广东石油化工学院机械设计基础课程设计任务书(二)

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：莫才颂目录一、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F=770NV=1.3m/sD=250mm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0.96η2：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=1.24KWPw=1.078KWη=0.87Pd=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。nW=106.95r/minPed=2.2kWnm=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Ⅰ轴nⅠ=nm/i带=1430/3.2=446.88r/minⅡ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=1.19kWⅡ轴PⅡPⅠ·η2·η3=1.13kW卷筒轴PⅢPⅡ·η2·η4=1.10kW（3）各轴转矩i=13.37i减=4.18nⅠ=446.88r/minnⅡ=106.9r/minnⅢ=nⅡ=106.9r/minPⅠ=1.19kWPⅡ=1.13kWPⅢ=1.10kWTⅠ=25.43N·mⅠ轴TⅠ=9550PⅠ/nⅠ=25.43N·mⅡ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/60×1000TⅡ=100.95N·mTⅢ=98.27N·mPc=1.488kWdd1=71mmdd2=228mmV=5.28m/s=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=305.545mm4、验算小带轮包角α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30=1800-（228-71）/305.545×57.30=150.5601200（适用）5、确定带的根数由n0=1420r/mindd1=71mmi=3.2a0=300mmL0=1108.91mmLd=1120mma=305.545mmα1=150.560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=26、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260HBS大齿轮材料为45钢正火处理硬度为215HBSZ=2FQ=609.43N(2)机器为一般工作机器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)1/31.选择载荷系数K=1.22.计算小齿轮传递的转矩T1=9.55x106xPI/nI=9.55x106x1.19/446.88=2.5x104N·mm3.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=7.8x108N2=N1/i齿=7.8x108/4.18=1.87x108Zn1=1.06,Zn2=1.13取sHmin=1[σH1]=646.6Mpa[σH2]=565MpaT1=2.5x104N·mmd1=70mm试算小齿轮分度圆直径d1选择φd=1.1d1≥(5902KT1(u±1)/φdu[σH]2)1/3=69.58mm取70mm4.确定主要参数1)选小齿轮齿数z1=30z2=30x4.18=123。2)初选螺旋角β=15o3)计算模数m0m0=d1cosβ/z1=69.58cos15o/30≈2.23mm取m0=2.25mm4)计算中心距ad2=d1i齿=290.84mm∴a0=176.6mm取a=180mm5)计算螺旋角cosβ=m0(z1+z2)/2a=0.9562517°6)分度圆直径d1=z1(m0)/cosβ=70.59mmd2=z2(m0)/cosβ=289.41mm齿宽bb=ψdd1=1.1x70.59mm≈76.53mmz1=30z2=123m0=2.25mma=180mmβ≈17°d1=70.59mmd2=289.41mmb2=80mmb1=85mmv=1.26m/s取b2=80mm则b1=85mm7)计算圆周速度v。v=πd1nI/60x1000=1.26m/s因为v＜6m/s8级精度合适。2、校核弯曲疲劳强度1)复合齿形因素yFsZv1=z1/cosβ3=34.31Zv2=z2/cosβ3=140.67yfs1=4.1yfs2=3.92)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]=410Mpa3)校核计算[σbb1]=1.6KT1Yfscosβ/bm0z1=124≤[σbb1][σbb1]=490Mpa[σbb2]=410Mpad1=70.59mmd2=289.41mm[σbb2]=[σbb1]yfs2/yfs1=119≤[σbb1][σbb2]综上可知小齿轮分度圆直径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δ6箱盖壁厚δ15箱体凸缘厚度b9箱盖凸缘厚度b18机座底凸缘厚度b215a=180mmB1=85mmB2=80mmm=2.25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D38df，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△18齿轮端面与内△218机壁距离箱盖、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=355MPaσ-1=275MPa[σ-1]=60MPa取C0=110I轴：d1min=C0〔p1/n1〕1/3=15.2mmII轴：d2min=C0〔p2/n2〕1/3=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%）=25.305mmd2=30mm轴的结构设计d1min=15.2mmd2min=24.1mmd2=30mm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L1=60mmdII-III=35mmLI-II=58mm短,取LI-II=58mm2）初步选择滚动轴承,因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用圆锥滚子轴承,参照工作要求并根据dII-III=35mm，由《设计手册》选取30208型轴承，尺寸:dxDxB=40x80x18，轴肩：damin=47mm故dⅢ-Ⅳ=dⅥ-Ⅶ=40mm，lⅥ-Ⅶ=22mm3）取安装齿轮处轴段IV的直径dⅣ-Ⅴ=45mm，齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位,已知齿轮轮毂的宽度为78mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短与轮毂宽度,故取lⅣ-Ⅴmm=76mm，齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度h＞0.1d=0.1x45=4.5mm。则轴环处的直径dⅤ-Ⅵ=45+2h=54mm＞damin=