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1、武汉理工大学课程设计计算说明书武汉理工大学课程设计计算说明书- 1 -目目 录录一 总体设计 .- 3 -1.1 课程设计的目的 - 3 -1.2 原始数据及设计方案 - 4 -1.3 电动机的选择及功率的计算 - 5 -1.4 传动比的分配及参数的计算 - 6 -二 传动件的计算 .- 8 -2.1 斜齿轮传动设计 - 8 -2.2 锥齿轮传动 - 14 -三 轴的设计及校核 .- 17 -3.1 轴的设计 .- 17 -四 滚动轴承的计算 .- 27 -五 连接件的选择和计算 .- 28 -六 传动零件及轴承的润滑、密封的选择 .- 29 -6.1 齿轮润滑的选择 - 29 -6.2 滚动
2、轴承的润滑 - 30 -6.3 减速器的密封 - 30 -七 减速器箱体结构尺寸 .- 31 -八 参考文献 .- 32 -武汉理工大学课程设计计算说明书武汉理工大学课程设计计算说明书- 2 -一一 总体设计总体设计1.1 课程设计的目的课程设计的目的机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。课程设计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是： （1）通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与实际知识去分析和解决机械设计问题的能力。（2）学习机械设计的一般方法，掌握机械
3、设计的一般规律。 （3）通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件工作能力，确定尺寸和掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺，使用和维护要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件，机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。 （4）学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算，绘图，查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。武汉理工大学课程设计计算说明书武汉理工大学课程设计计算说明书- 3 -1.2 原始数据及设计方案原始数据及设计方案机器的工作条件:双班制工作，有轻微振动，示意图如下图所示。1.2.1 原始数据为：运输带拉力为 F=1155N运输带速度为：v=2.43m/s转筒直径为
4、：D=350mm使用年限:10 年,大修期三年1.2.2 传动方案武汉理工大学课程设计计算说明书武汉理工大学课程设计计算说明书- 4 -1.3 电动机的选择及功率的计算电动机的选择及功率的计算1选择电动机的类型按工作要求选用系列三相异步电动机，卧式封闭结构。电源的电压为380V。2选择电动机功率根据已知条件，工作机所需要的有效功率为：)(806. 2100043. 21155 1000kwkwFVPW其中 F: 运输带工作拉力V: 运输带工作速度电动机所需要的功率为:P0PPW0式中为传动系统的总功率: 滚筒轴承齿轮联轴器总322由1表 2-2 确定各部分效率为:轴承传动效率，圆柱齿轮传动效率
5、(设齿轮精度为 8 级) 99. 0轴承,运输滚筒传动效率,联轴器效率0.99联轴器,0.97齿轮96. 0滚筒代入上式得：86. 099. 097. 099. 096. 0322总电动机所需要的功率为:）（KWKWPPW226. 386. 0806. 20因载荷平稳,电动机额定功率略大于即可.查机械零件设计手册PmP0得电动机功率为 4kw。Pm武汉理工大学课程设计计算说明书武汉理工大学课程设计计算说明书- 5 -3确定电动机转速卷筒轴工作转速：min)(66.132min35043. 2100060100060rr DVnw二级减速器传动比 i 范围 8-40 倍，所以转速 n 取值范围为
6、：nw至min5 .794rmin4 .3972r所以，电动机选用 Y112M-4。1.4 传动比的分配及参数的计算传动比的分配及参数的计算1.1.总传动比总传动比85.1066.1321440nni w满 总2 2分配传动装置各级传动比分配传动装置各级传动比 因为 121 3 .ii同步转速（）1min额定功率（）kw满载转速（）1min起步转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩1500414402.22.2武汉理工大学课程设计计算说明书武汉理工大学课程设计计算说明书- 6 -85.1021iii总所以 高速级传动比： 75. 31i低速级传动比: 88. 22i3 3传动装置的运动和动力参数计算
7、传动装置的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速,功率和转矩计算如下:1） 转速 n轴（高速轴电动机轴）)min(14401rnn满轴(中间轴)min38475. 3144011 2rinn（轴(低速轴)min66.13288. 238422 3rinn（2） 功率 P)(226. 30KWP)161. 399. 099. 0226. 301KWPP（轴承联轴器)974. 299. 097. 0161. 312KWPP（轴承齿轮)857. 299. 097. 0974. 223KWPP（轴承齿轮3）转矩 T)(96.201440161. 39550955011 1mNnPT)(96.733849
8、74. 29550955022 2mNnPT武汉理工大学课程设计计算说明书武汉理工大学课程设计计算说明书- 7 -)(67.20566.132857. 29550955033 3mNnPT4）列表参数轴(高速轴)轴（中间轴）轴（低速轴）转速 n r/min1440384132.66功率 P (kw)3.163 2.9742.857转矩 T (N.m)20.9673.96205.67传动比 i3.752.88二二 传动件的计算传动件的计算2.1 斜齿轮传动设计斜齿轮传动设计1 选精度等级,材料及齿数.运输机一般工作机器速度不高,故选用 8 级精度,按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。(1)选择材料及
9、热处理方法：由参考文献教材（2）表 10-1 得选中碳钢: 45 钢武汉理工大学课程设计计算说明书武汉理工大学课程设计计算说明书- 8 -热处理方法:小齿轮调制处理(235HBS)、大齿轮正火(190HBS) 硬度差 HBS=235-190=45HBS(2)选小齿轮齿数201Z大齿轮齿数6 .5788. 220112iZZ(3)选取螺旋角初选螺旋角=142按齿面接触强度设计根据4按式(10-21)试算即 213121 .()tHE t dHKTZ Zudu(1)确定公式内的各计算值.试选载荷系数 ， 1 6 .tk88. 21iu由4图 10-30 选取区域系数 =2.433HZ由4图 10-
10、26 查得 10 751 .20 873 .则有 121 624 .小齿轮传递的转矩：mNT96.731查4表 10-7 选取齿宽系数 1d查4表 10-6 查得材料的弹性影响系数12189.8EZMPa=由4图 10-21 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1600limHMPa大齿轮的接触疲劳强度极限2550limHMPa由5式 10-13 计算应力循环次数武汉理工大学课程设计计算说明书武汉理工大学课程设计计算说明书- 9 -8 111063. 4)836581 (101.3316060LnNhi8921056. 232. 410106. 1N由4图 10-19 查得接触疲劳系数 ,
11、10 92 .HNk20 95 .HNk对接触疲劳强度计算,点蚀破坏后不会立即导致不能继续工作的后果,故可取 .1S按(10-12)计算接触疲劳许用应力: 1lim1 10.92 600552HN H HkMPaS2lim2 20.95 550522.5HN H HkMPaS许用接触应力:12 .552522.5537.2522HH HMPa(2)计算试计算小齿轮分度圆直径1tdmmdt1 .41)25.5378 .189433. 2(88. 2188. 2624. 11189706 . 1232 1计算圆周速度smVndt42. 210006014301 .41 10006011计算齿宽 b
12、 及模数ntmmmbdtd1 .411 .4111mmZdmt nt99. 12014cos1 .41cos11武汉理工大学课程设计计算说明书武汉理工大学课程设计计算说明书- 10 -475. 499. 125. 225. 2mnth18. 953. 34 .32hb计算纵向重合度10 3180 318 1 20141 586 .tan.tan.dZ计算载荷系数 K.由4表 10-2 查得使用系数1KA又根据 v=2.42,8 级精度，由4图 10-8 查得系数ms16. 1KV由表 10-4 查得 45. 1KH由图 10-13 查得 32. 1KF由4表 10-3 查得 4 . 1KKFH
13、故载荷系数 KKKKKHHVA3548. 245. 14 . 116. 11按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径.由5式(10-10a)得311KKdd ttmm4775.466 . 1 3548. 21 .413计算模数11cos47 cos142.26920ndmmmZ3按齿根弯曲强度设计由4式(10-17)2 132 12cos.FaSa n dFkTYY YmZ(1)确定计算参数计算载荷系数武汉理工大学课程设计计算说明书武汉理工大学课程设计计算说明书- 11 -144. 232. 14 . 116. 11KKKKKFFVA根据纵向重合度从4图 10-28 查得螺旋角影响系数 1 58
14、6 .0 88 .Y计算当量齿数1 1332021 8914.coscosVZZ73.6314cos58 cos332Zzv查取齿型系数和应力校正系数由4表 10-5 查得 72. 21YFa18. 22YFa57. 11YSa79. 12YSa计算大小齿轮的并加以比较.FaSaFY Y s1)由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限.1500FEMPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限.2380FEMPa2)由4图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数，10 86.FNk=20 89.FNk=3)计算弯曲疲劳许用应力,取弯曲疲劳安全系数 由4式 10-121 4 .s得:11 10.86 5003
15、07.141.4FNFE FkMPas22 20.89 380241.571.4FNFE FkMPas武汉理工大学课程设计计算说明书武汉理工大学课程设计计算说明书- 12 -故 1112 7244 1 56890 01397307 14.FaSaFY Y2222 2092 1 77540 01624241 57.FaSaFYY比较得大齿轮值大.(2)设计计算 2 12232 122cos.Fasa n dFkTYYYmZ3 22 01624. 0624. 1201)14(cos88. 018970144. 221.52mm对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳nm强度计算的法面模数,而,已经可以满足弯曲强mmmn5 . 2度，但为了同时
