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

1、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 =122345 由机械设计课程设计指导书可知： 1：V带传动效率0.96 2：滚动轴承效率0.98（球轴承） 3：齿轮传动效率0.97 （8 级精度一般齿轮传动） 4：联轴器传动

2、效率0.99（齿轮联轴器）5：卷筒传动效率 0.96 由电动机到工作机的总效率=122345=0.87因此可知电动机的工作功率为：Pd=PW/=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；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/D r/min=106.95r/min按推荐的传动比合理范围，V带传动在（24）之间，一级圆柱齿轮传动在（36）之间，所以总传动比的合理范围i=624，故电动机的转速可选范围为nm=nWi=6422567 r/min，综合考虑电动机和传动

3、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=13.372、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=4.183、计算传动装置的运动参数和动力参数 （1） 各轴转速 轴 n=nm/i带=1430/3.2=446.88 r/min 轴 n=n/i减=446.88/4.18=106.9 r/min 卷筒轴 n=n=106.9r/mi

4、n（2） 各轴功率 轴 P Pd1=1.19kW轴 P P23=1.13kW 卷筒轴 P P4=1.10kW（3） 各轴转矩 轴 T=9550P/n=25.43Nm轴 T=9550P/n=100.95N卷筒轴T=9550P/n=98.27N四、V带设计设计参数应该满足带速5m/sV10m/s、小带轮包角120、一般带根数Z45等方面的要求。1、求计算功率Pc 查得 KA=1.2 Pc=Ka x Pd=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= i x dd1=3.271=227.2m

5、m 取dd2=228mm 带速V：V=dd1nm/601000 =711420/601000 =5.28m/s在525m/s范围内，带速合适。3、确定带长和中心矩 0. 7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2） 0. 7（71+228）a02（71+228） 所以有：209.3a0598 初步确定a0 =300mm 由 L0=2a0+（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）/4a0得：L0=2300+（71+228）/2+（228-71）2/4300 = 1108.91mm 确定基准长度Ld=1120mm 计算实际中心距aa0+Ld-L0/2=300+（1120-1108.91）/2 =

6、305.545mm4、验算小带轮包角 1=1800-（dd2-dd1）/a57.30 =1800-（228-71）/305.54557.30=150.5601200（适用）5、确定带的根数由n0=1420r/min dd1=71mm i=3.2 查得 P0=1.25kw P0=0.22kw 查得K=0.93 查得KL=0.93 由Z=Pc/p=KAP/（P0+P0）KKL得：Z=1.21.24/（1.25+0.22） 0.930.93 =1.17取Z=26、计算张紧力F0 查得q=0.07kg/m，则：F0=500Pc/（ZV）（2.5/K-1）+qV2 =5001.488/（21.4）（2.

7、5/0.93-1） +0.071.42N =157.53N 则作用在轴承的压轴力FQ：FQ=2ZF0sin1/2=22157.53sin150.560/2 =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（u1） /duH2）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=9.5

8、5x106x1.19/446.88=2.5x104Nmm 3.计算接触疲劳许用应力H H= Hmin Zn/sHmin查得Hlim1=610Mpa, Hlim2 =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 H1 =646.6 Mpa H2= 565 Mpa 试算小齿轮分度圆直径d1 选择d=1.1 1） / duH2）1/3 =69.58 mm 取70mm4.确定主要参数 1） 选小齿轮齿数 z1=30 大

9、齿轮齿数z2=30x4.18=123。2） 初选螺旋角=15o 3） 计算模数m0 m0= d1cos/ z1=69.58cos15o/302.23 mm 取m0=2.25mm 4）计算中心距a d2 = d1i齿=290.84mm a0=176.6mm 取a=180mm5）计算螺旋角 cos=m0（z1 + z2）/2a=0.95625 176）分度圆直径 d1= z1 （m0）/ cos=70.59mm d2= z2 （m0）/ cos=289.41mm 齿宽b b=dd1=1.1x70.59mm76.53mm 取b2 =80mm 则 b1 =85mm7） 计算圆周速度v。v=d1nI/6

10、0x1000=1.26m/s 因为 v6m/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/cos3=34.31Zv2=z2/cos3=140.67 得yfs1=4.1 yfs2=3.92）弯曲疲劳许用应力 bb bb= bblim/sflim x yN弯曲疲劳应力极限bblim1=490 paM bblim2=410 paM 弯曲疲劳寿命系数 yn1=1 yn2=2 弯曲疲劳最小安全系数S Flim=1bb1=490 Mpa bb2=410 Mpa 3）校核计算 bb1=1.6KT1Yfscos/bm0z1=124 bb1bb2= bb1yfs2/yfs1=

11、119 bb1 bb2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6 箱盖壁厚 15箱体凸缘厚度b9箱盖凸缘厚度b18机座底凸缘厚度b215地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径D116机盖与机座联接螺栓直径D210轴承端盖螺钉直径D3df，d1, d2至外机壁距离C126，22，16df，d2至凸缘边缘距离C224，14箱座高度h60外机壁至轴承座端面距离L1114大齿轮顶圆与内机壁距离1齿轮端

12、面与内机壁距离218箱盖、箱座肋厚m1,m5，4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217255HBs 抗拉强度极限 B=640Mpa 屈服极限s= 355MPa 弯曲疲劳极限-1=275MPa 许用弯曲应力-1=60MPa 取C0=110I轴：d1min=C0p1/n11/3=15.2mmII轴：d2min=C0p2/n21/3=24.1mm1、 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%）=25.305mm d2=30mm轴的结构设计联轴

13、器的计算转矩: Tca =KAT2查得KA=1.5 Tca=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=58mm2