武汉理工机械设计基础课程设计(权威版)

1、1 .传动方案的设计1.1 电机的选择 21.2 计算各轴的运动及动力参数 42 .齿轮的设计2.1 齿轮材料的数据 52.2 齿轮的设计及强度校核 53 .轴的设计计算3.1 轴的材料的选择和最小直径的估算 83.2 轴的强度校核 104 .滚动轴承的选择与计算4.1 滚动轴承的选择 134.2 滚动轴承的校核 135 .键连接的选择与计算5.1 键连接的选择 155.2 键连接的校核 156 .联轴器的选择6.1 联轴器的选择 166.2 联轴器的校核 167 .润滑方式、润滑油型号及密封方式的选择7.1 润滑方式的选择 167.2 密封方式的选择 178 .箱体及附件的结构设计和选择8.

2、1 箱体的结构尺寸 178.2 附件的选择 189 .设计小结 2010 .参考资料 20设计题目：带式输送机中单级斜齿圆柱齿轮减速器。工作条件：两班制工作，使用年限为 5年，单向 连续运转，载荷平稳。已知条件：项目运输带工作拉力F (N)运输带速度 v (m/s)卷筒直径D(mm)参数46002.2220结口电动机二联轴器111 1二构.减速翳L111 1简y* 联轴罂卷筒V -(运输带图11111传动系统的方案设计1.1电机的选择电动机的类型和结构形式应根据电源种类、工作环境、工作时间及载荷 的性质、大小、启动性能和过载情况等来选择。Y系列综合性能好，本课程设计采用Y系列三相异步电动机。1

3、.1.1电动机功率的选择假设：pw一工作机所需功率（kw）；Pe 电动机的额定功率（kw）；Pd 电动机工作功率（kw）；一工作机到电动机之间的总效率（）。则：Pw Fv/1000 4600 2 .2/1000=10.12kw2轴承2联轴器 滚筒 齿轮查表可得:0.99，轴承 0.98,齿轮 0.97,滚筒 0.96 ,所以：=0.99*0.97*0.99*0.98*0.98*0.96 =0.8756 ,Pd Pw /11 .5459 kw 。1.1.2电动机的数据及总传动比60 1000vD60 1000 2.23.14 220190.9859r/minnmi 一nw730190.98593

4、.822力杀 号电动机型号额定功 率（kw）同步转速（r/min ）满载转速（r/min ）总传 动比轴伸尺寸DX E mm1Y200L 6B?157507303.82255 X1101.2计算各轴的运动及动力参数1.2.1各轴的转速轴一：nnm 730r/min,轴二：nnw 190986r/min。1.2.2各轴的输入功率PPd ?联轴器 11.546 0.99 11.430kWP P ?齿轮？轴承 11.436 0.97 0.98 10.866kW1.2.3各轴的输入转矩T9550P955011.430149.529N mn730P10.866T9550n9550190.986543.3

5、40N m1.2.4各轴的运动及动力参数轴号转速n r/min功率P kW转矩TN.m传动比iI73011.430149.5293.822II190.98610.866543.3402齿轮的设计2.1齿轮材料的原始数据材料热处理方法弯曲强度F lim/ Mpa屈服极限Hlim/Mpa硬度HBS45钢正火160390180调质2206102202.2齿轮的设计及强度校核(1)由上述硬度可知，该齿轮传动为闭式软尺面传动，软尺面硬度<350HBS,所以齿轮的相关参数按接触强度设计，弯曲强度校核。H limHPSH min?ZnZwF limYSTFPSH minYnYx上式中各参数:SHmin

6、接触强度的最小安全系数，取SHmin1.3；Zn接触疲劳强度计算的寿命系数，取Zn 1；Zw工作硬化系数，取Zw1；SFmin弯曲强度的最下安全系 数，取SFmin1.6；YST试验齿轮额应力修正系数，取Yst 2；YN弯曲疲劳强度计算的寿命系数，一般取YN 1；YX弯曲疲劳强度计算的尺寸系数，一般取YX 1。由教材图529查得：小齿轮：Hlim1 610Mpa大齿轮：Hlim2 390 Mpa所以:HP1H lim1 7 7ZnZwSh min”11.3Hlim2HP2SHminZNZW390 11.3469231Mpa300MpaFlim1 Yst v v 220 2FP1FP2Yn1 Y

7、d1 1 275MpaSFmin1.6Flim2 Yst160-2 1 1 200MpaSFmin1.6(2)按接触疲劳强度进行设计：2ZKT1ou 1 ?HP d U式中：正号表示外啮合，负号表示内啮合；Z 一重合度系数，对于斜齿轮传动 Z =0.750.88 ,取Z =0.8;K-载荷系数，一般近视取K=1.31.7，因是斜齿轮传动，故K取小 K=1.3 ；d一齿宽系数，对于软尺面(V350HBS),齿轮相对于轴承对称布置时；d 0.81.4，取为 1;U一齿数比，对于斜齿圆柱齿轮，u?=67可取为3.9。初选 Z122,则Z23.822 22 84.1，取为 85,23。则：d17123

8、2Z KTHP 2 d263.516mm0.81.3 149.529 3.9 17123 .30013.9确定中心距取mnmnd cos乙3mm o63.516 cos23222.657mm,di d2mn(Zi Z2)a 22 cos圆整得中心距 a 250 mm,则 cosmn-z1-z 0.917,23 29172a(4)计算传动的几何尺寸小齿轮：d1 mnZ1 71.9626mm,cos大齿轮：d2 mnZ2 2780374mm, cosb2dd1 1 71.9626 71.9626mm 取b2 72mm,b b2 510 7782mm,取b1 80mm(5)齿轮弯曲疲劳强度的校核3

9、22 852cos23174.36mm,FPF limSF minYnYx上述式中：K一试验齿轮的应力修正系数，取 匕=2;Flim 一试验齿轮的齿根的弯曲强度极限应力，Fiim1 220Mpa, Fhm2 160Mpa,SFlim弯曲强度的最小安全系 数,SFlim 1.6 3.0,取1.6Yn 一弯曲疲劳强度寿命系数，取 Yn =1;Yx 一弯曲疲劳强度的计算尺寸系数，取 Yx =1。所以：FP1 Flim1 Yst Yn1 Yx1 220 2 1 1 275MpaSF min1.6fp2 Flim2 Yst Yn1Yx1 160- 1 1 200MpaSFmin1.6又因为：F12000

10、KT!2b2mnZiYfsiY2000 1.3 149.529Z 2 Z72 3254.32 0.684.82Mpa fpi 275MPaF22000KTb2m2Z2YFS 2Y2000 1.3 543.34072 32 1274.02 0.679.78Mpa FP2 200MPa式中：Yfs 一外齿轮的符合齿形系数;Y 一螺旋角系数。(其他字符的意义同前。)Zv1 T cos220.917328.52,Zv2Z cos3850.917311.48。由教材图 526 可得：Yf，4.32,Yfs2 4.02,? =1.88-3.2(1/Z 1+1/Z2)cos =1.56由教材图541可得，螺

11、旋角系数Y 0.6综上所述:两齿轮符合强度条件。2齿轮的相关参数名称代号单位小齿轮大四轮中心距amm175传动比i3.822模数mnmm3螺旋角23 29'17'变位系数X0齿数Z2285分度圆直 径dmm71.963278.037齿顶圆直 径damm64.463270.537齿根圆直 径dfmm52.422258.283齿宽bmm80723轴的设计计算3.1 轴的材料选择和最小直径估算3.1.1 轴的材料选用45号钢，调质处理3.1.2 高速轴直径和轴长的确定初算直径时，若最小直径段开于键槽，应考虑键槽对轴强度的影响，当该段 截面上有一个键槽时，d增加5%7%两个键槽时，d增

12、加10%15%由教材表12-2,高速轴C1 110,同时要考虑电动机的外伸直径 d=48mm。所以：d1 C13叵 1.05 110 Ji1：430 1.05 28.895mm117 730D1(0.8 1.2)d电动机 44.4 66.4mm取两者的最大值，则d1 45mmY48 112初选 LT球轴器,LT7GBT4323 2002Y40 112d2 d1 (2 7)mm 47 52mm,Md2 50mmd3 d2 (1 5)mm取5的倍数,d3 55mm则：安装在豺的轴承类型选择：6211d4 根据滚动轴承查da 64mmd5 小齿轮d6 d4 64mmd7 d3 55mm 高速轴:l

13、i=110mm,b=45mm,3=18mm,4=18mml 5=bi=80mm,b=l 4=18,1 7=13=163.1.3低速轴直径和轴长的确定d3 d3高速级(510) mm,取5勺倍数为60则：安装在3处的轴承类型为6212d2 d3 (1 5)mm,取为 55mmd1 d2 (5 10) mm 45 50mmd1 C3巨 1.05 110 3! 10.8661.05 44.42n190.9859取两者之间的最大值，则d1 50mmd4 d3 (2 5)mm,Md4 65mmd5 d4 (10 12)mm,Md5 75mmd6 根据滚动轴承da,da 69mm轴环定位高度h (0.07

14、 0.1)轴环宽度b 1.4h 1.4 5 7mmdy d3 60mmY45 112低速轴的联轴器选择LT9联轴器，LT8Y412GB/T4323 2002Y45 112所以低速轴的轴长初步确定为I1 l联轴器-(23) mm,取I 110mml2 由结构定，要保证(10 15) mm和B,取l2 45mmI3 ly由高速轴确定l3 52mm, l4 b2 70mm,l5 b 7mm,l6 13.5mm, l7 18mm3.2轴的强度校核 (低速轴所受转矩大，且两轴的直径相差很小，只校核低速轴)(1)求齿轮上作用力的大小、方向齿轮上作用力的大小：543.35N m2000 543.35278.

15、0373908.395N转矩：T29550 P2nl22000T2圆周力：Ft2 2d2径向力：Fr2Ft2 ta 3908.395 tan23 1551.055N cos0.917轴向力：Fa2Ft2 tan3908.395 tan23 29'17 1698.453N(2)求轴承的支反力水平面上支力FraFF./2 1954.1975NRB t2do 垂直面上支力Fra( Fa2 -22Fr2 70)/140910.821Nd2 lFrb (Fa2 -22 Fr2 70)/140 2462073N(3)画弯矩图水平面上的弯矩M C 70 Fra 10 370 1954.197510

16、3136.794 N mCRA垂直面上的弯矩M'C170 f'ra 10 3-63.76N mM C2 (70 F'ra Fa2d2/2) 10 3 172.359N m合成弯矩M ci. M(2 M C12150.923 N mM C2, M CM C22220.046 N m(4)画转矩图T2 543.35 N m1b/ °b,已知 b 600Mpa,(5)画当量弯矩图因单向回转，视转矩为脉动转矩,查表 12-1 可得 1 54Mpa、 °b 93Mpa, 1b/ 0b 54/93 0.581剖面C处的当量弯矩：M 'ci. M ( T2

17、)2349.910N mM 'C2, M C2 ( T2)2384.809N m(a)受力值图Ft2I F12:(b)水平直的受力和官 为区1193SlN-m1111111111 iei 111111(c)运直面的受力ff言 走图(d)合成三矩图(e)5E(f)当呈与矩变(6)判断危险剖面并验算强度a)剖面C当量弯矩最大，而且直径与相邻段相差不大，故剖面 C为危险面。C2 384 .809 N mMe0.1d354.0MPa384.809 10003 11.219MPa 1b 54Mpa0.1 703b)轴1的剖面虽仅受弯矩，但其直径最小,则该剖面为危险面Md.(T2)M D0.1d3

18、2T2315.6860.581 543.35 315.686MPa100030.1 5025.255MPa 11b所以轴的强度足够。4滚动轴承的选择与计算4.1 滚动轴承的选择高速轴和低速轴的轴承段的直径分别为50mm,55mmB轴的设计计算部分已经选用如下表所示深沟球轴承：轴号菱轴承处的轴径轴承型号I55mm滚动轴承 6211 GB/T276-94n60mm滚动轴承 6212 GB/T276-944.2 滚动轴承的校核由于低速轴的转矩大于高速轴，同时低速轴和高速轴的直径相差很小，所以只需校核低速轴的深沟球轴承。Fa4.2.1 轴的受力状况及轴承载荷计算水平面上支力FraFrb%/21954.

19、2Ndo垂直面上支力Fra( Fa2-2Fr2 70)/140910.821NFrb (Fa2 B Fr2 70)/140 2462.073N轴承所承受的径向载荷FR1 v；FrAFZ J1954.19752 (-910.821)22156.034NFr2,FRb FrB .1954.19752 2462.07323143.357N轴向外载荷Fa 1698.453N轴承的转速n=190.986r/min4.2.2 求当量动载荷低速轴受轴向载荷Fai Fa,则，P fp(XFR YFa)由教材表14-13可得,减速器中等冲击取力1.5查有关轴承手册可得。 p6212 轴承C0r 32.8 103

20、N,Cr 47.8 103N低速轴：Fai/C0r 1698.4530.05,32800可得 X 0. 56, Y 1. 7P fp(XFR2YFa) 1.5 (0.56 1551.055 1.7 1698.453) 5633.941N4.2.3求轴承寿命已知球轴承3、Cr 47.8 103N则Lh繇)106478003一)53295.927 h60 190.986 5633.941按两班制计算每天工作16小时，一年工作350天，则LY Lh 53295927 9.51价满足年限要求16 350 16 3505键连接的选择与计算5.1键连接的选择选择普通平键：轴代号公称直 径d (mm公称尺寸

21、b h(mm mm)长度L(mm)深度(mrm114X100GB/T1096 2003445014*91005.5214X100GB/T1096 2003445014X91005.5齿 轮18X63GB/T1096 2003586518X11637.05.2键连接的校核由教材10-1得键连接时的挤压应力p 110MPa ,由于低速轴的转矩大于 高速轴，而两者的直径相差很小，且对同一个轴来说，只需校核短键，所以只需 校核键 18X63GB/T1096 20034T2 1000 4 543.35 1000dhl65 11 4567.549MPa p 110Mpa式中：T为传递的转矩，T=543.3

22、5Nmd 为轴的直径，d=65mmh为键的高度，h=11mml为键的工作长度，l=L-b=45mmb为键的宽度，b=18mm所以键连接符合强度要求。6联轴器的选择6.1 联轴器的选择结合电动机的外伸直径d=55mm,高速轴和低速轴的最小直径分别为 45mm 和50mmo高速轴初选弹性套柱销联轴器 LT8联轴器 Y55 112GB/T4323,低Y45 112速轴选择弹性套柱销联轴器LT8联轴器Y45 112 GB/T 4323。Y45 1126.2 联轴器的校核因为低速轴所受的转矩较大，只校核低速轴T2 543.35N m ,考虑到转矩变化很小取KA 1.3。所以 Tc KaT2 1.3 54

23、3.35 706.355N m 1000N m ,联轴器符合其强度 要求。7润滑方式、润滑油牌号及密封方式的选择7.1 润滑方式的选择润滑方式有两种:2m/s时，采用油润滑;2m/s时,采用脂润滑dg3.14 71.963 730Vi 60 100060 1000润滑。2.751m/s所以小齿轮大齿轮均采用油7.2 密封方式的选择一般选用接触式密封：毡圈油封。8箱体及附件的结构设计和选择8.1 箱体的结构尺寸减速器铸造箱体的结构尺寸表名称符号结构尺寸（mm齿轮减速器箱座（体）壁厚8箱盖壁厚110箱座、箱盖、箱底座凸缘的厚度川也b 1.512, bi1.5 i 12, b22.520箱座、箱盖的

24、肋厚m,mim=8,m1=8轴承旁凸台的高度和半径h,RiH由结构要求来确定轴承座的外径D2凸缘式：低速轴D2 D 55.52地脚螺 钉直径与数目df单级减速器a三250ndf16通孔直径d；20沉头座直径Do45底座凸缘直径Cimin,30C2min,25连接螺 栓轴承旁连接螺栓直径d112箱座、箱盖连接螺栓 直径d28连接螺栓直径d8通孔直径, d13.5沉头座直径D18凸缘尺寸Gmin,20C2min,16定位销直径d6.4轴承蓬螺旬直径d38视空盖螺钉直径d46吊环螺钉直径d5由减速器的重量来确定，取16箱体外壁至轴承座断面的距离I144大齿轮顶圆与箱体内壁的跑离112齿轮断面与箱体内

25、壁的品喃21015取 10备注：1、a值代表两齿轮的中心距；2 、与减速器的级数有关，对于单级减速器，取 =1;3、0.0250.030 ,软尺面取 0.025 ,硬尺面 0.0304、当算出的 和1小于8mm时，取8mm。8.2 箱体附件的选择8.2.1 窥视孔及窥视盖的选择查表14-4,因为是单级a0250，则窥视孔及窥视盖的相关尺寸如下表（mm）11l2l314b1b2b3dR直 径孔数12010590-90756074458.2.2 油标指示装置的选择选择游标尺M16(16)，其具体尺寸如下表(mm)d(d 号) hgd1d2d3habcDD1M 12(12)4166351285262

26、28.2.3通气器的选择选才？ M12K 1.5,其具体尺寸如下表(mm)dDD1sLladM16X 1.52219.6172312258.2.4起吊装置的选择起重装置选为吊耳环和吊钩。对吊耳环(起吊箱盖用)，d = (1.82.5) 6,取为16mm R= (11.2) d取为16mme= (0.81 d取为 16mm b=2 6取为 16mm对吊钩，B=36mm H=28.8mm,h=14.4mm,r=9mm,b=16mm8.2.5 螺塞和封油垫的选择选择外六角螺塞、封油垫，M18X 1.5,具体尺寸见下表(mmddDesLhb1blcM14X 1.511.82320.8172512331.09设计小结六月的雨，潇潇洒洒，飘离落地。这本是一个离人消愁的季节，可是，对我们来说，一切都完全相反。六月的末旬，我们刚刚考完一系列考试，便火热的投入到机械设计基础的课程设计里。忙碌，紧张是我们的主旋