机械设计课程设计-带式输送机设计（含全套图纸） .doc

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1、华南农业大学机械设计课程设计CAD图纸，联系QQ153893706工程学院05机化 2目录第一部分. 题目及已知基本参数-3第二部分. 传动装置的总体设计-4一. 选择电动机-4二. 确定传动比-4三. 计算运动参数和动力参数-4第三部分. 传动零件的设计计算-5一. 设计齿轮-5二. 设计轴和轴承装置-13三. 键连接的选择计算-27四. 联轴器的选择-27第四部分. 减速箱体设计-28第五部分. 减速箱体附件设计-29第六部分. 润滑与密封-30第七部分. 设计总结-31第八部分. 参考文献-32带式输送机方案2：电机两级圆柱齿轮（斜齿或直齿）减速器链传动工作机.设计参数：输送带的牵引力F

2、=9KN,输送带的速度v=0.37m/s,提升机鼓轮的直径D=360mm传动装置的设计：一、传动装置的动力参数工作机所需功率：9*0.37/0.97=3.43 KWF-工作机阻力；v-工作机线速度；T-工作机阻力矩；n-工作机转速-工作机效率；传动装置总效率按照下式计算： 各轴输入功率：1轴 2轴 3轴 各轴输入转矩： 1轴 2轴 3轴 工作机的转速=19.6 r/min工作机所需电动机的功率： 确定电机型号Y132M16，额定功率Pe=4 KW,转速n=1000r/min总传动比i=nm/nw=1000 /19.6=51链传动比i链=3.2,减速器传动比i减16其中i1=4.5,i2=3.5

3、二、传动件的设计计算1. 齿轮传动（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮传动，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。高速级选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=24*4.5=108初选螺旋角 （2）按齿面的接触强度设计 按设计计算公式进行试算 确定公式内的各个计算数值 试选载荷系数Kt1.6 联轴器效率0.99 计算小齿轮的转矩 T1=95.5*105*P*0.99/n13.82*104 N*mm 由表107选取齿宽系数 由表选取区域系数ZH2.433，由表查得材料得弹性影响系数ZE189.8Mpa1/2由图102

4、6查得0.78，0.87，则1.65。 按照齿面硬度差的小齿轮得接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。计算应力循环次数，/3.2=0.72取接触疲劳强度寿命系数KHN1=0.92, KHN2=0.99计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1，安全系数S=1，许用接触应力试算小齿轮的分度圆直径40.90 mm计算圆周速度2.14 m/s计算齿宽b及模数计算齿宽b 1*40.9040.9 mm模数 1.65 mm齿高 2.25*1.653.7111.02计算纵向重合度 0.318*1*24* 1.903计算载荷系数 K使用系数1,根据v2.14 m/s，7级精度，查得动载系数Kv1.11，由表1

5、04查得齿向载荷分布系数 1.417，由图1013查得=1.35,由表103查得= 1.4。故载荷系数=2.20按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 45.48 mm计算模数1.84 mm（3）按齿根弯曲强度设计确定公式各个计算数值计算载荷系数=2.097，根据纵向重合度1.903，从图1028查得螺旋角影响系数0.88。计算当量齿数26.27，118.22查取齿形系数2.592，2.163查取应力校正系数=1.596, =1.806查得小齿轮的弯曲疲劳强度500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度380Mpa；取弯曲疲劳寿命系数=0.85, =0.88计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4

6、，得MpaMpa计算大小齿轮的并加以比较0.013620.01635 大齿轮的数值大设计计算1.316 mm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，所以取模数就近标准值m1.5 mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=40.90 mm 取齿数26，大齿轮齿数 z2=26*4.5117几何尺寸计算中心距 将中心距圆整为111mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 计算大小齿轮的分度圆直径40.36mm，181.62mm计算齿轮的宽度 40.36圆整后取41mm，45mm低速级选圆柱直齿轮由表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240

7、HBS，二者材料硬度差为40HBS小齿轮齿数z3=24大齿轮齿数z4=24*3.584 （2）按齿面的接触强度设计 由设计计算公式进行试算 确定公式内的各个计算数值 试选载荷系数Kt1.3 计算小齿轮的转矩16.67 ,转速10004.5222.2r/min 由表107选取齿宽系数 由表查得材料得弹性影响系数ZE189.8Mpa1/2按照齿面硬度差的小齿轮得接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。取接触疲劳强度寿命系数KHN1=0.92, KHN2=0.99计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1，安全系数S=1，试算小齿轮的分度圆直径75.05.mm计算圆周速度0.87m/s计算齿宽b 75

8、.05mm计算齿高与齿宽之比模数 齿高 10.67计算载荷系数根据v2.363m/s，7级精度，查得动载系数Kv1.1直齿轮，=1使用系数1；非对称分布=1.419，查得1.35故载荷系数=1.561按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 79.77 mm计算模数3.32 mm（3）按齿根弯曲强度设计确定公式各个计算数值查得小齿轮的弯曲疲劳强度500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度380Mpa；取弯曲疲劳寿命系数=0.85, =0.88计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，得MpaMpa计算载荷系数=1.512查得齿形系数2.65，2.17查取应力校正系数=1.58, =1.8计算大小齿

9、轮的并加以比较 大齿轮的数值大设计计算2.32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，所以取模数就近标准值m2.5 mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=79.77 mm取得小齿轮齿数为32，大齿轮齿数 z232*3.5112几何尺寸计算分度圆直径 32*2.580mm ，112*2.5280mm中心距 180mm齿轮宽度 1*8080mm取80mm，85mm 2. 链轮传动 （1）.选择链轮齿数，小轮z1=19,大轮z224A=19*3.261 （2）.确定计算功率 查表KA=1.0, KZ=1.3,单排链,则计算功率为1.0*1.3*4 KW=5.2 KW （3）选择链条型

10、号和节距根据5.2KW和62.5r/min,查图911，可选24A1。查表91，链条节距为p38.1mm。 （4）计算链节数和中心距 初选中心距。取1200mm，相应得链长节数为104.41取链长节数104节。查表97得到中心距计算系数0.24467，则链传动的最大中心距为1193.2mm （5）计算链速，确定润滑方式0.75m/s 由0.75m/s和链号20A-1，查图914可知应采用滴油润滑。 （6）计算压轴力 有效圆周力为：5333 N。链轮水平布置时的压轴力系数1.15,则压轴力为1.15*53336133 N (7)链轮的主要尺寸 材料40Cr，热处理后的硬度是4050HRC 链轮的

11、分度圆直径231.47mm齿顶圆直径256.8mm，244.13mm所以选直径为244mm齿根圆直径209.24mm，齿高7.9mm最大轴凸缘直径 190mm齿宽24mm，齿侧倒角4.95mm，齿侧半径38.1mm 3.轴的计算轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计选取45钢，调质处理，由课本P355表151查得，其硬度为HBS220，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 根据 由前面传动装置的参数知P13.43KW，n11000r/min，T1 38.2N.M,取A0112，于是按式152：16.

12、89mm。对于直径100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大5%7%。然后将轴圆整为标准值，颈圆整为标准直径。所以d=dmin（1+6%）=23.426 mm 。输入轴的最小直径是安装联轴器处轴的最小直径。联轴器的计算转矩，查表，取，则1.3*3.82*10000=49660 查机械设计手册（软件版），选用HL型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160N。半联轴器的孔径，故取半联轴器长度L32，与轴孔配合长度为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，故取段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴直径取挡圈直径D25。比L略短，取，（）采用油润滑，取4，3，10。（）初选型号6250的深沟球轴承参数如下

13、基本额定动载荷基本额定静载荷，故取12，15mm（4）由于齿根圆直径与轴的直径非常接近，根据一般的做法，可把齿轮与轴一体做成齿轮轴。（5）56段安装齿轮，长度应比宽度略小，故，20mm求轴上的载荷和校核跨度130mm40.5mm受力图、弯矩图及扭矩图：圆周力：=2*38200/42=1819N径向力：685.2N轴向力：485N计算支反力（）水平面支反力， 1387N，有 431.8N（）垂直面支反力，有359N，有，165N）计算弯矩并作弯矩图（）水平面弯矩图在C处，431.8*130=56.1 （）垂直面弯矩图C处左侧165*130=21.4 C处右侧359*40.5=14.5 （）合成弯

14、矩图C处左侧60 C处右侧57.9 ） 计算转矩并作转矩图 38.2 ） 轴计算截面的当量弯矩由合成弯矩图和转矩图知，C处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面。根据式，并取，轴的计算应力8.66MPa由表查得，故安全 校核轴承和计算寿命（） 校核轴承A和计算寿命径向载荷462.25N轴向载荷485N由1.05，在表注）取X0.40，则相对轴向载荷0.968于是，用插值法求得由表取则，A轴承的当量动载荷924.6N，校核安全该轴承寿命该轴承寿命4509.1h（） 校核轴承B和计算寿命径向载荷1432N当量动载荷1575N0.070.1d，取h3mm，则轴环处的直径46mm。由1轴的计算

15、可知轴环宽度8mm，其1.4 h=4.2mm满足轴肩定位要求。为使2周上的大齿轮与1周上的小齿轮对齐和两端轴承的支持点在同一平面，即要满足L1+L2=130mm,L3=40.5mm，经计算得：16，14mm.大齿轮距箱体内壁之距离11.5mm，滚动轴承内圈距箱体内壁一段距离s，s25.5-14=11.5mm,右端轴承内侧离箱内壁的距离为28-3-11.5=13.5mm。至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。经计算60.6 mm，69.4 mm，40.5 mm） 计算支反力（）水平面支反力，有-66.6N，有 -1728.4N（）垂直面支反力，有816N，有897.4N计算弯距（）水平面弯矩图在

16、C处，-104.7 在处，-2.69 （）垂直面弯矩图在C处，54.38 处右侧33.04 处左侧-104.4 （）合成弯矩图C处118 D处右侧33.15 处左侧104.4 校核轴由合成弯矩图和转矩图知，C处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面根据式，并取55.59Mpa 60Mpa校核安全校核轴承和计算寿命）校核轴承A和计算寿命径向载荷1947.4N轴向载荷849.5N0.436，0.948由表查得X1Y0由表取由式当量动载荷2141.7该轴承寿命该轴承寿命35477h）校核轴承B和计算寿命径向载荷818N当量动载荷900.5N，校核安全该轴承寿命该轴承寿命406658h选用校核

17、键）低速级小齿轮的键由表选用圆头平键由式，31.9 Mpa查表，得，键校核安全） 高速级大齿轮的键由表选用圆头平键由式，49.03Mpa查表，得，键校核安全3.轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计选取45钢，调质处理，由课本P355表151查得，硬度HBS220，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由上可知3.72KW，63.5 r/min 559.4 。初定轴的直径由式，初步估算轴的最小直径43.49mm这是安装链轮的最小直径所以45，链轮的宽度为45mm，所以选60mm选深沟球轴承6110，2

18、0.5KN, 15.8KN，56mm74mm，故选50mm，16mm，56mm，77mm80mm60mm，63mm，轴3齿轮要与轴2齿轮相配合，23mm，10mm56mm。轴上零件的周向定位。联轴器与轴的周向定位均采用平键联接（详细选择过程见后面的键选择）。参考课本表152，取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角半径为R1.0mm（d为1830mm）和1.6（d为3050mm） 轴上的载荷如简图 压轴力6133N,，圆周力：1398N , 径向力：=508N 60.6 mm140 mm 60 mm） 计算支反力（）水平面支反力， =7545N，有0 =2810.06N，有359N，有，165N）计

19、算弯矩并作弯矩图（）水平面弯矩图在C处，2810*60.6=107 （）垂直面弯矩图C处左侧165*60.6=9.99 C处右侧359*140=50.26 （）合成弯矩图C处左侧107.5 C处右侧118） 计算转矩并作转矩图559.4 ） 轴计算截面的当量弯矩由合成弯矩图和转矩图知，C处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面。根据式，并取，轴的计算应力40.6Mpa ，故安全4校核轴承和计算寿命径向载荷2814N轴向载荷轴向载荷849.5N由0.3e由表取则，A轴承的当量动载荷8C，校核安全该轴承寿命该轴承寿命86642.5h）校核轴承B和计算寿命径向载荷7553N当量动载荷9.06

20、4KN，校核安全该轴承寿命该轴承寿命80667h由表选用圆头平键由式，17Mpa查表，得，键校核安全润滑与密封1润滑方式的选择 因为润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失，齿轮靠机体油的飞溅润滑。I，II，III轴的速度因子，查机械设计手册可选用钠基润滑剂2号 2密封方式的选择由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封3润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械手册可选用中负载工业齿轮油N200号润滑，轴承选用ZGN2润滑脂箱体结构尺寸名称计算公式结 果机座壁厚=0.025a+3810mm机盖壁厚11=0.02a+388mm机座凸缘壁厚b=1.515 mm机盖凸缘

21、壁厚b1=1.5112 mm机座底凸缘壁厚b2=2.525mm地脚螺钉直径df =0.036a+12=17.4920mm地脚螺钉数目a1.214 mm齿轮端面与箱体内壁距离2210 mmdf,d1,d2至外机壁距离C1=1.2d+(58)C1f=30mmC11=20mmC12=20mmdf,d1,d2至凸台边缘距离C2C2f=24mmC21=20mmC22=16mm机壳上部（下部）凸缘宽度K= C1+ C2Kf=54mmK1=40mmK2=36mm轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离e=(11.2)d116mm轴承座凸起部分宽度L1C1f+ C2f+(35)58 mm吊环螺钉直径dq=0.8df16

22、mm六. 减速器附件的设计（一） 观察孔盖由于减速器属于中小型，查表确定尺寸如下检查孔尺寸(mm)检查孔盖尺寸(mm)BLb1L1b2L2R孔径d4孔数n681201001508413556.54（二） 通气器：设在观察孔盖上以使空气自由溢出，现选通气塞。查表确定尺寸如下：DDD1SLlad1M16*1.52219.617231225（三） 油标：油尺 稳定 油痕位置，采用隔离套。确定尺寸如下：Dd1d2d3hAbcDD1M1641663512852622（四） 油塞DD0LhbDSed1HM16*15262312319.61724.2172（五） 吊环螺钉：Dd1Dd2h1lhr1ra1d3

23、abD2h2d1M1614343412283161613416224.562（六） 定位销：为保证箱体轴承座的镗制和装配精度，需在箱体分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销。定位销直径d=(0.70.8)d2, d2为凸缘上螺栓直径，长度于分箱面凸缘总厚度。(七) 起盖螺钉：为便于开启箱盖，在箱盖侧边凸缘上安装一个起盖螺钉，螺钉螺纹段要高出凸缘厚度，螺钉端部做成圆柱形。七. 设计总结这次课程设计，体会非常深刻，是一次理论与实际设计的实践结合。从课本的知识到实际的设计工艺，是一次质的跨越。开始的时候以为只是简单的把课本例题照搬即可，可是设计过程中间，遇到太多零碎细小的问题。必须反复的查找设计

24、手册，逐个击破。有时计算到后面才发现校核不合格，必须从来一遍，心情受到连番的打击。作图部分，重新用起AutoCAD，刚开始也是一种考验。但逐渐就重燃作图的兴趣，精神非常容易集中。同时也进一步提高作图的能力。八. 参考文献1.机械设计手册 吴宗泽 罗圣田主编 高等教育出版社 1993年2.机械设计课程设计 刘俊龙 何在洲主编 机械工业出版社 1992年3.机械设计课程设计 卢颂峰 王大康主编 北京工业大学出版社 1993年4.机械设计课程设计蔡广新 主编 机械工业出版社2002年 5机械设计 濮良贵 纪名刚主编，高等教育出版社 2001年6.中国机械设计大典第六卷 中国机械工程学会、中国机械设计大典编委会 江西科学技术出版社，2001年7机械零件手册 天津大学机械零件教研室编 人民教育出版社 1976年 8. 袖珍机械设计师手册 毛谦德、李振清主编 机械工业出版社 1994年 9机械设计手册(软件版) R2.0版 机械工业出版社33