510N ?m34859F ra 101.780N ?m(48.59Fra Fa2d2/2) 10 326.177N?m剖面e处水平面的弯矩:垂直面上的弯矩:M e1M ；C2人亠 Me1 JmC Me

18、12v32.5102 1.7802 32.559N ?m合成弯矩：c1 c 2Me2 vM C Me22 V 32.5102_26.177241.739N ?m(4) 画转矩图乙 98.78N?m(5) 画当量弯矩图：因单向回转，视转矩为脉动循环。已知b 650MPa,查表得M e1V;M (21( T2)2剖面e处的当量弯矩2丿M C2 V；M C2 ( T2)21b 59MPa, b 98MPa，贝U/ 0b 0.602Mc1 72.315N ?m41.7392 (0.602 107.26)276.886N?m(6) 判断危险剖面并验算强度: 剖面D当量弯矩最大，而其直径与邻段相差不大，估

19、剖面 D为危险剖面。已知Me MC2 72.886N ?m,1b 59.0MPaMe0.1d3976.886 100.1 5036.15MPa1 lb剖面C处的直径最小，顾该剖面也为危险剖面M D 、( T)2T 0.602 107.26 64.571 MPaMe0.1d364.569 10919.706 MPa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p100120MPa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C10X 70 GB1096-2003，其挤压强度为4T24 9878 1000dhf32 8 7022.05MPap

20、低速轴齿轮处选键A16X 32 GB1096-79，其挤压强度为4T24 98.78 1000dhl 50 10 3224.70MPa p所以各键强度足够7.滚动轴承的校核轴号装轴承处的轴径轴承型号I30mm滚动轴承6206GB/T276-94n50mm滚动轴承6210GB/T276-94在轴的设计计算部分已经选用如下表所示深沟球轴承:低速轴轴承的校核7.1轴的受力状况及轴承载荷计算Fra电 1102.658551.329N2 2垂直面上的支反力：RA(Fa2d2/2) FR2 48.12/96.2436.990NF RB(Fa2d2/2) Fr2 48.12/96.24 543.97N水平面

21、上的支反力:轴承所承受的径向载荷F R2FRAFrA.551.3292 36.9902 552.568N.fRb FRB . 551.3292 543.9972774.511N轴向外载荷Fa 305.373N24000h轴承的转速n=224.30r/min 单班制工作，预期寿命10年，则L 10 300 87.2求当量动载荷查表取 fp 1.2,轴承2处Cr 31.5KN,C0r 20.5KN按图，轴承I未承受轴向载荷，故 P1 fpFR1 1.2 552.568 663.082N 轴承 U 受轴向载荷 FA2 Fa ; FA2/C0r 286.007/20500 0.014，查表取e 0.1

22、9,FA2/FR2 305.373/774.5100.39 e 0.19，查表取 X 0.56,Y2.3P2 fp(XFR2 YFA2) 1.2 (0.56 867.394 2.3 252.189)1856.304 P1故仅计算轴承U的寿命即可。7.3求轴承的寿命0.323 106h L31500 屮60 251.97 1856.304)实际寿命比预期寿命大，故所选轴承合适8. 润滑和密圭寸方式的选择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HB2 180HBS HB1 220HBS 280HBS,且节圆处：v 2.090m/s 2m/s所以两个齿轮均采用油润

23、滑，开油沟，油沟尺寸为a x bx c=5mM 8mm 5mm查表，选择润滑油的黏度为118,选择油的代号为AN150全损耗系统用油GB443-19898.2齿轮的润滑方式因为v 2.090m/s 2m/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。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 40 JB/ZQ4406-86。箱体剖分面上允许涂密圭寸胶或水玻璃，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

24、各部位尺寸列于下表：名称符号结构尺寸名称符号结构尺寸箱体壁厚8mm连接螺栓轴承旁螺栓直径d110mm箱盖壁厚S 18mm沉头座直径Di26mm凸缘箱座b12mm通孔直径d1/13.5mm凸缘尺寸C120mm厚度C216mm箱盖B112mm箱体箱座螺栓直径d210mm沉头座直径D218mm底座B225mm通孔直径d2/10mm轴承旁凸台高度h35mm螺栓间距l150mm半径R120mm凸缘尺寸G15mm轴承盖外径D280mm,805mmC212mm地脚螺钉直径df12mm轴承盖螺钉直径d38mm数目N4个视孔盖螺钉直径d46mm通孔直径Df/15mm定位销螺钉直径d6mm沉头座直径D032mm箱

25、体外壁至轴承端面的距离L150mm底座凸缘尺寸C22mm大齿轮顶圆与箱体内壁距离 110mmC220mm齿轮端面与箱体内壁的距离 210mm肋厚箱座m7mm箱座咼度H135mm箱盖m7mm油面咼度h50mm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：l1 90mm l2 75mm,l3 60mm, b 70mm,b2 55mm,b3 40mm,4mm，R 5mm,d 7mm,孔数为4通气器选M12X 1.25型通气塞。起吊装置选吊耳环和吊钩。吊耳环尺寸为：

26、d 16mm, R 16mm,e 16mm, b 16mm吊钩尺寸为：B 27mm, H 21.6mm,h 10.8mm, r 6.75mm, b 16mm油面指示器选油标尺M12 925油孔和螺塞放油孔位于箱座内底面最低处，内底面作成1度至1.5度斜面，油孔附近作出凹坑 采用螺塞M16X1.5JB/ZQ4450-1986型外六角螺塞，加装封油垫。起盖螺钉采用螺栓GB5783 M1(X 35,螺钉端部作成圆柱端。数量为 2个。定位销采用销GB117 A8X 30，两个，非对称分布。10.设计小结通过两周的课程设计，比较圆满的完成了本次课程设计，在完成了全部的图纸和编 写设计计算说明书任务之后我

27、又对设计计算和结构设计进行了分析。我认为我的设计只能说基本上满足了设计任务书的要求，设计方案还有欠缺。高速 轴的齿轮做成了齿轮轴，既难已加工又不美观。在效率计算时，没有考虑到传送带的效 率，这样计算的结果可能会与实际情况有偏差，不过由于设计时间已过大半，再从头算 起已是没有时间。由于是初次设计，所以在机械的装配图和主要零件的工作图以及设计计算说明书中 均可能不同程度的出现错误，通过和同学们的讨论以及互相检查，我已经尽了自己最大 的努力纠正了错误，并且获得了一定的经验，但是，由于自身水平有限，可能还有一些 错误没有检查出来，敬请老师帮忙指正，以期完善本次设计。由于本人没有实践设计经验，所以在机械

28、的结构、工艺性设计方面还存在着一些与 实际情况不相符的错误，至于其他方面我认为还是可以接受的。通过本次设计，我掌握了设计机械的一些基本的方法以及设计流程，掌握了如何迅 速查阅资料、进行校核，还掌握了如何一边设计、一边画图和一边修改完善的“三边法” 设计方法。总之，这次课程设计使我的设计能力和动手能力有了质的飞跃，在以后的设计中我 会扬长补短，尽自己最大的努力提高设计质量，避免造成无谓的损失。11 参考资料1唐增宝，何永然，刘安俊主编机械设计课程设计（修订版）武汉：华中理工大学出版社,1999.2黄华梁，彭文生主编.机械设计基础（第三版）.北京：高等教育出版社，2001.3大连理工大学工程画教研室编.机械制图（第四版）.北京：高等教育出版社出版，1998.4胡凤兰主编.互换性与测量技术基础.北京：高等教育出版社出版，2005.30.1 32