广东石油化工学院机械设计基础课程设计任务书Word文件下载.docx

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皮带式输送机单向运转，载荷平稳，空载启动、二班制工作，运输带允许速度误差为5%，使用期限10年，小批量生产。

2）原始数据：

输送带拉力F=770N，带速V=1.3m/s，卷筒直径D=250mm

二、

电动机的选择

1、电动机类型的选择：

Y系列三相异步电动机（工作要求：

连续工作机器），卧式封闭结构。

2、选择电动机的容量

工作机的有效功率Pw为Pw=FV=0.77x1.4=1.078KW

从电动机到工作机传送带间的总效率为ηη=η1η22η3η4η5

由《机械设计课程设计指导书》可知：

η1：

V带传动效率0.96

η2：

滚动轴承效率0.98（球轴承）

η3：

齿轮传动效率0.97（8级精度一般齿轮传动）

η4：

联轴器传动效率0.99（齿轮联轴器）

η5：

卷筒传动效率0.96

由电动机到工作机的总效率η=η1η22η3η4η5=0.87

因此可知电动机的工作功率为：

Pd=PW/η=1.078/0.87kw=1.24KW

式中：

Pd——工作机实际所需电动机的输出功率，kW；

Pw——工作机所需输入功率。

kW；

η——电动机至工作机之间传动装置的总功率。

3、确定电动机转速

工作机卷筒轴的转速nW=60x1000xV/πDr/min=106.95r/min

按推荐的传动比合理范围，V带传动在（2～4）之间，一级圆柱齿轮传动在（3～6）之间，所以总传动比的合理范围i‘=6～24，故电动机的转速可选范围为nm=nW·

i‘=642～2567r/min，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比。

因此选定电动机型号为Y100L1-4，额定功率为Ped=2.2kW，满载转速nm=1430r/min。

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、传动装置的总传动比为

i=nm/nw=1430/106.95=13.37

2、分配各级传动比

因i=i带·

i减，初取i带=3.2，则齿轮减速器的传动比为

i减=i/i带=13.37/3.2=4.18

3、计算传动装置的运动参数和动力参数

（1）各轴转速

Ⅰ轴nⅠ=nm/i带=1430/3.2=446.88r/min

Ⅱ轴nⅡ=nⅠ/i减=446.88/4.18=106.9r/min

卷筒轴nⅢ=nⅡ=106.9r/min

（2）各轴功率

Ⅰ轴PⅠPd·

η1=1.19kW

Ⅱ轴PⅡPⅠ·

η2·

η3=1.13kW

卷筒轴PⅢPⅡ·

η4=1.10kW

（3）各轴转矩

Ⅰ轴TⅠ=9550PⅠ/nⅠ=25.43N·

m

Ⅱ轴TⅡ=9550PⅡ/nⅡ=100.95N·

卷筒轴TⅢ=9550PⅢ/nⅢ=98.27N·

四、V带设计

设计参数应该满足带速5m/s≤V≤10m/s、小带轮包角

α≥120°

、一般带根数Z≤4～5等方面的要求。

1、求计算功率Pc查得KA=1.2Pc=KaxPd=1.2X1.24=1.488kW

选用SPZ型窄V带

2、确定带轮基准直径，并验算带速，由设计标准取主动轮基准直径为dd1=71mm

从动轮基准直径dd2=ixdd1=3.2×

71=227.2mm取dd2=228mm

带速V：

V=πdd1nm/60×

1000=π×

71×

1420/60×

1000=5.28m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

3、确定带长和中心矩

0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）

0.7（71+228）≤a0≤2×

（71+228）

所以有：

209.3≤a0≤598

初步确定a0=300mm

由L0=2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）/4a0得：

L0=2×

300+π（71+228）/2+（228-71）2/4×

300=1108.91mm

确定基准长度Ld=1120mm计算实际中心距

a≈a0+Ld-L0/2=300+（1120-1108.91）/2=305.545mm

4、验算小带轮包角

α1=1800-（dd2-dd1）/a×

57.30=1800-（228-71）/305.545×

57.30=150.560>

1200（适用）

5、确定带的根数

由n0=1420r/mindd1=71mmi=3.2

查得

P0=1.25kw△P0=0.22kw

查得Kα=0.93查得KL=0.93

由Z=Pc/[p]=KAP/（P0+△P0）KαKL得：

Z=1.2×

1.24/（1.25+0.22）×

0.93×

0.93=1.17

取Z=2

6、计算张紧力F0

查得q=0.07kg/m，则：

F0=500Pc/（ZV）（2.5/Kα-1）+qV2=500×

1.488/（2×

1.4）×

（2.5/0.93-1）+0.07×

1.42N=157.53N

则作用在轴承的压轴力FQ：

FQ=2ZF0sinα1/2=2×

2×

157.53×

sin150.560/2=609.43N

五、齿轮的设计

1、选定齿轮材料及精度等级及齿数

（1）材料选择。

选择小齿轮材料为45调质处理硬度为260HBS大齿轮材料为45钢正火处理硬度为215HBS

（2）机器为一般工作机器速度不高故选用8级精度GB10095-88。

（3）按齿面接触疲劳强度设计

由设计计算公式

d1≥（5902KT1（u±

1）/φdu[σH]2）1/3

1.选择载荷系数K=1.2

2.计算小齿轮传递的转矩T1=9.55x106xPI/nI=9.55x106x1.19/446.88=2.5x104N·

mm

3.计算接触疲劳许用应力[σH]

[σH]=σHminZn/sHmin

查得σHlim1=610Mpa,σHlim2=500Mpa

接触疲劳Zn由公式N=60njtH得

N1=60x446.88x5x365x16=7.8x108

N2=N1/i齿=7.8x108/4.18=1.87x108

Zn1=1.06,Zn2=1.13

取sHmin=1[σH1]=646.6Mpa[σH2]=565Mpa

试算小齿轮分度圆直径d1选择φd=1.1

1）/φdu[σH]2）1/3

=69.58mm取70mm

4.确定主要参数

1）选小齿轮齿数z1=30大齿轮齿数z2=30x4.18=123。

2）初选螺旋角β=15o

3）计算模数m0

m0=d1cosβ/z1=69.58cos15o/30≈2.23mm

取m0=2.25mm

4）计算中心距ad2=d1i齿=290.84mm∴a0=176.6mm取a=180mm

5）计算螺旋角

cosβ=m0（z1+z2）/2a=0.95625β≈17°

6）分度圆直径

d1=z1（m0）/cosβ=70.59mmd2=z2（m0）/cosβ=289.41mm

齿宽bb=ψdd1=1.1x70.59mm≈76.53mm

取b2=80mm则b1=85mm

7）计算圆周速度v。

v=πd1nI/60x1000=1.26m/s因为v＜6m/s故取8级精度合适。

2、校核弯曲疲劳强度

1）复合齿形因素yFs

Zv1=z1/cosβ3=34.31

Zv2=z2/cosβ3=140.67得yfs1=4.1yfs2=3.9

2）弯曲疲劳许用应力[σbb]

[σbb]=σbblim/sflimxyN

弯曲疲劳应力极限σbblim1=490paMσbblim2=410paM

弯曲疲劳寿命系数yn1=1yn2=2

弯曲疲劳最小安全系数SFlim=1

[σbb1]=490Mpa[σbb2]=410Mpa

3）校核计算

[σbb1]=1.6KT1Yfscosβ/bm0z1=124≤[σbb1]

[σbb2]=[σbb1]yfs2/yfs1=119≤[σbb1][σbb2]

综上可知齿轮的设计参数如下

小齿轮分度圆直径d1=70.59mm

大齿轮分度圆d2=289.41mm

中心距a=180mm

小齿轮齿宽B1=85mm

大齿轮齿宽B2=80mm

模数m=2.25

名称

符号

尺寸mm

箱体壁厚

δ

6

箱盖壁厚

δ1

5

箱体凸缘厚度

b

9

箱盖凸缘厚度

b1

8

机座底凸缘厚度

b2

15

地脚螺钉直径

df

20

地脚螺钉数目

n

4

轴承旁联结螺栓直径

D1

16

机盖与机座联接螺栓直径

D2

10

轴承端盖螺钉直径

D3

df，d1,d2至外机壁距离

C1

26，22，16

df，d2至凸缘边缘距离

C2

24，14

箱座高度

h

60

外机壁至轴承座端面距离

L1

114

大齿轮顶圆与内机壁距离

△1

齿轮端面与内机壁距离

△2

18

箱盖、箱座肋厚

m1,m

5，4

轴承旁联接螺栓距离

s

尽量靠近以Md1和Md2互不

干涉为准一般s=D2

七、轴的设计

选取轴的材料为45钢调质处理，硬度217~255HBs抗拉强度极限σB=640Mpa屈服极限σs=355MPa弯曲疲劳极限σ-1=275MPa许用弯曲应力[σ-1]=60MPa

取C0=110

I轴：

d1min=C0〔p1/n1〕1/3=15.2mm

II轴：

d2min=C0〔p2/n2〕1/3=24.1mm

1、低速轴的设计计算

取低速轴最大转矩轴进行计算,校核.考虑有键槽,将直径增大5%,则:

d2min=24.1x（1+5%）=25.305mmd2=30mm

轴的结构设计

联轴器的计算转矩:

Tca=KAT2

查得KA=1.5Tca=1.5x100.95=151.425N·

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查《设计手册》,选择II轴与III轴联轴器为弹性柱销联轴器。

型号为LX2型联轴器，半联轴器I的孔径30mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm

（1）轴上零件的定位,固定和装配单级减速器中可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布.齿轮左面由套筒定位,右面由轴肩定位,联接以平键作为过渡配合固定,两轴承均以轴肩定位

（2）确定轴各段直径和长度

1）II-I段:

为了满足半联轴器的轴向定位要求,I-II轴段右端需制出一轴肩,故取II-III段的直径dII-III=35mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度:

L1=60mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故此段的长度应略短,取LI-II=58mm

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