广东石油化工学院机械设计基础课程设计任务书.docx
《广东石油化工学院机械设计基础课程设计任务书.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《广东石油化工学院机械设计基础课程设计任务书.docx（19页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
广东石油化工学院机械设计基础课程设计任务书
机械设计课程设计计算说明书
设计题目：
带式运输机的单级斜齿圆柱齿轮减速器
班级：
班
姓名：
学号：
指导老师：
莫才颂
一、传动方案拟定
二、电动机的选择
三、计算总传动比及分配各级的传动比
四、V带设计
五、齿轮的设计
六、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计
七、轴的设计
八、轴承校核计算
九、键的设计
一十、润滑与密封
十一、设计小结
十二、参考文献
计算及说明
结果
一、传动方案拟定
题目：
带式输送机一级斜齿圆柱齿轮减速器
1）工作条件：
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·η2·η4=1.10kW
（3）各轴转矩
Ⅰ轴TⅠ=9550PⅠ/nⅠ=25.43N·m
Ⅱ轴TⅡ=9550PⅡ/nⅡ=100.95N·m
卷筒轴TⅢ=9550PⅢ/nⅢ=98.27N·m
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
d1≥（5902KT1（u±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
六、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计
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
8
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
8
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·m
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
2
升级会员 