广东石油化工学院机械设计基础课程设计任务书(二).docx

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η η=η1η22η3η4η5
由《机械设计课程设计指导书》可知：
η1：V带传动效率0.96
η2：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=1.24KW
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/πD r/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‘=642～2567 r/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。

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=13.37
2、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=4.18
3、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=446.88 r/min
Ⅱ轴 nⅡ=nⅠ/i减=446.88/4.18=106.9 r/min
卷筒轴 nⅢ=nⅡ=106.9r/min

（2） 各轴功率
Ⅰ轴 PⅠPd·η1=1.19kW
Ⅱ轴 PⅡPⅠ·η2·η3=1.13kW
卷筒轴 PⅢPⅡ·η2·η4=1.10kW
（3） 各轴转矩
Ⅰ轴 TⅠ=9550PⅠ/nⅠ=25.43N·m
Ⅱ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=1.2 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=3.2×71=227.2mm 取dd2=228mm
带速V：V=πdd1nm/60×1000 =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 =305.545mm
4、验算小带轮包角
α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30 =1800-（228-71）/305.545×57.30=150.560>1200（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=2
6、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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(u±1) /φdu[σH]2)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=9.55x106x1.19/446.88=2.5x104N·mm
3.计算接触疲劳许用应力[σH]
[σH]= σHmin Zn/sHmin
查得σHlim1=610Mpa, σHlim2 =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 [σH1] =646.6 Mpa [σH2]= 565 Mpa
试算小齿轮分度圆直径d1 选择φd=1.1
d1≥ (5902KT1(u±1) / φdu[σH]2)1/3
=69.58 mm 取70mm
4.确定主要参数
1) 选小齿轮齿数 z1=30大齿轮齿数z2=30x4.18=123。
2) 初选螺旋角β=15o
3) 计算模数m0
m0= d1cosβ/ z1=69.58cos15o/30≈2.23 mm
取m0=2.25mm
4)计算中心距a d2 = d1i齿=290.84mm ∴a0=176.6mm 取a=180mm
5)计算螺旋角
cosβ=m0(z1 + z2)/2a=0.95625 β≈17°
6)分度圆直径
d1= z1 (m0)/ cosβ=70.59mm d2= z2 (m0)/ cosβ=289.41mm
齿宽b b=ψdd1=1.1x70.59mm≈76.53mm
取b2 =80mm 则 b1 =85mm
7) 计算圆周速度v。
v=πd1nI/60x1000=1.26m/s 因为v＜6m/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/cosβ3=34.31
Zv2=z2/cosβ3=140.67 得yfs1=4.1 yfs2=3.9
2)弯曲疲劳许用应力 [σbb]  
[σbb]= σbblim/sflim x yN
弯曲疲劳应力极限σbblim1=490 paMσbblim2=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=1
[σbb1]=490 Mpa  [σbb2]=410 Mpa
3)校核计算  
[σbb1]=1.6KT1Yfscosβ/bm0z1=124≤ [σbb1]
[σbb2]= [σbb1]yfs2/yfs1=119≤ [σbb1] [σbb2]
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

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
δ
6

箱盖壁厚
δ1
5
箱体凸缘厚度
b
9
箱盖凸缘厚度
b1
8
机座底凸缘厚度
b2
15
地脚螺钉直径
df
20
地脚螺钉数目
n
4
轴承旁联结螺栓直径
D1
16
机盖与机座联接螺栓直径
D2
10
轴承端盖螺钉直径
D3
8
df，d1, d2至外机壁距离
C1
26，22，16
df，d2至凸缘边缘距离
C2
24，14
箱座高度
h
60
外机壁至轴承座端面距离
L1
114
大齿轮顶圆与内机壁距离
△1
8
齿轮端面与内机壁距离
△2
18
箱盖、箱座肋厚
m1,m
5，4
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217~255HBs 抗拉强度极限 σB=640Mpa 屈服极限σs= 355MPa弯曲疲劳极限σ-1=275MPa许用弯曲应力[σ-1]=60MPa
取C0=110
I轴：d1min=C0〔p1/n1〕1/3=15.2mm
II轴：d2min=C0〔p2/n2〕1/3=24.1mm
1、 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
联轴器的计算转矩: Tca =KAT2
查得KA=1.5 Tca=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,故此段的长度应略短,取LI-II=58mm
2）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:d x D x B =40x80x18，轴肩：damin=47mm
故dⅢ-Ⅳ=dⅥ-Ⅶ=40mm，lⅥ-Ⅶ=22mm
3）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=47mm
轴环宽度b≥1.5h=6.75mm,取lⅤ-Ⅵ=7mm，dⅤ-Ⅵ＜Da=73mm即轴肩处轴径小于轴承内圈外径,便于拆卸轴承.
4）取lⅡ-Ⅲ=78mm
5）取齿轮距箱体内壁距离为:a=18mm
lⅢ-Ⅳ=22+a+（78-76）=42mm
至此,已初步确定了轴的各段直径和长度.
(3)轴上零件的周向定位
齿轮,半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接
按dⅣ-Ⅴ=45mm查手册得:平键截面b x h=14x9,键槽用键槽铣刀加工,长为: 63 mm.为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,查《设计手册》选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6
半联轴器与轴的联接,选用平键为:12x7x50,半联轴器与轴的配合为:H7/k6
滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6
(4)确定轴上圆角和倒角尺寸, 取轴端倒角为:2x450,过度圆角半径全部去r=1mm
2、高速轴的设计计算
1）考虑有键槽,将直径增大
d1min=15.2x（1+5%）=15.96mm d1=20mm
取LⅠ-Ⅱ=58mm Ⅱ处为定位轴肩，dⅡ-Ⅲ=20+20*0.07*2=22.8mm
取dⅡ-Ⅲ=25mm LⅡ-Ⅲ=70mm
2）初步选择滚动轴承
由《设计手册》选取30205型轴承，尺寸:dxDxB=25x52x15，轴肩damin=31mm，III处为非定位轴肩，取dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=25mm，LⅢ-Ⅳ=LⅦ-Ⅷ=20mm
Ⅳ处为定位轴肩，dⅣ-Ⅴ=25+25*0.1*2=30mm
dⅣ-Ⅴ=dⅥ-Ⅶ=30mm，LⅣ-Ⅴ=LⅥ-Ⅶ=12mm
dⅤ-Ⅵ=48mm，LⅤ-Ⅵ=85mm
3）轴上零件的周向定位
带轮,采用平键联接按d1=20mm 查手册得:平键截面bxh=8x7,键槽用键槽铣刀加工,长为:36mm.
为了保证带轮与轴配合有良好的对中性,查《设计手册》选择带轮轮毂与轴的配合为：H7/n6.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为:m6
4)确定轴上圆角和倒角尺寸,
取轴端倒角为:2x450,过度圆角半径全部去r=1mm
3、按弯扭合成应力校核轴的强度。
1）计算作用在轴上的力
大齿轮受力分析
圆周力：Ft2=2T2/d2=2x100.95x103/289.41=698N
径向力：Fr2=Ft2 xtanαn/cosβ=266N
轴向力：Fa2=Ft2tanβ=698xtan170=213N
2）计算支反力
水平面：F1H=F2H=Ft2/2=698/2=349N
垂直面：F2v=（Fr2xL1-Fa2xd/2）/L1=-140N
F1V=Fr2-F2v=405N
3）求垂直面的弯矩
M2v=F2VxL1/2=5.32 N·m
M1v=F1VxL1/2=15.39 N·m
4)求水平弯矩：
M1H=M2H=F1HxL1/2=13.26 N·m
5)求轴传递的扭矩：
T=Ft2·d/2=26.52 N·m
6)求合弯矩:
M=(M1A2+M1H2)1/2=19.63 N·m
7)求危险截面的弯矩当量：
Me=(M2+(αT)2)½ =21.7 N·m
8)计算危险截面处轴的直径：
d≥(Me/0.1[σ-1b])1/3=1.5mm 安全
八、轴承校核计算
1.轴承的选择
轴承1单列圆锥滚子轴承30205GB/T 297-1994
轴承2单列圆锥滚子轴承30208GB/T 297-1994
2.校核轴承
1）圆锥滚子轴承30205查《设计手册》得Cr=102KN，Cσr=130KN，取fp=1.5，FR=（FAV2+FAH2）1/2
FR3=（FAV22+FAH22）1/2=3459.87N
FR4=(FBV22+FBH22)1/2=5003.66N
由《设计手册》查得30212圆锥滚子轴承y值为1.5.
由课本公式得轴承的派生轴向力FS3=FR3/2y=1153.29N,FS4=FR4/2y=1667.89N
因FS3+Fa2＞FS4，故1为松边。
作用在轴承上的总的轴向力为：FA3=FS3=1153.29N,FA4=FS4+Fa2=3296.85N
查得：e=0.4，FA3/FR3=0.33＜e， x3=1，y3=0，FA4/FR4=0.66＞e，得：x4=0.4，y4=1
计算当量动载荷：P3=1.5*（1*3459.87）=5189.81N
P4=1.5*（0.4*5003.66+1*3296.85）=7947.47＞P3
计算轴承寿命，得Lh=16670/n（Cr/p）ε 取：ε=10/3（滚子轴承）
则：Lh2=16670/85（90.8*103/7947.47）10/3=1303597751h＞＞Lh‵=12000h
2）圆锥滚子轴承30208查《设计手册》得Cr=63KN，Cσr=74KN，取fp=1.5，FR=（FAV2+FAH2）1/2
FR3=（FAV22+FAH22）1/2=2925.18N
FR4=(FBV22+FBH22)1/2=3264.76N
由《设计手册》查得30212圆锥滚子轴承y值为1.5.
由课本公式得轴承的派生轴向力FS1=FR1/2y=975.06N,FS2=FR2/2y=1088.25N
因FS1+Fa1＞FS2，故1为松边。
作用在轴承上的总的轴向力为：FA1=FS1=975.06N,FA2=FS2+Fa1=2838N
查得：e=0.37，FA1/FR1=0.33＜e， x1=1，y1=0，FA2/Fr2=0.66＞e，得：x4=0.4，y4=1
计算当量动载荷：P1=1.5*（1*3459.87）=4387.77N
P2=1.5*（0.4*3264.76+1*2838）=6215.856＞P1
计算轴承寿命，得Lh=16670/n（Cr/p）ε 取：ε=10/3（滚子轴承）
则：Lh2=16670/340（63*103/6215.856）10/3=15609653960h＞＞Lh‵=12000h
九、键的设计
1.输入轴：键8x7，GB/T，C型
2.大齿轮：键14x9，GB/T，A型
3.输出轴：键12x7，GB/T，C型
查《机械设计》 [σp]=120Mpa 强度条件：4T/dhl≤[σp]
校键1：σ0=4T/dhl=4*202000/（32*7*（36-5））=116.3Mpa＜[σp]
键2：σ0=4T/dhl=4*771000/（65*9*（63-18））=95.85Mpa＜[σp]
键3：σ0=4T/dhl=4*771000/（50*7*（63-8））=112.15Mpa＜[σp]
所有键均符合要求
十、润滑与密封
1.齿轮的润滑
采用浸油润滑由于为单级圆柱齿轮减速器速度ν<12m/s，当m<20 时浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm。
2.润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利考虑到该装置用于小型设备选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。
3.密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
十一、设计小结
这次关于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过两个星期的设计实践使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础。
1机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程它融《机械制图》、《机械设计基础》、《工程力学》、《机械制造》一体使我们能把所学的各科的知识融会贯通，更加熟悉机械类知识的实际应用。
2这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。
3在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。
4本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助。
5设计中还存在不少错误和缺点需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知
十二、参考文献
[1] 杨可桢程光蕴 李仲生《机械设计基础》第五版北京高等教育出版社2005
[2] 王慧吕宏《机械设计课程设计》 北京大学出版社2011

F=770N
V=1.3m/s
D=250mm

Pw=1.078KW

η=0.87

Pd=1.24KW

nW=106.95r/min

Ped =2.2kW

nm=1430r/min

i=13.37

i减=4.18

nⅠ=446.88 r/min
nⅡ=106.9 r/min

nⅢ=nⅡ=106.9r/min

PⅠ=1.19kW
PⅡ=1.13kW
PⅢ=1.10kW

TⅠ=25.43N·m
TⅡ=100.95N·m
TⅢ=98.27N·m

Pc=1.488kW

dd1=71mm
dd2=228mm

V=5.28m/s

a0 =300mm

L0=1108.91mm

Ld=1120mm

a=305.545mm

α1=150.560

Z=2

FQ=609.43N

T1=2.5x104N·mm

d1=70mm

z1=30
z2=123

m0=2.25mm

a=180mm

β≈17°

d1=70.59mm
d2=289.41mm

b2 =80mm
b1 =85mm

v =1.26m/s

[σbb1]=490 Mpa
[σbb2]=410 Mpa

d1=70.59mm
d2=289.41mm
a=180mm
B1=85mm
B2=80mm
m=2.25

d1min=15.2mm
d2min=24.1mm

d2=30mm

L1=60mm

dII-

III=35mm

LI-II=58mm

dⅢ-Ⅳ=dⅥ-Ⅶ=40mm

lⅥ-Ⅶ=22mm

dⅣ-Ⅴ=45mm
lⅣ-Ⅴmm=76mm
h=4.5mm
dⅤ-Ⅵ=47mm
lⅤ-Ⅵ=7mm
lⅡ-Ⅲ=78mm

a=18mm
lⅢ-Ⅳ=42mm

b x h=14x9

d1=20mm
LⅠ-Ⅱ=58mm
dⅡ-Ⅲ=22.8mm
dⅡ-Ⅲ=25mm
LⅡ-Ⅲ=70mm

dxDxB=25x52x15

dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=25mm
LⅢ-Ⅳ=LⅦ-Ⅷ=20mm

dⅣ-Ⅴ=30mm
dⅣ-Ⅴ=dⅥ-Ⅶ=30mm
LⅣ-Ⅴ=LⅥ-Ⅶ=12mm
dⅤ-Ⅵ=48mm
LⅤ-Ⅵ=85mm
bxh=8x7

Ft2=698N
Fr2=266N
Fa2=213N

F1H=349N
F2v=-140N
F1V=405N

M2v=5.32 N·m
M1v=15.39 N·m

M1H=13.26 N·m

T=26.52 N·m

M=19.63 N·m

Me=21.7 N·m

d=1.5mm

FR3=3459.87N
FR4=5003.66N

FS3=1153.29N
FS4=1667.89N

FA3=1153.29N
FA4=3296.85N

P3=5189.81N
P4=7947.47

Lh2=1303597751h

FR3=2925.18N
FR4=3264.76N

FS1=975.06N
FS2=1088.25N

FA1=975.06N
FA2=2838N

P1=4387.77N
P2=6215.856

Lh2=15609653960h

σ01=116.3Mpa

σ02=95.85Mpa

σ03=112.15Mpa