机械设计课程设计带式输送机（含全套图纸） .doc

《机械设计课程设计带式输送机（含全套图纸） .doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械设计课程设计带式输送机（含全套图纸） .doc（41页珍藏版）》请在三一文库上搜索。

1、华南农业大学机械设计课程设计全套CAD图纸，联系QQ153893706班级： 05机化2班 设计者： 指导老师： 日期： 2008年1月18号 目 录1设计任务32设计方案分析33机构的结构分析44电动机的选择45传动装置运动和动力参数的选择计算56传动零件的设计计算67轴的设计计算188键联接的设计计算309联轴器的选择3510润滑和密封方式的选择,润滑油和牌号的确定3611箱体及附件的结构设计和选择3612设计小结3813参考资料39一、 设计任务题目:带式输送机设计参数：传动方案输送带的牵引力F,(KN)输送带的速度v,（m/s）提升机鼓轮的直径D,(mm)37N0.4350设计要求:1

2、. 带式输送机提升物料:谷物,型沙,碎矿石,媒等等.2. 输送机运转方向不变,工作载荷稳定.3. 输送带鼓轮的传动效率取为w 0.97.4. 工作寿命为8年,每年300个工作日,每日工作16小时.二、 设计方案分析 1.输送带鼓轮 2.齿轮传动 3.减速器 4.连轴器 5.电动机三、机构的结构分析本机构利用两级减速装置有效地减速，外面用齿轮传动能有效地带动卷筒轴。四、电动机的选择计算1. 电动机的类型选择 根据动力源和工作条件,选择Y系列三相异步电动机2. 电动机功率的选择 查表知联=0.99, 齿=0.98, 轴承=0.99, 带鼓轮=0.97=联齿3轴承4带鼓轮=0.990.9830.99

3、40.97=0.87 工作机所需电动机的功率Pd=Pw/=2.89/0.87=3.32Kw 工作机所需功率Pw=Fv/(1000w)=70.4/(10000.97)=2.89Kw3. 电动机转速的选择滚动轴工作转速：nw=601000v/(D)=6010000.4/(3.14350)=21.84r/min通常，两级圆柱齿轮减速器的推荐传动比为860,单级圆柱齿轮减速器传动比范围为36，故电动机的转速可选范围为：n=（36）(860)21.84r/min=(524.167862.4)r/min对于Y系列电动机，多选用同步转速为1000 r/min或1500 r/min的电动机。在1000 r/m

4、in与1500 r/min两种中选取，有如下方案：方案电 动 机型 号额定功率（KW）电动机转速n（r/min）同步转速满载转速1Y112M-44150014402Y132M1-641000960初选同步转速为 1000r/min.即方案2。4. 电动机型号的确定 查表得初取电动机型号为 Y132M1-6满载转速为 960r/min.同步转速 1000r/min,6级电动机型号额定功率/KW满载转速/ rmin-1Y132M1-649602.02.0电动机的相关尺寸：中心高H/mm外形尺寸底角安装尺寸AB地脚螺栓孔直 径 K轴 伸尺 寸DE键公称尺 寸Fh1325153453152161781

5、53880101325.传动比的分配总传动比 ia=nm/ nw=960/21.84=43.96 ia=i齿1i齿2i齿3取 i齿2=3.7 则 i齿3=2.846（高速级与低速级传动比为1.31.4）则 i齿1= ia/ i齿2/ i齿3=43.96/3.7/2.846=4.17五、传动装置运动和动力参数的选择计算 1.各轴的转速计算 轴: n1= nm =960r/min 轴: n2= n1/ i齿2=960/3.7=259.46r/min 轴: n3= n2/ i齿3=259.46/2.846=91.17r/min卷筒轴: n4= n3/ i齿1=91.17/4.17=21.86 r/m

6、in2.各轴的输入功率计算轴: P1=Pd联=3.320.99=3.29Kw轴: P2= P1齿联=3.290.980.99=3.19Kw轴: P3= P2齿联=3.190.980.99=3.10Kw卷筒轴: P4= P3齿联带鼓轮=3.100.980.990.97=2.91Kw3.各轴的输入转矩计算Td=9550Pd/ nm =95503.32/960=33.03Nm轴: T1=9550P1/ n1=95503.29/960=32.73Nm轴: T2=9550P2/ n2 =95503.19/259.46=117.42Nm轴: T3=9550P3/ n3 =95503.10/91.17=32

7、4.72Nm轴号转速r/min960259.4691.17输入功率Kw3.293.193.10输入转矩N.m32.73117.42324.72传动比i齿1=4.17i齿2=3.7i齿3=2.85六、传动零件的设计计算设计高速级齿轮1.选精度等级,材料及齿数（） 选用斜齿圆柱齿轮传动（） 选用级精度（） 材料选择。查表10-1选取小齿轮材料为40r（调质），硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240 HBS，二者材料硬度差为40 HBS。压力角20。（） 选小齿轮的齿数Z1=25,则大齿轮的齿数Z2=253.7=93（） 选取螺旋角。初选螺旋角2.按齿面接触强度设计按式(10

8、-21)试算,即(1) 确定公式内的各计算数值1) 试选Kt=1.6。2) 由图10-30 选取区域系数ZH=2.4333)由图10-26 查得查得4)计算小齿轮传递的转矩. T1= =Nmm=3.273104Nmm5) 由表选取齿宽系数6）由表查得材料的弹性影响系数7）由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限8）由式1013计算应力循环系数 N160n1jLh6096011630082.21184109 N22.21184109/3.7=0.59781099）由图查得接触疲劳强度寿命系数 10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式（）得（）计算

9、1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得2）计算圆周速度3）计算齿宽及模数4)计算纵向重合度5)计算载荷系数K已知使用系数根据，级精度，由图查得动载荷系数由表查得由图查得假定，由表查得故载荷系数 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 7）计算模数3.按齿根弯曲强度设计由式） 确定计算参数（）计算载荷系数（）根据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数（）计算当量齿数（）查取齿形系数由表查得（）查取应力校正系数由表查得（）由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数（）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式（）得（）计算大小齿轮的

10、大齿轮的数据大） 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取1.694mm，已可满足弯曲强度.但为了同时满足接触疲劳强度.须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由 取，则，取934计算几何尺寸） 计算中心距将中心距圆整为103mm）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。） 计算大、小齿轮的分度圆直径） 计算大、小齿轮的齿根圆直径） 计算齿轮宽度圆整后取；） 验算，合适设计低速级圆柱直齿传动1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数） 按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动 。） 运输机为一般工作机器，速度不

11、高，故选用7级精度（GB 1009588）。） 材料选择。由表101选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。） 选小齿轮齿数Z125，大齿轮齿数Z2252.84671.15，取Z272。2.按齿面接触强度设计由设计计算公式（109a）试算，即） 确定公式各计算数值（） 试选载荷系数。（） 计算小齿轮传递的转矩（） 由表107选取齿宽系数（） 由表106查得材料的弹性影响系数（） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限（）由式1013计算应力循环次数（）由图查得接触疲劳

12、强度寿命系数（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得） 计算（） 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值（） 计算圆周速度v （） 计算齿宽（） 计算齿宽与齿高之比模数齿高（） 计算载荷系数K根据，级精度，由图查得动载荷系数直齿轮，；由表查得使用系数；由表用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称分布时，由查图1013得故载荷系数（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（1010a）得（）计算模数。3按齿根弯曲强度设计由式(105)得弯曲强度的设计公式为） 确定公式内的计算数值（） 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；（） 由图查得弯曲疲

13、劳寿命系数 （） 计算弯曲疲劳许用应力。取失效概率为，安全系数为S=1.4，由式（1012）得（） 计算载荷系数。（）查取齿形系数。由表查得（）查取应力校正系数。由表查得（）计算大、小齿轮的，并加以比较。大齿轮的数值大。） 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.98，并就近圆整为标准值2。按接触强度算得的分度圆直径d176.27mm，算得小齿轮的齿数 大齿轮的齿数。这样设计出的齿轮传动，既满足

14、了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距（3）计算齿宽取5. 结构设计及绘制齿轮零件图（附件）设计次级低速齿轮1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1） 按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 1009588）。3） 材料选择。由表101选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4） 选小齿轮齿数Z117，大齿轮齿数Z2174.1770.8971。2.按齿面接触强

15、度设计由设计计算公式（109a）试算，即） 确定公式各计算数值（） 试选载荷系数。（） 计算小齿轮传递的转矩（） 由表107选取齿宽系数0.5（） 由表106查得材料的弹性影响系数（） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限（）由式1013计算应力循环次数（）由图查得接触疲劳强度寿命系数（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得） 计算（） 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值（） 计算圆周速度v （） 计算齿宽（） 计算齿宽与齿高之比模数齿高（） 计算载荷系数K根据，级精度，由图查得动载荷系数直齿轮，；由表查得使用系数；由表用插值

16、法查得7级精度，小齿轮相对支承悬臂布置时，由查图1013得故载荷系数（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（1010a）得（）计算模数。3按齿根弯曲强度设计由式(105)得弯曲强度的设计公式为） 确定公式内的计算数值（） 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；（） 由图查得弯曲疲劳寿命系数 （） 计算弯曲疲劳许用应力。取失效概率为，安全系数为S=1.4，由式（1012）得（） 计算载荷系数。（）查取齿形系数。由表查得（）查取应力校正系数。由表查得（）计算大、小齿轮的，并加以比较。大齿轮的数值大。） 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲

17、疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数4.377，并就近圆整为标准值4.5。按接触强度算得的分度圆直径d1118.27mm，算得小齿轮的齿数大齿轮的齿数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5. 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距（3）计算齿宽取5.结构设计及绘制齿轮零件图（附件）七轴的设计计算A高速轴（轴）的设计1选择轴的材料初选45钢，调质处理。由课本表151查得硬度HBS21

18、7255，抗拉强度极限b640MPa，屈服强度极限s355MPa，弯曲疲劳极限1275MPa，剪切疲劳极限1155MPa，许用弯应力1=60MPa 2.初步确定轴的最小直径由以上求得P13.29Kw,n1=960r/min,T1=32.73Nm由表153选取A0114，按式（152）算得对于直径d100mm的轴,有一个键槽时,轴径增大5%7%,然后将轴径圆整为标准直径.故d=dmin (1+6%)=18.22mm，故取轴径为18.5mm。输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d，如图示。为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩,查表141，考虑到

19、转矩变化很小，故取，则按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查机械设计手册，选用TL4型弹性套柱销联轴器，其公称扭矩为63Nm。半联轴器的孔径d124mm，故取24mm，半联轴器的长度L52mm，半联轴器与轴配合的殻孔L138mm。3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，轴肩h2mm.故取段的直径d28mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D35mm。半联轴器与轴配合的殻孔L138mm，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，故段的长度应比L1略短一些，现

20、取l36mm。2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d28mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸dDT307220.75，故dd30mm；而l l20.75mm。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30306型轴承的定位轴肩高度h（0.070.1）d2.5mm，因此，取dd35mm。3）取安装齿轮处的轴段的直径d38mm；齿轮的左端与左轴承之间用套筒定位。已知齿轮轮殻的宽度为50mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮殻宽度，故取l48mm。齿轮左端用轴肩定位，

21、右端用套筒定位。4） 轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与联轴器右端面间的离l30mm，故取l 50mm。） 取齿轮距箱体内壁间距离a14mm，两大齿轮间的距离c=1015mm,取c=13mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s10mm，已知滚动轴承的宽度T20.75mm，中间轴小齿轮宽为70mm，中间轴两齿轮 间距为10mm。轴与轴小齿轮间距为7.5mml 7.5701414105.5mml as141024mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3） 轴上零

22、件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接（详细过程见后面的键的设计校核）（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表152，取左轴端倒角为1.045，右轴端倒角为1.245，各轴肩处的圆角半径为R1.0mm和1.64求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册查得30306型圆锥滚子轴承的a值。查得a15.3mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2+L3129.548177.5mm。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭矩图。（1）高速级小齿轮1的受力分析。 圆周力：= 径向力：=623N 轴向力：414N（2）计算支反力（以B为原点建立直角坐标系向右

23、，向上为正水平为X轴）水平面 M(B)0,即FDH177.5 Ft1129.50 , FDH1211.8N F0 , FBHFtFDH1661-1211.8=449.2N弯矩M为：MH(x)=449.2x (0x129.5mm) =1211.8(177.5-x) (129.5x177.5mm)所以：MCh=449.2129.5=58171.4N.mm垂直面 M(B)0,FDV177.5Fr1129.5+ Fa10 , FDV 408.6NF0FBVFr1FDV623N-408.6N214.4N弯距:Mv(x)214.4x (0x129.5mm) =408.6（177.5-x） (129.5mm

24、x177.5mm)所以：MCV1 214.4129.5=27764.8N.mmMCV2= MCV1- Fa1=27764.80.541439.4=19609N.mm(3) 合成弯距 MC1 64457.7NmmMC2 61387.5Nmm可知危险截面为C截面。现将计算出的截面C处的MH,MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FDH1211.8N FBH449.2N FDV 408.6N FBV214.4NF弯距MCh=58171.4N.mmMCV1=27764.8N.mmMCV2=19609N.mm总弯距MC1=64457.7 N.mmMC2=61387.5 N.mm扭矩T= N.m

25、m5.按弯距合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受弯距和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据式（155）及上表中的值，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力ca 12.28MPa已由前面查得许用弯应力1=60MPa，因此ca （0.070.1）d，d为与零件相配处的轴的直径，故取h3.2mm，则轴环处的直径d46.4mm。由高速轴的计算知轴环宽度l10mm1.4h，满足定位要求。3）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。4）轴上的大齿轮应与轴上的小齿轮中心对齐，需满足L1L2129.5mm，L3=48mm。经计算，得l27mm

26、，l30.5mm。滚动轴承内圈距箱体内壁一段距离s，s30.51416.5mm，则大齿轮距箱体内壁的距离为16.5mm，右端轴承内侧离箱体内壁的距离为27316.57.5mm。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与轴的轴向均采用平键连接。（在下面的键选择详细说明）（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考课本表152，取轴端倒角为1.245，各轴肩处的圆角半径R1.6mm 4求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。 在确定轴承的支点位置时，从手册中查的30307型轴承的a17mm，经计算得L1= 64.5mm， L2= 65mm， L3=52mm。L=64.5655

27、2181.5mm（1）计算作用在轴上的力中间轴所传递的转矩为T2117.42N.m ，d2162.36mm轴上的斜齿轮圆周力：Ft2轴向力：Fa2径向力：轴上的直齿轮（2）计算支反力水平面 MB0， FAH181.5 Ft3117 Ft2520FAH2355N F0FBHFt2 Ft3FAH2102N垂直面 MB0FAv181.5Fr3117+ Fr252+ Fa20FAV=390NF0FBVFr3- Fr2FAV164N(3)计算弯距水平面M(x)2355x(0x64.5) =194209.5-656x(64.5x129.5) =381466.5-2102x(129.5x181.5)MCH=

28、235564.5=151897.5N.mmMDH194209.5-656129.5=109257.5Nmm垂直面M(x)390x(0x64.5mm)=70692-706x(64.5x129.5mm)=29766-164x(129.5x181.5mm)MCV=39064.5=25155NmmMDV170692-706129.5=-20735NmmMDV229766-164129.5=8528Nmm合成弯距MC 153966NmmMD1 111208NmmMD2 109590Nmm（4）由前面的计算知危险截面为C。现将C截面处的MH,MV,M的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力FAH2355NF

29、BH2102NFAV=390NFBV164N弯距MCH=151897.5N.mmMCV=25155Nmm总弯距MC=153966N.mm扭矩T=117420 N.mm5.按弯距合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受弯距和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据式（155）及上表中的值，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力ca 26.46MPa已由前面查得许用弯应力1=60MPa，因此ca S1.5S1.31.5用于材料均匀，载荷与应力计算精确时故设计安全（3）截面右侧抗弯截面系数W0.1d30.146.439989.7抗扭界面系数WT0.2d30.246

30、.4319979.5截面右侧的弯距为M=23517N.mm截面上的弯曲应力Mpa截面上的扭矩为T117420N.mm截面上的扭转切应力为Mpa过盈配合处的,由课本附表38用插值法求出，并取,于是得，轴按磨削加工，质量系数为故综合系数为K 2.62K 2.11所以右侧的安全系数Sca的值为=29.7315.8213.97S1.5故右侧的强度也是足够的。因无过大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。C.输出轴（轴）的设计1选择轴的材料 初选45钢，调质处理。由课本表151查得硬度HBS217255，抗拉强度极限B640MPa，屈服强度极限s355MPa，弯曲疲劳极限1275MPa

31、，剪切疲劳极限1155MPa，许用弯应力1=60MPa 2.初步确定轴的最小直径由以上求得P33.10Kw,n3=91.17r/min,T3=324.72N.m由表153选取A0112，按式（152）算得对于直径d100mm的轴,有两个键槽时,轴径增大10%15%,然后将轴径圆整为标准直径.故d=dmin (1+12%)=40.6mm3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）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，故选用单列圆锥滚子轴承。由d40.6mm，初选轴承型号为30209，其尺寸dDT458620.75所以dd45mm，

32、ll20.75mm左右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，轴承轴肩高度h（0.070.1）d2.8424.06mm，取h3.5mm，因此，取dd4523.552mm2）取安装齿轮处的轴段的直径dd58mm，大齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，大齿轮的右端用轴肩定位。大，小齿轮的轮毂宽度分别为65mm和65mm。为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度约23mm。故取l62mm，l62mm。小齿轮的左端和右端采用轴环定位。轴肩高度h（0.070.1）d，d为与零件相配处的轴的直径，故取h5mm，则轴环处的直径68mm。轴环宽度7mm1.4h，满足定位要求。3）为使轴上的小齿轮与轴上的大齿轮中心对齐，需满足，求得mm；由得mm。4）取箱体外端面与小齿轮左端面距离为。至此，已初步确定各段的直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮与轴的轴向均采用平键连接。（在下面的键选择详细说明）（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考课本表152，取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角半径R2.0mm4求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。 （1）确定轴承的支点位置L1=85.25mm，L2=133.75mm,L3=58mm。轴上的大齿轮圆周力：径向力：N轴上的小齿轮圆周力：径向力：N（2）求轴的支承反力水平面（负号表示与所选正方向相反）垂直面（同上）（3）求弯距水平面