廣東石油化工學(xué)院機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計任務(wù)書(二)

1、機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書設(shè)計題目：帶式運輸機的單級斜齒圓柱齒輪減速器班級：班姓名：學(xué)號：指導(dǎo)老師：莫才頌?zāi)夸浺弧?傳動方案擬定二、 電動機的選擇三、 計算總傳動比及分配各級的傳動比四、 V帶設(shè)計五、 齒輪的設(shè)計六、 減速器鑄造箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計七、 軸的設(shè)計八、 軸承校核計算九、 鍵的設(shè)計十、 潤滑與密封十一、設(shè)計小結(jié)十二、參考文獻計 算 及 說 明結(jié) 果一、 傳動方案擬定題目：帶式輸送機一級斜齒圓柱齒輪減速器1） 工作條件：皮帶式輸送機單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，空載啟動、二班制工作，運輸帶允許速度誤差為5%，使用期限10年，小批量生產(chǎn)。2） 原始數(shù)據(jù)：輸送帶拉力F=770N，帶速V=1.3m

2、/s，卷筒直徑D=250mm二、 電動機的選擇1、 電動機類型的選擇：Y系列三相異步電動機（工作要求：連續(xù)工作機器），臥式封閉結(jié)構(gòu)。2、 選擇電動機的容量 工作機的有效功率Pw為Pw=FV=0.77x1.4=1.078KW從電動機到工作機傳送帶間的總效率為 =122345 由機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書可知： 1：V帶傳動效率0.96 2：滾動軸承效率0.98(球軸承) 3：齒輪傳動效率0.97 (8 級精度一般齒輪傳動) 4：聯(lián)軸器傳動效率0.99(齒輪聯(lián)軸器)5：卷筒傳動效率 0.96 由電動機到工作機的總效率=122345=0.87因此可知電動機的工作功率為： Pd=PW/=1.078/0.8

3、7kw=1.24KW式中：Pd工作機實際所需電動機的輸出功率， kW； Pw工作機所需輸入功率。 kW； 電動機至工作機之間傳動裝置的總功率。3、確定電動機轉(zhuǎn)速工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速nW=60x1000xV/D r/min=106.95r/min按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動在(24)之間，一級圓柱齒輪傳動在（36）之間，所以總傳動比的合理范圍i=624，故電動機的轉(zhuǎn)速可選范圍為nm=nW·i=6422567 r/min，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及帶傳動和減速器的傳動比。因此選定電動機型號為Y100L1-4，額定功率為Ped =2.2kW，滿載轉(zhuǎn)速nm=1430r/min

4、。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比 1、傳動裝置的總傳動比為i=nm/nw=1430/106.95=13.372、分配各級傳動比 因i=i帶·i減，初取i帶=3.2，則齒輪減速器的傳動比為 i減=i/i帶=13.37/3.2=4.183、計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù) （1） 各軸轉(zhuǎn)速 軸 n=nm/i帶=1430/3.2=446.88 r/min 軸 n=n/i減=446.88/4.18=106.9 r/min 卷筒軸 n=n=106.9r/min（2） 各軸功率 軸 PPd·1=1.19kW軸 PP·2·3=1.13kW 卷筒軸 PP·

5、2·4=1.10kW（3） 各軸轉(zhuǎn)矩 軸 T=9550P/n=25.43N·m軸 T=9550P/n=100.95N·m卷筒軸T=9550P/n=98.27N·m四、V帶設(shè)計設(shè)計參數(shù)應(yīng)該滿足帶速5m/sV10m/s、小帶輪包角120°、一般帶根數(shù)Z45等方面的要求。1、求計算功率Pc 查得 KA=1.2 Pc=Ka x Pd=1.2X1.24=1.488kW選用SPZ型 窄V帶2、確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速，由設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)取主動輪基準(zhǔn)直徑為dd1=71mm 從動輪基準(zhǔn)直徑dd2= i x dd1=3.2×71=227.2mm 取dd2=

6、228mm 帶速V：V=dd1nm/60×1000 =×71×1420/60×1000 =5.28m/s在525m/s范圍內(nèi)，帶速合適。3、確定帶長和中心矩 0. 7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2) 0. 7(71+228)a02×(71+228) 所以有：209.3a0598 初步確定a0 =300mm 由 L0=2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)/4a0得： L0=2×300+(71+228)/2+(228-71)2/4×300 = 1108.91mm 確定基準(zhǔn)長度Ld=1120mm 計算實際中

7、心距aa0+Ld-L0/2=300+（1120-1108.91）/2 =305.545mm4、驗算小帶輪包角 1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30 =1800-（228-71）/305.545×57.30=150.560>1200（適用）5、確定帶的根數(shù)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=1.2×1.24/(1.25+0.22) ×0.93×0.93 =1.17取Z=2

8、6、計算張緊力F0 查得q=0.07kg/m，則： F0=500Pc/（ZV）（2.5/K-1）+qV2 =500×1.488/（2×1.4）×(2.5/0.93-1) +0.07×1.42N =157.53N 則作用在軸承的壓軸力FQ： FQ=2ZF0sin1/2=2×2×157.53×sin150.560/2 =609.43N五、齒輪的設(shè)計1、選定齒輪材料及精度等級及齒數(shù) (1)材料選擇。選擇小齒輪材料為45 調(diào)質(zhì)處理硬度為260HBS大齒輪材料為45鋼 正火處理 硬度為215HBS(2)機器為一般工作機器速度不高故選用

9、8級精度GB10095-88。 (3)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 由設(shè)計計算公式d1 (5902KT1(u±1) /duH2)1/3 1.選擇載荷系數(shù)K=1.2 2.計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=9.55x106xPI/nI=9.55x106x1.19/446.88=2.5x104N·mm 3.計算接觸疲勞許用應(yīng)力H H= Hmin Zn/sHmin查得Hlim1=610Mpa, Hlim2 =500Mpa接觸疲勞Zn 由公式 N=60njtH得 N1=60x446.88x5x365x16=7.8x108 N2=N1/i齒=7.8x108/4.18=1.87x108 Zn1=1.

10、06, Zn2=1.13取sHmin =1 H1 =646.6 Mpa H2= 565 Mpa 試算小齒輪分度圓直徑d1 選擇d=1.1 d1 (5902KT1(u±1) / duH2)1/3 =69.58 mm 取70mm4.確定主要參數(shù) 1) 選小齒輪齒數(shù) z1=30大齒輪齒數(shù)z2=30x4.18=123。 2) 初選螺旋角=15o 3) 計算模數(shù)m0m0= d1cos/ z1=69.58cos15o/302.23 mm 取m0=2.25mm 4)計算中心距a d2 = d1i齒=290.84mm a0=176.6mm 取a=180mm5)計算螺旋角 cos=m0(z1 + z2

11、)/2a=0.95625 17°6)分度圓直徑 d1= z1 (m0)/ cos=70.59mm d2= z2 (m0)/ cos=289.41mm 齒寬b b=dd1=1.1x70.59mm76.53mm 取b2 =80mm 則 b1 =85mm7) 計算圓周速度v。 v=d1nI/60x1000=1.26m/s 因為v6m/s故取8級精度合適。2、校核彎曲疲勞強度 1)復(fù)合齒形因素yFs Zv1=z1/cos3=34.31Zv2=z2/cos3=140.67 得yfs1=4.1 yfs2=3.92)彎曲疲勞許用應(yīng)力 bb bb= bblim/sflim x yN彎曲疲勞應(yīng)力極限b

12、blim1=490 paMbblim2=410 paM 彎曲疲勞壽命系數(shù) yn1=1 yn2=2 彎曲疲勞最小安全系數(shù)S Flim=1bb1=490 Mpa bb2=410 Mpa 3)校核計算 bb1=1.6KT1Yfscos/bm0z1=124 bb1bb2= bb1yfs2/yfs1=119 bb1 bb2綜上可知齒輪的設(shè)計參數(shù)如下 小齒輪分度圓直徑d1=70.59mm 大齒輪分度圓d2=289.41mm 中心距 a=180mm 小齒輪齒寬B1=85mm 大齒輪齒寬B2=80mm模數(shù)m=2.25六、 減速器鑄造箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計名稱符號尺寸mm箱體壁厚6 箱蓋壁厚 15箱體凸緣厚度b

13、9箱蓋凸緣厚度b18機座底凸緣厚度b215地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑D116機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑D210軸承端蓋螺釘直徑D38df，d1, d2至外機壁距離C126，22，16df，d2至凸緣邊緣距離C224，14箱座高度h60外機壁至軸承座端面距離L1114大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離18齒輪端面與內(nèi)機壁距離218箱蓋、箱座肋厚m1,m5，4軸承旁聯(lián)接螺栓距離s盡量靠近以Md1和Md2互不干涉為準(zhǔn)一般s=D2七、軸的設(shè)計選取軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度217255HBs 抗拉強度極限 B=640Mpa 屈服極限s= 355MPa彎曲疲勞極限-1=275MPa許用彎曲

14、應(yīng)力-1=60MPa 取C0=110I軸：d1min=C0p1/n11/3=15.2mmII軸：d2min=C0p2/n21/3=24.1mm1、 低速軸的設(shè)計計算 取低速軸最大轉(zhuǎn)矩軸進行計算,校核.考慮有鍵槽,將直徑增大5%,則:d2min=24.1x（1+5%）=25.305mm d2=30mm軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩: Tca =KAT2查得KA=1.5 Tca=1.5x100.95=151.425N·m按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,查設(shè)計手冊, 選擇II軸與III軸聯(lián)軸器為彈性柱銷聯(lián)軸器。型號為LX2型聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器I的孔徑30mm，半聯(lián)軸器長度L=82mm，

15、半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=60mm(1)軸上零件的定位,固定和裝配單級減速器中可以將齒輪安排在箱體中央,相對兩軸承對稱分布.齒輪左面由套筒定位,右面由軸肩定位,聯(lián)接以平鍵作為過渡配合固定,兩軸承均以軸肩定位(2)確定軸各段直徑和長度 1）II-I段:為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,I-II軸段右端需制出一軸肩,故取II-III段的直徑dII-III=35mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度:L1=60mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故此段的長度應(yīng)略短,取LI-II=58mm2）初步選擇滾動軸承,因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用 ,故選用圓錐滾子軸承,參照工作要求并

16、根據(jù)dII-III=35mm，由設(shè)計手冊選取30208型軸承，尺寸:d x D x B =40x80x18，軸肩：damin=47mm故d-=d-=40mm，l-=22mm3）取安裝齒輪處軸段IV的直徑d-=45mm，齒輪右端與右軸承之間采用套筒定位,已知齒輪輪轂的寬度為78mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短與輪轂寬度,故取l-mm=76mm，齒輪右端采用軸肩定位,軸肩高度h0.1d=0.1x45=4.5mm。則軸環(huán)處的直徑d-=45+2h=54mmdamin=47mm 軸環(huán)寬度b1.5h=6.75mm,取l-=7mm，d-Da=73mm即軸肩處軸徑小于軸承內(nèi)圈外徑,便于拆卸軸承

17、. 4）取l-=78mm5）取齒輪距箱體內(nèi)壁距離為:a=18mml-=22+a+（78-76）=42mm至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度.(3)軸上零件的周向定位 齒輪,半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接 按d-=45mm查手冊得:平鍵截面b x h=14x9,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為: 63 mm.為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性,查設(shè)計手冊選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6 半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接,選用平鍵為:12x7x50,半聯(lián)軸器與軸的配合為:H7/k6滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為m6(4)確定軸上圓角和倒角尺寸, 取軸端倒角為:2x450,

18、過度圓角半徑全部去r=1mm2、高速軸的設(shè)計計算1）考慮有鍵槽,將直徑增大d1min=15.2x（1+5%）=15.96mm d1=20mm取L-=58mm 處為定位軸肩，d-=20+20*0.07*2=22.8mm取d-=25mm L-=70mm2）初步選擇滾動軸承由設(shè)計手冊選取30205型軸承，尺寸:dxDxB=25x52x15，軸肩damin=31mm，III處為非定位軸肩，取d-=d-=25mm，L-=L-=20mm處為定位軸肩，d-=25+25*0.1*2=30mmd-=d-=30mm，L-=L-=12mmd-=48mm，L-=85mm3）軸上零件的周向定位 帶輪,采用平鍵聯(lián)接按d1

19、=20mm 查手冊得:平鍵截面bxh=8x7,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為:36mm.為了保證帶輪與軸配合有良好的對中性,查設(shè)計手冊選擇帶輪輪轂與軸的配合為：H7/n6.滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為:m64)確定軸上圓角和倒角尺寸, 取軸端倒角為:2x450,過度圓角半徑全部去r=1mm3、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度。1）計算作用在軸上的力 大齒輪受力分析 圓周力：Ft2=2T2/d2=2x100.95x103/289.41=698N徑向力：Fr2=Ft2 xtann/cos=266N軸向力：Fa2=Ft2tan=698xtan170=213N2）計算支反力

20、水平面：F1H=F2H=Ft2/2=698/2=349N垂直面：F2v=（Fr2xL1-Fa2xd/2）/L1=-140NF1V=Fr2-F2v=405N3）求垂直面的彎矩M2v=F2VxL1/2=5.32 N·mM1v=F1VxL1/2=15.39 N·m4)求水平彎矩：M1H=M2H=F1HxL1/2=13.26 N·m5)求軸傳遞的扭矩：T=Ft2·d/2=26.52 N·m6)求合彎矩:M=(M1A2+M1H2)1/2=19.63 N·m7)求危險截面的彎矩當(dāng)量：Me=(M2+(T)2)½ =21.7 N·

21、m 8)計算危險截面處軸的直徑：d(Me/0.1-1b)1/3=1.5mm 安全八、軸承校核計算1.軸承的選擇 軸承1單列圓錐滾子軸承30205GB/T 297-1994 軸承2單列圓錐滾子軸承30208GB/T 297-19942.校核軸承1）圓錐滾子軸承30205查設(shè)計手冊得Cr=102KN，Cr=130KN，取fp=1.5，F(xiàn)R=（FAV2+FAH2）1/2FR3=（FAV22+FAH22）1/2=3459.87NFR4=(FBV22+FBH22)1/2=5003.66N由設(shè)計手冊查得30212圓錐滾子軸承y值為1.5. 由課本公式得軸承的派生軸向力FS3=FR3/2y=1153.29N

22、,FS4=FR4/2y=1667.89N因FS3+Fa2FS4，故1為松邊。作用在軸承上的總的軸向力為：FA3=FS3=1153.29N,FA4=FS4+Fa2=3296.85N查得：e=0.4，F(xiàn)A3/FR3=0.33e， x3=1，y3=0，F(xiàn)A4/FR4=0.66e，得：x4=0.4，y4=1計算當(dāng)量動載荷：P3=1.5*（1*3459.87）=5189.81NP4=1.5*（0.4*5003.66+1*3296.85）=7947.47P3計算軸承壽命，得Lh=16670/n（Cr/p） 取：=10/3（滾子軸承）則：Lh2=16670/85（90.8*103/7947.47）10/3=

23、1303597751hLh=12000h2）圓錐滾子軸承30208查設(shè)計手冊得Cr=63KN，Cr=74KN，取fp=1.5，F(xiàn)R=（FAV2+FAH2）1/2FR3=（FAV22+FAH22）1/2=2925.18NFR4=(FBV22+FBH22)1/2=3264.76N由設(shè)計手冊查得30212圓錐滾子軸承y值為1.5. 由課本公式得軸承的派生軸向力FS1=FR1/2y=975.06N,FS2=FR2/2y=1088.25N因FS1+Fa1FS2，故1為松邊。作用在軸承上的總的軸向力為：FA1=FS1=975.06N,FA2=FS2+Fa1=2838N查得：e=0.37，F(xiàn)A1/FR1=0

24、.33e， x1=1，y1=0，F(xiàn)A2/Fr2=0.66e，得：x4=0.4，y4=1計算當(dāng)量動載荷：P1=1.5*（1*3459.87）=4387.77NP2=1.5*（0.4*3264.76+1*2838）=6215.856P1計算軸承壽命，得Lh=16670/n（Cr/p） ?。?10/3（滾子軸承）則：Lh2=16670/340（63*103/6215.856）10/3Lh=12000h九、鍵的設(shè)計1.輸入軸：鍵8x7，GB/T，C型2.大齒輪：鍵14x9，GB/T，A型3.輸出軸：鍵12x7，GB/T，C型查機械設(shè)計 p=120Mpa 強度條件：4T/dhl

25、p校鍵1：0=4T/dhl=4*202000/（32*7*（36-5）=116.3Mpap鍵2：0=4T/dhl=4*771000/（65*9*（63-18）=95.85Mpap鍵3：0=4T/dhl=4*771000/（50*7*（63-8）=112.15Mpap所有鍵均符合要求十、潤滑與密封1.齒輪的潤滑 采用浸油潤滑由于為單級圓柱齒輪減速器速度<12m/s，當(dāng)m<20 時浸油深度h約為1個齒高，但不小于10mm。 2.潤滑油的選擇 齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利考慮到該裝置用于小型設(shè)備選用GB443-89全損耗系統(tǒng)用油L-AN15潤滑油。 3.密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易

26、于調(diào)整采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。十一、設(shè)計小結(jié)這次關(guān)于帶式運輸機上的單級圓柱齒輪減速器的課程設(shè)計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實踐考驗對于提高我們機械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用處。通過兩個星期的設(shè)計實踐使我對機械設(shè)計有了更多的了解和認(rèn)識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎(chǔ)。 1機械設(shè)計是機械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜合性相當(dāng)強的技術(shù)課程它融機械制圖、機械設(shè)計基礎(chǔ)、工程力學(xué)、機械制造一體使我們能把所學(xué)的各科的知識融會貫通，更加熟悉機械類知識的實際應(yīng)用。 2這次的課程設(shè)計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設(shè)

27、計思想;訓(xùn)練綜合運用機械設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實際反系和解決工程實際問題的能力;鞏固、加深和擴展有關(guān)機械設(shè)計方面的知識等方面有重要的作用。 3在這次的課程設(shè)計過程中,綜合運用先修課程中所學(xué)的有關(guān)知識與技能,結(jié)合各個教學(xué)實踐環(huán)節(jié)進行機械課程的設(shè)計,一方面,逐步提高了我們的理論水平、構(gòu)思能力、工程洞察力和判斷力,特別是提高了分析問題和解決問題的能力,為我們以后對專業(yè)產(chǎn)品和設(shè)備的設(shè)計打下了寬廣而堅實的基礎(chǔ)。 4本次設(shè)計得到了指導(dǎo)老師的細(xì)心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導(dǎo)和幫助。 5設(shè)計中還存在不少錯誤和缺點需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機械設(shè)計的知十二、參考文獻1 楊可楨程光蘊 李仲生機械設(shè)計基礎(chǔ)第五版北京高等教育出版社2005 2 王慧呂宏機械設(shè)計課程設(shè)計 北京大學(xué)出版社2011F=770NV=1.3m/sD=250mmPw=1.078KW=0.87Pd=1.24KWnW=106.95r/minPed =2.2kWnm=1430r/mini=13.37i減=4.18n=446.88 r/minn=106.9 r/minn=n=106.9r/minP=1.19kWP=1.13kWP=1.10kWT=25.43N·mT=100.95N·mT=98.27N·mPc=1.488kWdd1=