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/s，卷筒直徑

2、D=250mmTF=770NV=1.3m/sD=250mm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二FV=0.77x1.4=1.078KW從電動機到工作機傳送帶間的總效率為nn=n 1 n 22 n 3 n 4 n 5由機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書可知：n 1: V帶傳動效率0.96n 2:滾動軸承效率0.98（球軸承）n 3:齒輪傳動效率0.97 （8級精度一般齒輪傳 動）n 4 :聯(lián)軸器傳動效率0.99（齒輪聯(lián)軸器）n 5:卷筒傳動效率0.96由電動機到工作機的總效率n = n 1 n 2

3、2 n 3 n 4 n5=0.87因此可知電動機的工作功率為：Pd二P/ n =1.078/0.87kw=1.24KW式中：Pd工作機實際所需電動機的輸出功率，kW;Pw=1.078KWn =0.87Pd=1.24KWn v=106.95r/minPed =2.2kW nm=1430r/mini=13.37Pw工作機所需輸入功率。kW;n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 n=60 x1000 xV/ n D r/mi n=106.95r/mi n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 =

4、624,故電動機的 轉(zhuǎn)速可選范圍為 n=nwi =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。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=n m/nw=1430/106.95=13.37i 減=4.18n i =446.88 r/min nn=106.9 r/mi nn m =n n=106.9r/mi nPi =1.19kWPn=1.13kWPm=1.10kWT i =25.43 N mT n =100.95 N

5、 mT m =98.27 N m2、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 減二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I 軸m 二n/i 帶=1430/3.2 =446.88 r/minH軸 nn =ni/i 減=446.88/4.18 =106.9 r/min 卷筒軸 n皿=nn=106.9r/min(2)各軸功率I 軸 PiPd n 1=1.19kWn 軸 PnPi n 2 n 3=1.13 kW卷筒軸 PmPn n 2 n 4=1.10kW(3)各軸轉(zhuǎn)矩I 軸 Ti =9550Pi/n i =25.

6、43N mn 軸 Tn =9550Pn/n n =100.95N m卷筒軸 Tm =9550Pm/n 皿=98.27N m四、V帶設(shè)計設(shè)計參數(shù)應(yīng)該滿足帶速 5m/sw V 120、一般帶根數(shù) Z71=227.2mm取 dd2=228mm帶速 V :V二 n dd1 nm/60 1000二 n 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)w a 2(dd1+dd2)0. 7(71+228) a0 71+228)Pc=1.488 kWdd1=71mmdd2=228mmV=5.28m/sao =300mmLo=11O8

7、.91mmLd=1120mma=305.545mma 1=150.560Z=2所以有：209.3W ao1200 (適用)5、確定帶的根數(shù)由 no=1420r/mindd1=71mm i=3.2查得Po=1.25kw Po=0.22kw查得 K a =0.93 查得 KL=0.93由 Z二PC/P=KAP/(P0+A P0)Ka KL得：Z=1.2 X.24/(1.25+0.22) 0.9XX.93 =1.17取Z=26、計算張緊力F0查得 q=0.07kg/m，則:F=500Pc/(ZV) (2.5/K a -1) +qV2 =500X 1.488/(2X 1.4)X (2.5/0.93-1

8、) +0.07 1.4* =157.53N 則作用在軸承的壓軸力FQ :FQ=2ZFSina 1/2=2 1X157.53 SSin 150.5&/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)機器為般工作機器速度不咼故選用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)/ du(T H2)1/31.選擇載荷系數(shù)K=1.22. 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩FQ=609.43NT 1=2.5X104N mmd1=70m

9、mZ1=30Z2=123Ti=9.55x106xPi/ni=9.55x106x1.19/446.88=2.5x104N mm3計算接觸疲勞許用應(yīng)力（T HH= Hmin Zn/SHmin查得 T Hliml =610Mpa ,T Hlim2 =500Mpa接觸疲勞Zn 由公式N=60njtH得N1=60 x446.88x5x365x16=7.8x108N2=N1/i 齒=7.8X1O8/4.18=1.87X10Zn1=1.06, Zn 2=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=1.1d1 （5902KT1（u 士 1）

10、 / du T H2）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B =15。3）計算模數(shù)mom=2.25mm a=180mm3仃d1=70.59mmd2=289.41mmb2 =80mmb1 =85mmv =1.26m/smo= dicosB / Zi=69.58cos15/30 2.23 mm取 m=2.25mm4) 計算中心距 a d2 = dii 齒=290.84mmao=176.6mm 取 a=180mm5) 計算螺旋角cosB =mo(zi + Z2)/2a=0.95625176) 分度圓直

11、徑di= zi (mo)/ cos 3 =70.59mm d2= z (mo)/ cos 3=289.41mm齒寬 b b= dd1 = 1.1x70.59mm76.53mm取 b2 =80mm 則 m =85mm7) 計算圓周速度v。v= nd i/60 x1000=1.26m/s 因為vv 6m/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yFs3Zv1二zcos3 =34.31Zv2=Z2/cos 3 3=140.67得 yfs1=4.1yfs2=3.92）彎曲疲勞許用應(yīng)力（T bbT bb= T bblim/Slim X yN彎曲疲勞應(yīng)力極限T bbiimi =490 pa

12、MTbbiim2 =410 paM彎曲疲勞壽叩系數(shù)yn1 = 1yn2=2彎曲疲勞最小安全系數(shù)S Flim=1T bb1 =490 Mpa T bb2 =410 Mpa3）校核計算T bz =1.6KYsC0sB /bmoZ1=124W T b“T bb2= T bb1y fs2/y fs1 =119 T bb1 T 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=2.25T bb1 =490 MpaT bb2 =410 Mpad1=70.59mm d2=289.4

13、1mm a=180mmB1=85mmB2=80mmm=2.25八、減速器鑄造相體的主要結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計名稱符號尺寸 mm箱體壁厚56箱蓋壁厚5 15箱體凸緣厚度b9箱蓋凸緣厚度bl8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C126, 22, 16機壁距離df,d2至凸緣邊緣距離C224, 14箱座咼度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)

14、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-i=275MPa 許用彎曲應(yīng)力(T -i=60MPa取 Co=110I 軸：dimin=Co Pi/nJ 1/3=15.2mmII 軸：d2min=Cop2/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：Tea =KAT2查得 KA=1.5 Tca=1.5x100.95=151.4

15、25J 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 |的孔徑 30mm,半聯(lián)軸器長度L-82mm,半聯(lián)軸器與軸 配合的轂孔長度L仁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dimin = l5.2mm d2min=24.1mmd2=30mmL1= 60mmdii-III =35mmLI-II =58mmd m - v =d 可-皿=40mml 可-皿=22mmdv - v =45mm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

16、承均以軸肩定位(2)確定軸各段直徑和長度1) 11-1段:為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,1-11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 作要求并根據(jù)dn_m =35mm，由設(shè)計手冊選取 30208 型軸承，尺寸:d x D x B =40 x80 x18， 軸肩 :damin=47mm故 dm- iv二-皿=40mm l

17、可-皿=22mm3) 取安裝齒輪處軸段IV的直徑dv-v =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1 W - Vl v- V mm=76mmmm=76mm齒輪右端米用軸肩定位，軸肩高度hh=4.5mm 0.1d=0.1x45=4.5mm。dv -可=47mm則軸環(huán)處的直徑 d V -在=45+2h=54mnl V-可=7mmdamin=47mml n-皿=78mm軸環(huán)寬度 b 1.5h=6.75mm,取 1 V-可=7mm dv-可v Da=73mm卩軸肩處軸徑小于軸承內(nèi)圈外徑，便于拆卸軸承.4)取

18、1 口 -皿=78mma=18mm5)取齒輪距箱體內(nèi)壁距離為：a=18mml 皿-v =42mml 皿-iv =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米用平鍵聯(lián) 接b x h=14x9按dv- V =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H/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

19、為 m6(4)確定軸上圓角和倒角尺寸，取軸端倒角為:2x45 0,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d1=20mmdimin=15.2x（ 1+5%） =15.96mm di=20mmLi -n =58mm取 L i - n =58mm H處為定位軸肩，d 口 -皿dn - m =22.8mm=20+20*0.07*2=22.8mmdn - m =25mm取 dn-皿=25mm L-皿=70mmLn - m =70mm2)初步選擇滾動軸承由設(shè)計手冊選取30205型軸承，尺dxDxB=25x52x寸:dxDxB=25x52x15,軸肩 damin=31mm

20、, III 處15為非疋位軸肩，取 dm- iv =dw-呱=25mm L皿-iv=Lw-呱=20mmd m - v =d 皿-呱V處為定位軸肩，dv - v =25+25*0.1*2=30mm=25mmdv- v =d-皿=30mm Lv-v=L-皿=12mmL m - v =L 皿-dv-可=48mi，Lv-可=85mm3）軸上零件的周向定位帶輪,采用平鍵聯(lián)接按d仁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

21、尺寸公差為:m64）確定軸上圓角和倒角尺寸，取軸端倒角為：2x45 0,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=2T/d 2=2X100.95X103/289.41=698N徑向力：Fr2=F2 xtan a n/cos B =266N軸向力：Fa2=Ft2tan B =698xtan170=213N2）計算支反力=20mmdw - v =30mmd iv - v =d 可-皿=30mmL v - v =L 可-皿=12mmdv -可=48mmLv -可=85mm bxh=8x7Ft2=698NFr2=266NFa2=2

22、13N水平面：FIH二EH=F2/2=698/2=349N垂直面：F2V= （ Fr2XLl-Fa2Xd/2 ） /L I=-140NFlV=Fr2-F2v=405N3）求垂直面的彎矩Mv=F2vxLi/2=5.32 N mMv二FivxLi/2=15.39 N m4）求水平彎矩：MH=MH二FIHXLI/2=13.26 N m5）求軸傳遞的扭矩：T二F2 d/2=26.52 N m6）求合彎矩：M=（MA2+M：）1/2=19.63 N m7）求危險截面的彎矩當(dāng)量：Me=（M+（ a T）2）? =21.7 N m8）計算危險截面處軸的直徑：d（Me/0.1 （T -1b） 1/3=1.5m

23、m 安全八、軸承校核計算1. 軸承的選擇FIH=349NF2V=-140NF1V=405NMv=5.32 N mMv=15.39 N mMH=13.26 N mT=26.52 N mM=19.63 N mMe=21.7 N md=1.5mm軸承1單列圓錐滾子軸承30205 GB/T297-1994軸承2單列圓錐滾子軸承30208 GB/T297-19942. 校核軸承1)圓錐滾子軸承 30205 查設(shè)計手冊得Cr=102KN C r=130KN 取 fp=1.5 , FR= ( FAV2+FAH2) 1/22 2 1/2FR3=( FAV2+FAH2) =3459.87N2 2 1/2FR尸(

24、FBV2+FBH2)=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Fsa=FR3/2y=1153.29N,F S4二FR4/2y=1667.89N因FS3+Fa2 FS4,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 , FA3/FR3=0.33 Ve, X3=1, y3=0,FA/F R4=0.66 e,得：X4=0.4 , y4=1FR3=3459.87NFR4=5003.66NFS3=1153.29NFS4=1667.89NFA3=1153.29N

25、FA4=3296.85NP3=5189.81N計算當(dāng)量動載荷：R=1.5*( 1*3459.87 )=5189.81NP4=7947.47P4=1.5* (0.4*5003.66+1*3296.85 ) =7947.47 P3計算軸承壽命，得Lh=16670/n （Cr/p ） 取：Lh2=130359775 =10/3 （滾子軸承）1h貝卩:Lh2=16670/85( 90.8*10 3/7947.47)10/3 = 1303597751h Lh =12000h2）圓錐滾子軸承 30208 查設(shè)計手冊得2 2Cr=63KN Cr=74KN 取 fp=1.5 , FR= (FAV+FAH)1/

26、2FR3=2925.18NFR3= ( FAV22+FAH22) 1/2=2925.18NFR4=3264.76NFR4=(FBV；+FBH；) 1/2=3264.76N由設(shè)計手冊查得30212圓錐滾子軸承y值為1.5.FS1=975.06N由課本公式得軸承的派生軸向力FS2=1088.25NFs1=FR1/2y=975.06N,F S2二FW2y=1088.25N因FS汁Fa1 FS2, 故 1為松邊。作用在軸承上的總的軸向力為：FA1=975.06NFA1=FS1=975.06N,FA2=FS2+FS1=2838NFA2=2838NPi=4387.77NP2=6215.856Lh2=156

27、09653960her 01=116.3 Mpa(T 02=95.85 Mpa查得：e=0.37 , FAI/FRI=0.33 V e, x i=1, yi=0, FA/F r2=0.66 e,得：X4=0.4 , y4=1計算當(dāng)量動載荷：Pi=1.5*( 1*3459.87 )=4387.77NP2=1.5* ( 0.4*3264.76+1*2838 ) =6215.856 Pi計算軸承壽命，得Lh=16670/n (G/p ) 取: =10/3 (滾子軸承)3則：Lh2=16670/340 ( 63*10 /6215.856 )10/3 = Lh =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(T p=120Mpa強度條件：4T/dhl (T p校鍵 1：(T 0=4T/dhl=4*202000/ (32*7* (36-5)=116.3Mpav (T p鍵 2:0=4T/dhl=4*7