機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計設(shè)計一臺帶式運輸機中使用的單級直齒圓柱齒輪減速器

1、機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計學院：食品工程學院專業(yè)：能源與動力工程班級：能源本1301姓名：學號：指導老師： 2014年12月機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書計算過程及計算說明一、傳動方案擬定設(shè)計一臺帶式運輸機中使用的單級直齒圓柱齒輪減速器（1） 工作條件：使用年限8年，2班工作制，原動機為電動機，齒輪單向傳動，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。（2） 原始數(shù)據(jù)：運輸帶傳遞的有效圓周力f=1175n，運輸帶速度v=1.65m/s，滾筒的計算直徑d=260mm，工作時間8年，每年按300天計，2班工作（每班8小時）二、電動機選擇1、電動機類型的選擇： y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：總=帶3

2、軸承齒輪聯(lián)軸器滾筒=0.950.99230.970.990.96=0.8549(2)電動機所需的工作功率：p工作=fv/（1000總）=11751.65/(10000.960)=2.023、確定電動機轉(zhuǎn)速：計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n筒=601000v/d=44.59r/min按手冊p725表14-34推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍ia=840。取v帶傳動比i1=24，則總傳動比理時范圍為ia=620。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=ian筒=（620）47.75=286.5955r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1500r/min。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由機械設(shè)計課程設(shè)計p167表

3、14-5查出有三種適用的電動機型號：綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，則選n=1500r/min。4、確定電動機型號根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定型號為y100l2-4的三相異步電動機。其主要性能：額定功率：3.0kw，滿載轉(zhuǎn)速1420r/min，額定轉(zhuǎn)矩2.0。質(zhì)量35kg。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/44.5931.852、分配各級傳動比（1） 據(jù)手冊p725表14-34，取齒輪i齒輪=3 （單級減速器i=35合理）（2） i總=i齒輪i帶i帶=i總/i齒輪=17.05/3.010.

4、61四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min） 1420/3.0473.33r/min473.33/3.71127.58r/min/127.58/2.86=44.60 r/min2、 計算各軸的功率（kw）2.700.962.592kw22.5920.980.952.413kw22.4130.980.952.247kw3、 計算各軸扭矩（nmm） 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550 =95502.7/1420=18.16 nm所以: =18.163.00.96=52.30 nm=52.303.710.960.98=182.55 nm=182.552.860.980.95=486.07n

5、m輸出轉(zhuǎn)矩：0.98=52.300.98=51.25 nm0.98=182.550.98=178.90 nm0.98=486.070.98=473.35nm五、傳動零件的設(shè)計計算1、皮帶輪傳動的設(shè)計計算 （1）、選擇普通v帶截型由課本p218表13-8得：ka=1.1pc=kap=1.12.7=2.97kw由課本p219圖13-15得：選用z型v帶 （2）、確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由機械設(shè)計課程設(shè)計p219圖13-15得，推薦的小帶輪基準直徑為75140mm則取dd1=140mmdmin=90mm由機械設(shè)計課程設(shè)計p219表13-9，取dd2=264.6mm實際從動輪轉(zhuǎn)速n2=n1dd1/

6、dd2=142090/265=482.26r/min帶速v：v=dd1n1/(601000)=90*1420/(601000)=6.69m/s在525m/s范圍內(nèi)，帶速合適。(3)、確定v帶基準長度ld和中心矩a初步選取中心距a0=1.5（d1+d2）=1.5(90+265)=532.5mm取a0=535mm符合0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)由機械設(shè)計基礎(chǔ)p220得帶長：l0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2532.5+1.57(90+265)+(265-90)2/（4535） =1622.4mm根據(jù)機械設(shè)計基礎(chǔ)p212表（13-2）對a

7、型帶取ld=1800mm根據(jù)機械設(shè)計基礎(chǔ)p220式（13-16）得：aa0+（ld-l0）/2=532.5+（1800-1622.4）/2 =621mm(4)驗算小帶輪包角 （5）確定帶的根數(shù) z根據(jù)機械設(shè)計基礎(chǔ)p214表（13-3）p0=0.35kw根據(jù)機械設(shè)計基礎(chǔ)p216表（13-5）p0=0.03kw根據(jù)機械設(shè)計基礎(chǔ)p217表（13-7）k=0.954根據(jù)機械設(shè)計基礎(chǔ)p212表（13-2）kl=1.18由機械設(shè)計基礎(chǔ)p218式（13-15）得z=pc/p0=pc/(p0+p0)kkl 取7根(6)計算軸上壓力由機械設(shè)計基礎(chǔ)p212表13-1查得帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m，由式（1

8、3-17）單根v帶的初拉力：則作用在軸承的壓力fq，由機械設(shè)計基礎(chǔ)p221式（13-18）v帶標記 z 1800 gb/t11544-1997 齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪（1）齒輪材料及熱處理 材料：小齒輪選用45#鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280hbs 取小齒數(shù)=24大齒輪選用45#鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240hbs z=z=3.7124=89.04 取z=90 齒輪精度按gb/t100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設(shè)計確定各參數(shù)的值:試選=1.6查課本選取區(qū)域系數(shù) z=2.

9、433 由課本 則由課本公式計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)n=60nj =60473.331（283008）=1.0910hn= =4.4510h #(3.25為齒數(shù)比,即3.25=)查課本圖得：k=0.93 k=0.96齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)s=1,應(yīng)用公式得:=0.93550=511.5 =0.96450=432 許用接觸應(yīng)力 查課本由表得： =189.8mp 由表得: =1t=95.510=95.5102.47/473.33=6.410n.m3.設(shè)計計算小齒輪的分度圓直徑d=計算圓周速度計算齒寬b和模數(shù)計算齒寬b b=53.84mm計算摸數(shù)m 初選螺旋角=14=計算齒寬與高之比齒高

10、h=2.25 =2.252.00=4.50 = =11.96計算縱向重合度=0.318=1.903計算載荷系數(shù)k使用系數(shù)=1根據(jù),7級精度, 查課本由表10-8得動載系數(shù)k=1.07,查課本由表10-4得k的計算公式:k= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231053.84=1.54查課本由表10-13得: k=1.35查課本由表10-3 得: k=1.2故載荷系數(shù):kk k k k =11.071.21.54=1.98按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=53.84=57.08計算模數(shù)=4. 齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由彎曲強度的設(shè)計公式 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值

11、 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩48.6knm 確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取z24，zi z3.712489.04傳動比誤差 iuz/ z90/243.75i15，允許計算當量齒數(shù)zz/cos24/ cos1426.27 zz/cos90/ cos1498.90 初選齒寬系數(shù) 按對稱布置，由表查得1 初選螺旋角 初定螺旋角 14 載荷系數(shù)kkk k k k=11.071.21.351.73 查取齒形系數(shù)y和應(yīng)力校正系數(shù)y查課本由表得:齒形系數(shù)y2.592 y2.211 應(yīng)力校正系數(shù)y1.596 y1.774 重合度系數(shù)y端面重合度近似為1.88-3.2（）1.883.2（1/241/90）cos141.66

12、arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos14）20.6469014.07609因為/cos，則重合度系數(shù)為y0.25+0.75 cos/0.673 螺旋角系數(shù)y軸向重合度 1.77y11.77*14/1200.79 計算大小齒輪的 查課本由表得到彎曲疲勞強度極限小齒輪 大齒輪查課本由表得彎曲疲勞壽命系數(shù):k=0.86 k=0.93 取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4= 大齒輪的數(shù)值大.選用. 設(shè)計計算 計算模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按gb/t1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按

13、接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=57.80來計算應(yīng)有的齒數(shù).于是由:z=28.033 取z=28那么z=3.7128=103.88=104 幾何尺寸計算計算中心距 a=136.08將中心距圓整為137按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d=58.95d=218.95計算齒輪寬度b=圓整的 六、軸的設(shè)計計算 輸入軸的設(shè)計計算1、按扭矩初算軸徑選用45調(diào)質(zhì)，硬度217255hbs根據(jù)課本機械設(shè)計基礎(chǔ)p245（14-2）式，并查表14-2，取c=115dc(p/n) 1/3=113 (3.325/238.727)1/3mm=27.19m

14、m考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=24.80(1+5%)mm=28.55選d=30mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定 （2）確定軸各段直徑和長度段：d1=30mm 長度取l1=60mmh=2c c=1.5mmii段:d2=d1+2h=30+221.5=36mmd2=36mm初選用7208c型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為d=40mm,寬度為b=18mm. 考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取

15、套筒長為21mm，通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定距離而定，為此，取該段長為57mm，安裝齒輪段長度應(yīng)比輪轂寬度小2mm,故ii段長：l2=（2+21+18+57）=98mmiii段直徑d3=42mml3= 50mm段直徑d4=48mm由手冊得：c=1.5 h=2c=21.5=3mmd4=d3+2h=42+23=48mm長度與右面的套筒相同，即l4=21mm但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應(yīng)便于軸承的拆卸，應(yīng)按標準查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應(yīng)?。海?0+32）=46mm因此將段設(shè)計成階梯形，左段直徑為41mm段直徑d5=40mm. 長度l5=19

16、mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距l(xiāng)=111mm(3)按彎矩復合強度計算求分度圓直徑：已知d1=54mm求轉(zhuǎn)矩：已知t1=140013nmm 求圓周力：ft根據(jù)課本機械設(shè)計基礎(chǔ)p168（11-1）式得ft=2t1/d1=2140013 /54=5185.667n求徑向力fr根據(jù)課本機械設(shè)計基礎(chǔ)p168（11-2）式得fr=fttan=5185.667tan200=1887.428n因為該軸兩軸承對稱，所以：la=lb=55.5mm(1)繪制軸受力簡圖，如圖a(2)繪制垂直面彎矩圖，如圖b軸承支反力：fay=fby=fr/2=943.714nfaz=fbz=ft/2=2592.834n由兩邊對

17、稱，知截面c的彎矩也對稱。截面c在垂直面彎矩為mc1=fayl/2=(943.71411110-3)/2=52.376nm(3)繪制水平面彎矩圖，如圖c截面c在水平面上彎矩為：mc2=fazl/2=2592.83411110-3/2=143.902nm(4)繪制合彎矩圖，如圖dmc=(mc12+mc22)1/2=(52.3762+143.9022)1/2=153.137nm(5)繪制扭矩圖（如圖e）轉(zhuǎn)矩：t=9.55106（p2/n2）=133.013nm(6)繪制當量彎矩圖,如圖f轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取=0.8，截面c處的當量彎矩：mec=mc2+(t)21/2=153.

18、1372+(0.8133.013)21/2=186.478nm(7)校核危險截面c的強度由式（6-3）e=mec/0.1d33=186.478/(0.14210-3) 3=25.169mpa -1b=60mp該軸強度足夠。 輸出軸的設(shè)計計算1、按扭矩初算軸徑選用45調(diào)質(zhì)鋼，硬度217255hbs根據(jù)課本機械設(shè)計基礎(chǔ)p245，表（14-2）取c=113dc(p3/n3)1/3=113(3.199/47.745)1/3=45.896mm取d=48mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)

19、接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定 （2）確定軸各段直徑和長度段：d1=48mm 長度取l1=82mmh=2c c=1.5mmii段:d2=d1+2h=48+221.5=54mmd2=54mm初選用7211c型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為55mm,寬度為21mm. 考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取套筒長為21mm，通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，為此，取該段長為42mm，安裝齒輪段長度應(yīng)比輪轂寬度小2mm,故ii段長：l2=（2+21+21+42）=86mmiii段直徑d3=62mml3= 50

20、mm段直徑d4=68mm由手冊得：c=1.5 h=2c=21.5=3mmd4=d3+2h=62+23=68mm長度與右面的套筒相同，即l4=21mm段直徑d5=54mm. 長度l5=23mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距l(xiāng)=115mm (3)按彎扭復合強度計算求分度圓直徑：已知d2=270mm求轉(zhuǎn)矩：已知t3=132988.8nmm求圓周力ft：根據(jù)課本機械設(shè)計基礎(chǔ)p168（11-1）式得ft=2t3/d2=2132988.8/270=985.102n求徑向力fr根據(jù)課本機械設(shè)計基礎(chǔ)p168（11-1a）式得fr =fttan200=985.102tan200=358.548n兩軸承對稱la

21、=lb=57.5mm(1)求支反力fax、fby、faz、fbzfax=fby=fr/2=358.548/2=179.274nfaz=fbz=ft/2=985.102/2=492.551n (2)由兩邊對稱，截面c的彎矩也對稱截面c在垂直面彎矩為mc1=faxl/2=(179.27411510-3)/2=10.308nm(3)截面c在水平面彎矩為mc2=fazl/2=492.55111510-3)/2=28.322nm(4)計算合成彎矩mc=（mc12+mc22）1/2 =（10.3082+28.3222）1/2 =30.140nm(5)計算當量彎矩：根據(jù)課本機械設(shè)計基礎(chǔ)p246得=0.8me

22、c=mc2+(t)21/2=30.1402+(0.8639.867)21/2 =512.780nm(6)校核危險截面c的強度e=mec/（0.1d3）=512.780/0.1(6210-3) 3=21.516mpa-1b=60mpa此軸強度足夠七、滾動軸承的選擇及校核計算根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命： 830010=24000小時1、計算輸入軸承（1）已知n=238.727r/min兩軸承徑向反力：fr1=fr2=2592.834n初先兩軸承為角接觸球軸承7208c型根據(jù)課本機械設(shè)計基礎(chǔ)p281（16-12）得軸承內(nèi)部軸向力fs=0.68fr 則fs1=fs2=0.68fr1=1763.127n

23、 (2) fs1+fa=fs2 fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端fa1=fs1=1763.127n fa2=fs2=1763.127n (3)求系數(shù)x、yfa1/fr1=1763.127/2592.834=0.68fa2/fr2=1763.127/2592.834=0.68根據(jù)課本機械設(shè)計基礎(chǔ)p280表（16-11）得e=0.68fa1/fr1e x1=1 fa2/fr224000h預(yù)期壽命足夠2、計算輸出軸承 (1)已知n=47.745r/min fa=0 fr=faz=492.551n試選7209c型角接觸球軸承根據(jù)課本機械設(shè)計基礎(chǔ)p281表（16-12）得fs=0.68fr

24、, 則fs1=fs2=0.68fr=0.68462.551=334.934n (2)計算軸向載荷fa1、fa2fs1+fa=fs2 fa=0任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端兩軸承軸向載荷：fa1=fa2=fs1=334.934n (3)求系數(shù)x、yfa1/fr1=334.934/492.551=0.68fa2/fr2=334.934/492.551=0.68根據(jù)課本機械設(shè)計基礎(chǔ)p280表（16-11）得：e=0.68fa1/fr1e x1=1 y1=0fa2/fr224000h此軸承合格八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算軸徑d1=30mm, l1=60mm查機械設(shè)計課程設(shè)計p112表10-20得，選用c型平鍵，得：鍵c 108 l=l1-b=60-10=50mmt2=133.013nm h=8mm根據(jù)設(shè)計手冊得p=4t2/dhl=4133013/(30850） =44.61mpar(110mpa)2、輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵連接軸徑d3=42mm l3=50mm t=133.8nm選a型平鍵鍵128 l=l3-b=50-12=38mm h=8mmp=4t/dhl=4133800/42838 =41