机械设计基础课程设计说明书样本

1、武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书1传动方案分析12电动机的选择计算13传动装置的运动及动力参数的选择和计算 24齿轮传动的设计计算35轴的设计计算与联轴器的选择 66键连接的选择及计算 127滚动轴承的校核（低速轴轴承） 138润滑和密封方式的选择，润滑油和牌号的确定 149箱体及附件的结构设计和计算 1410设计小结 1611参考资料 161传动方案分析传动方案如下图，已由老师给定，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。1. 电动机2. 联轴器3. 斜齿圆柱齿轮减速器4. 卷筒5. 运输带2电动机的选择计算2.1电动机的选择根据动力源和工作要求，选丫系列

2、三相异步电动机。2.1.1电动机类型的选择 2.1.2电动机功率Pe的选择工作机所需有效功率 Pw = 旦 二5100 2.3二11.73KW。1000 1000由传动示意图可知：电动机所需有效功率Pd二Pw/式中，为传动装置的总效率=123 4 n。设"1，“2 ,3，耳4分别为弹性连轴器（2个）、闭式齿轮（设齿轮精度为8级）、滚动轴承（3对）、运输机卷筒的效率。查表得 3=0.99，口 2 = 0.97，口 3=0.99，n 4=0.96， 则传动装置的总效率=：2 334 = 0992 0.97 0.993 0.96 =0.886电动机所需有效功率Pd二巴二 口 =13.24K

3、W on 0.886查表选取电动机的额定功率 Pe为15KW o2武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书2.1.3电动机转速的选择工作机所需转速nw查表2-3知总传动比V 60 1000> Di =3 5.5。2.3 60 1000：. > 200=219.75r /min3武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书则电动机的满载转速nm 二 nw i =219.75 (3 5.5) = (659.25 1208.63) r/min 。查表选取满载转速为nm =970r/min同步转速为1000r/min的Y180L-6型电动机，则传动装置的总传动比汁農 “14，且查得电动机的数据及总

4、传动比如下电动机型号额定功率KW同步转速r/mi n满载转速r/minY180L-615KW1000r/min970r/min总传动比轴伸尺寸D X E中心高mm平键尺寸F X G4.41448mnX 110mm180mm14mnX 42.5mm3传动装置的运动及动力参数的选择和计算3.1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=4.4143.2传动装置的运动和动力参数计算3.2.1各轴的转速计算由传动示意图可知，轴I ,U,M,W的转速：n1 = nm = 970r /minn2 =n 970r/m inn3=1970219.75r / mini

5、 4.414n4 = n3 二 219.75r / min3.2.2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 ,U,M,W的输入功率：R =巳=13.24KWP2=Pd13=13.24 0.99 0.99 =12.98KWP3 P,23=12.98 0.97 0.99 =12.46KWP4 二 F3134 =12.46 0.99 0.99 0.96 =11.72KW323各轴的输入转矩计算轴I ，川，W的输入转矩:p13 24=9550匸=9550130.35N Mm970pip 98T2 =9550 - =9550127.79N Mn2970R1

6、2.46T3 =9550=9550541.49 N Mn3219.75p11 72"9550訂隔歸=509.33NM将上述结果列于下表中，以供查询轴号转速n r/min功率P KW转矩T N M传动比iI97013.24130.35i 1n97012.98127.79i - 4 414川219.7512.46541.49i =1IV219.7511.72509.334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 MIP2 =12.98KWn2 = 970r / minT2 =127.79N *MnPa =12.46KWn

7、3 = 219.75r /minT3 =541.49N 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HB1= 220HBS f im 1 = 220MPa h im 1 = 570MPan45钢调质hb2= 180HBS° F lim 2 = 200MPa62 = 530MPa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

8、循环次数（使用寿命为 10年）为：9N<| =60 n2 a t =60 970 10 300 8=1.39 108N2 =60 n3 a t =60 219.75 10 300 8 = 3.16 10查图得 YN1 =YN2 = 1, Z N1 = 1, ZN 2 = 1.1 ,设 mn 乞 5mm 取 丫$丁 =2,Yx1 二Yx2 =1,SFmin =1.6,SHmin =1.3, Zw =1 （两轮均为软齿面）可求得:J FP1- F lim 1 丫ST y y丫 N1 YX1SF min220 2 1 1 = 275MPa1.6FP2° F lim 2YST 丫 丫丫

9、N2 丫X2SF min= 200 2 1 1 =250MPa1.66武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书570 11J HP1HP 2hj1Zn1Zw = = 438.46MPaSH min1 3二 H lim 2530 1 1込1 ZN2Zw407.69MPaSH min1 34.4按接触疲劳强度进行设计4.4.1小齿轮的名义转矩T2 "27.79N4.4.2选取各系数并列表载荷系数齿宽系数重合度系数K=1.3 （斜齿轮电动机传动）咒=1 （软齿面）Z 厂 0.84.4.3初定齿轮的参数乙=21,Z2 = i 乙=4.414 21 =92.694，取 Z2 =9292u4.38

10、1, ： =10214.4.4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20.81.3 "29.794.381+1、754： 407.691.167.749mm 4.381d2 = u d1 =4.381 67.749 = 296.808mmd1 d267.749 296.808a 12182.279mm2 2所以a取圆整值为a=230mm；法向模数：2acos： =2 230 COS10 = 4.001mm,乙 Z221 92圆整为标准值mn =4mm。调整螺旋角*2笃乙）询沖42 =10.7°126 “° 42 44.

11、4.5计算齿轮的几何尺寸螺旋角2 -14 24 9 ,齿数 Zi =21,Z2 =92 ,法向模数mn二4mm ,中心距a = 230mm.分度圆直径：- - 85.487mm,d2 - - 374.513mm ,cos ：cos :齿顶圆直径：dad1 2mn = 93.487mm,da2 二 d2 2mn = 382.513mm ,齿根圆直径：df1 =d1 2.5mn =75.487mm,df2 =d2 2.5mn =364.513mm ,十宀b2 =咒6 =185.487=85.487,取b85mm齿宽：卄,4 = b2 +(5 10) =90 95mm,取d =90mm4.5校核齿根

12、弯曲疲劳强度Zv1当量齿数：Zv221 22 cos3 ：cos310.70126丄92JCOS3 ：cos310.70126查图得Yfs1二4.3,Yfs2二4.0 ,端面重合度 扌1 1 |二 1.88 - 3.2() cos： =1.7,IL乙乙再查图得Y =0.69，则F 22000 KT2dm； Z12000 1.3 129.7990 42214.3 0.69 = 33.109 ：二FP1= 275MPa畔YFS2Y' 20003 129.79 b2mn Z185 42214.0 0.69 =32.611 P1 =250MPa7武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书#武汉理工

13、大学机械设计基础课程设计说明书即齿根弯曲疲劳强度足够。#武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书4.6计算齿轮的圆周速度二 d1 n2二 85.487 970v4.3m/ s60 1000 600004.7齿轮的受力分析齿轮i,u的受力情况如下图所示:各力的大小分别为:圆周力：2000T22000 129.79已 二斤223036.485Nd185.487径向力：ta n_：:ntan 20Fn 二巴2 二卩廿丄=3036.4851124.751Ncos Pcos10.70126轴向力：Fa1 =Fa2 二 Ft1tan 1 =3036.485 tan 10.70126 =573.819N5轴的

14、设计计算与联轴器的选择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。查表知二b =650MPa5.2初算轴径轴I的轴径即为电动机外伸轴直径 D二48mm轴U （与齿轮I配合）：查表取C=117,并且安装联轴器处有一个键槽，故轴径dmin2"05 C'.Pf051173= 29 * 166亦轴川（与齿轮u配合）：查表取C=117并且安装联轴器处有一个键槽，故轴径-p /12 46几3占5 °3 人儿05 117 3 219.75 "7.196mm轴W:查表取C=117,并且安装联轴器处有一个键槽，故轴径dm"1*05 C3P4 n.&

15、quot;0535.3联轴器选择由电动机外伸轴径D =48mm及传动要求，公称转矩T T1 T2，查表选取TL7弹性 套柱销联轴器J48 84GB4323 _84，故取轴U与联轴器连接的轴径为 40mmJ 40 x 84因为轴川与轴W的最小轴径分别为 d min 3 = 47.196mm, dmin 4 = 46.242 mm并考虑传动要求，公称转矩Tn _T3 T4，查表选取YL10凸缘联轴器J48 6°GB5843-86，故轴川、轴J 48 x 60W与联轴器连接的的轴径均为 48mm5.4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

16、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n50mm滚动轴承6210 GB/T276-9460mm滚动轴承6212 GB/T276-945.5齿轮的结构设计5.5.1大齿轮因为齿顶圆直径：35mm： 200mm : da2 = 382.513mm ： 400mm，为了减轻重量和节约材料，并考虑机械性能，故大齿轮采用腹板式自由锻结构，且取与轴连接处的直径为53mm10武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书11武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书#武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书#武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书I =(1.2 1.5)d 二 do =0.25(Di -

17、di)G =(0.2 0.3)B :r =5、0 = (2.5 4)mn :d1 ： 1.6d =D0 = 0.5(D1d1)=C =0.3B =n = 0.5mn =ni =Di =df -2-o =5.5.2小齿轮因为齿顶圆直径：32mm ：、da1 = 93.487mm ： 400mm,故作成齿轮轴形式请自己选择一种齿轮结构，删除多余图片12武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书#武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书#武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书#武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书丨=(1.2 1.5)d =D0.5(D1d1)n = 0.5mn = 2d1 <-1

18、.6d =：;0 = 2.5mn -do =0.2(Di -di)二ni =5.6轴的设计计算轴径和轴长的设计5.6.1高速轴13武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书14武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书#武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书#武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书D7=60,L7=20562低速轴D6=74,L6=14D5=80,L5=10D3=60,L3=461D4=70,L4=118D2=60,L2=65D仁 50,L1=110#武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书5.7低速轴的校核5.7.1受力分析低速轴上齿轮的受力情况，已经分析清楚（见齿轮部分见4.7）水平

19、面的受力和弯矩图A垂直面的受力和弯矩图合成弯矩图转矩图当量弯矩图CFB656Nm276.326Nm53.750Nm29.067Nm=123.91NmT91.942Nm29.067NmT2=74.594NmFIFRA46.089Nm5.7.2轴承的支反力水平面上的支反力：Fra-Frb-FWZ.SN2 2垂直面上的支反力：Fra 二(Fa2d2/2) FR2 62.5/125 = 101.216NFrb =(Fa2d2/2) Fr2 62.5/125 = 433.778N5.7.3画弯矩图剖面C处水平面的弯矩：MC =62.5Fra 10 =27.656N *m垂直面上的弯矩：''

20、;_3M C1 = 62.5F ra 10= 6.326N *mM ;C2 =(62.5F'ra Fa2d2/2) 10“ = 46.089N m11武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书合成弯矩:M ci = Me ' M ci = 29.067 N * mMc2M C M C2 = 53.750N *m5.7.4 画转矩图T2 = 123.91 N m5.7.5画当量弯矩图因单向回转，视转矩为脉动循环，。已知匚b = 650MPa,查表得二丄b =59MPa,6b =98MPa，则;十儿/二ob =0602剖面C处的当量弯矩M C1 = M： （；汀2）2 二 Mc1 =

21、29.067N mM C2 = VM C2 + 0T2）2 = P53.7502 +（0.602如23.91）2 = 91.942N m5.7.6判断危险剖面并验算强度剖面C当量弯矩最大，而其直径与邻段相差不大，估剖面Me =mC2 = 91.942 N m,二b = 59.0 MPaC为危险剖面。已知Me0.1d391.942 100030.1 53= 6.176MPa 十b剖面D处的直径最小，估计该剖面也为危险剖面MD = _（；汀）2 =；汀=0.602 123.91 =74.594MPaMe0.1d374.594 10000.1 533= 5.01MPa :二 db所以其强度足够。6键

22、连接的选择及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，查表可得高速轴联轴器处选键C10X 50 GB1096-79，其挤压强度为二 p =50 60MPa4T2dhl4 24.67 100032 8 40=9.64MPa :二 p 12武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书#武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书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 50 GB1096-79，其挤压强度为4T2dhl4 123.91 100035 8 40= 44.25MPa#武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书#武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书低速轴齿轮处选键

23、C16X 50 GB1096-79，其挤压强度为#武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书13武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书4T24 123.91 1000j p27.5MPa R1 p dhl 53 10 34所以各键强度足够。7滚动轴承的校核（低速轴轴承）在轴的设计计算部分已经选用如下表所示深沟球轴承轴号装轴承处的轴径轴承型号n40mm滚动轴承6208 GB/T276-9445mm滚动轴承6209 GB/T276-947.1轴的受力状况及轴承载荷计算水平面上的支反力：Fra = Frb 二电=884.991 = 442.5N2 2垂直面上的支反力：Fra =(-Fa2d2/2) FR

24、2 62.5/125 = 101.216NFrb =(Fa2d2 /2) Fr2 62.5/125 = 433.778N轴承所承受的径向载荷Fp FRA FrA442.52101.2162 =453.928NFr2 = . fRb FrB 二.442.52433.7782 二 619.653N轴向外载荷Fa =227.272NL =3 300 8 = 7200h轴承的转速n=181.89r/min单班制工作，预期寿命3年，则7.2求当量动载荷查表取 fp =1.2,Cr =24.5KN,C°r =17.5KN按图，轴承I未承受轴向载荷，故 R rfpFp =1.2 453.928 =

25、544.714N轴承 U 受轴向载荷 Fa2 二 Fa ； Fa2/C°= 227.272/17500 =0.013，查表取e =0.2, Fa2/Fr2 =227.272/619.653 =0.367 e，查表取 X =0.56,Y =2.5,P2 = fp(XFR2 YFA2)=1.2 (0.56 619.6532.5 227.272) "098.22N p故仅计算轴承U的寿命即可。7.3求轴承的寿命= 1016846h L世(Cr0_ (迪尸60n P260 181.98 1098.22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，润滑油和牌号的确定8

26、.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=2.8m/s2m/s所以两个齿轮均采用油润滑，开油沟，油沟尺寸为a x bx c=8mM 8mm< 5mm查表，选择润滑油的黏度为118,选择油的代号为CKC 150 GB5903-868.2齿轮的润滑方式因为v =2.8m/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密圭寸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 38 JB/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螺栓直径d112mm箱盖壁厚S18mm轴沉头座直径D26mm承通孔直径d/13.5mm凸 缘 厚箱座b12mm旁凸缘尺寸C120mmC216mmB112mm连接 螺栓螺栓直径d210mm度箱盖箱体、沉头座直 径22mm底座B220mm箱座通孔直径11mm轴承旁高度h50mm螺栓间距l94mm凸台半