機械設計課程設計帶式輸送機設計（含全套圖紙）

1、華南農(nóng)業(yè)大學機械設計課程設計cad圖紙，聯(lián)系qq153893706工程學院05機化 2目錄第一部分. 題目及已知基本參數(shù)-3第二部分. 傳動裝置的總體設計-4一. 選擇電動機-4二. 確定傳動比-4三. 計算運動參數(shù)和動力參數(shù)-4第三部分. 傳動零件的設計計算-5一. 設計齒輪-5二. 設計軸和軸承裝置-13三. 鍵連接的選擇計算-27四. 聯(lián)軸器的選擇-27第四部分. 減速箱體設計-28第五部分. 減速箱體附件設計-29第六部分. 潤滑與密封-30第七部分. 設計總結-31第八部分. 參考文獻-32帶式輸送機方案2：電機兩級圓柱齒輪（斜齒或直齒）減速器鏈傳動工作機.設計參數(shù)：輸送帶的牽引力f

2、=9kn,輸送帶的速度v=0.37m/s,提升機鼓輪的直徑d=360mm傳動裝置的設計：一、傳動裝置的動力參數(shù)工作機所需功率：9*0.37/0.97=3.43 kwf-工作機阻力；v-工作機線速度；t-工作機阻力矩；n-工作機轉速-工作機效率；傳動裝置總效率按照下式計算： 各軸輸入功率：1軸 2軸 3軸 各軸輸入轉矩： 1軸 2軸 3軸 工作機的轉速=19.6 r/min工作機所需電動機的功率： 確定電機型號y132m16，額定功率pe=4 kw,轉速n=1000r/min總傳動比i=nm/nw=1000 /19.6=51鏈傳動比i鏈=3.2,減速器傳動比i減16其中i1=4.5,i2=3.5

3、二、傳動件的設計計算1. 齒輪傳動（1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)選用斜齒圓柱齒輪傳動，小齒輪材料為40cr（調(diào)質），硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質），硬度為240hbs。高速級選小齒輪齒數(shù)z1=24,大齒輪齒數(shù)z2=24*4.5=108初選螺旋角 （2）按齒面的接觸強度設計 按設計計算公式進行試算 確定公式內(nèi)的各個計算數(shù)值 試選載荷系數(shù)kt1.6 聯(lián)軸器效率0.99 計算小齒輪的轉矩 t1=95.5*105*p*0.99/n13.82*104 n*mm 由表107選取齒寬系數(shù) 由表選取區(qū)域系數(shù)zh2.433，由表查得材料得彈性影響系數(shù)ze189.8mpa1/2由圖102

4、6查得0.78，0.87，則1.65。 按照齒面硬度差的小齒輪得接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限。計算應力循環(huán)次數(shù)，/3.2=0.72取接觸疲勞強度壽命系數(shù)khn1=0.92, khn2=0.99計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1，安全系數(shù)s=1，許用接觸應力試算小齒輪的分度圓直徑40.90 mm計算圓周速度2.14 m/s計算齒寬b及模數(shù)計算齒寬b 1*40.9040.9 mm模數(shù) 1.65 mm齒高 2.25*1.653.7111.02計算縱向重合度 0.318*1*24* 1.903計算載荷系數(shù) k使用系數(shù)1,根據(jù)v2.14 m/s，7級精度，查得動載系數(shù)kv1.11，由表1

5、04查得齒向載荷分布系數(shù) 1.417，由圖1013查得=1.35,由表103查得= 1.4。故載荷系數(shù)=2.20按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 45.48 mm計算模數(shù)1.84 mm（3）按齒根彎曲強度設計確定公式各個計算數(shù)值計算載荷系數(shù)=2.097，根據(jù)縱向重合度1.903，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù)0.88。計算當量齒數(shù)26.27，118.22查取齒形系數(shù)2.592，2.163查取應力校正系數(shù)=1.596, =1.806查得小齒輪的彎曲疲勞強度500mpa；大齒輪的彎曲疲勞強度380mpa；取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85, =0.88計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)s1.4

6、，得mpampa計算大小齒輪的并加以比較0.013620.01635 大齒輪的數(shù)值大設計計算1.316 mm由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，所以取模數(shù)就近標準值m1.5 mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=40.90 mm 取齒數(shù)26，大齒輪齒數(shù) z2=26*4.5117幾何尺寸計算中心距 將中心距圓整為111mm 按圓整后的中心距修正螺旋角 計算大小齒輪的分度圓直徑40.36mm，181.62mm計算齒輪的寬度 40.36圓整后取41mm，45mm低速級選圓柱直齒輪由表101選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質），硬度為280hbs,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質）硬度為240

7、hbs，二者材料硬度差為40hbs小齒輪齒數(shù)z3=24大齒輪齒數(shù)z4=24*3.584 （2）按齒面的接觸強度設計 由設計計算公式進行試算 確定公式內(nèi)的各個計算數(shù)值 試選載荷系數(shù)kt1.3 計算小齒輪的轉矩16.67 ,轉速10004.5222.2r/min 由表107選取齒寬系數(shù) 由表查得材料得彈性影響系數(shù)ze189.8mpa1/2按照齒面硬度差的小齒輪得接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限。取接觸疲勞強度壽命系數(shù)khn1=0.92, khn2=0.99計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1，安全系數(shù)s=1，試算小齒輪的分度圓直徑75.05.mm計算圓周速度0.87m/s計算齒寬b 75

8、.05mm計算齒高與齒寬之比模數(shù) 齒高 10.67計算載荷系數(shù)根據(jù)v2.363m/s，7級精度，查得動載系數(shù)kv1.1直齒輪，=1使用系數(shù)1；非對稱分布=1.419，查得1.35故載荷系數(shù)=1.561按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 79.77 mm計算模數(shù)3.32 mm（3）按齒根彎曲強度設計確定公式各個計算數(shù)值查得小齒輪的彎曲疲勞強度500mpa；大齒輪的彎曲疲勞強度380mpa；取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85, =0.88計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)s1.4，得mpampa計算載荷系數(shù)=1.512查得齒形系數(shù)2.65，2.17查取應力校正系數(shù)=1.58, =1.8計算大小齒

9、輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大設計計算2.32由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，所以取模數(shù)就近標準值m2.5 mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=79.77 mm取得小齒輪齒數(shù)為32，大齒輪齒數(shù) z232*3.5112幾何尺寸計算分度圓直徑 32*2.580mm ，112*2.5280mm中心距 180mm齒輪寬度 1*8080mm取80mm，85mm 2. 鏈輪傳動 （1）.選擇鏈輪齒數(shù)，小輪z1=19,大輪z224a=19*3.261 （2）.確定計算功率 查表ka=1.0, kz=1.3,單排鏈,則計算功率為1.0*1.3*4 kw=5.2 kw （3）選擇鏈條型

10、號和節(jié)距根據(jù)5.2kw和62.5r/min,查圖911，可選24a1。查表91，鏈條節(jié)距為p38.1mm。 （4）計算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初選中心距。取1200mm，相應得鏈長節(jié)數(shù)為104.41取鏈長節(jié)數(shù)104節(jié)。查表97得到中心距計算系數(shù)0.24467，則鏈傳動的最大中心距為1193.2mm （5）計算鏈速，確定潤滑方式0.75m/s 由0.75m/s和鏈號20a-1，查圖914可知應采用滴油潤滑。 （6）計算壓軸力 有效圓周力為：5333 n。鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)1.15,則壓軸力為1.15*53336133 n (7)鏈輪的主要尺寸 材料40cr，熱處理后的硬度是4050hrc 鏈輪的

11、分度圓直徑231.47mm齒頂圓直徑256.8mm，244.13mm所以選直徑為244mm齒根圓直徑209.24mm，齒高7.9mm最大軸凸緣直徑 190mm齒寬24mm，齒側倒角4.95mm，齒側半徑38.1mm 3.軸的計算軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計選取45鋼，調(diào)質處理，由課本p355表151查得，其硬度為hbs220，抗拉強度極限b640mpa，屈服強度極限s355mpa，彎曲疲勞極限1275mpa，剪切疲勞極限1155mpa，許用彎應力1=60mpa 根據(jù) 由前面?zhèn)鲃友b置的參數(shù)知p13.43kw，n11000r/min，t1 38.2n.m,取a0112，于是按式152：16.

12、89mm。對于直徑100mm的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大5%7%。然后將軸圓整為標準值，頸圓整為標準直徑。所以d=dmin（1+6%）=23.426 mm 。輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑。聯(lián)軸器的計算轉矩，查表，取，則1.3*3.82*10000=49660 查機械設計手冊（軟件版），選用hl型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為160n。半聯(lián)軸器的孔徑，故取半聯(lián)軸器長度l32，與軸孔配合長度為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制處一軸肩，故取段的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸直徑取擋圈直徑d25。比l略短，取，（）采用油潤滑，取4，3，10。（）初選型號6250的深溝球軸承參數(shù)如下

13、基本額定動載荷基本額定靜載荷，故取12，15mm（4）由于齒根圓直徑與軸的直徑非常接近，根據(jù)一般的做法，可把齒輪與軸一體做成齒輪軸。（5）56段安裝齒輪，長度應比寬度略小，故，20mm求軸上的載荷和校核跨度130mm40.5mm受力圖、彎矩圖及扭矩圖：圓周力：=2*38200/42=1819n徑向力：685.2n軸向力：485n計算支反力（）水平面支反力， 1387n，有 431.8n（）垂直面支反力，有359n，有，165n）計算彎矩并作彎矩圖（）水平面彎矩圖在c處，431.8*130=56.1 （）垂直面彎矩圖c處左側165*130=21.4 c處右側359*40.5=14.5 （）合成彎

14、矩圖c處左側60 c處右側57.9 ） 計算轉矩并作轉矩圖 38.2 ） 軸計算截面的當量彎矩由合成彎矩圖和轉矩圖知，c處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面。根據(jù)式，并取，軸的計算應力8.66mpa由表查得，故安全 校核軸承和計算壽命（） 校核軸承a和計算壽命徑向載荷462.25n軸向載荷485n由1.05，在表注）取x0.40，則相對軸向載荷0.968于是，用插值法求得由表取則，a軸承的當量動載荷924.6n，校核安全該軸承壽命該軸承壽命4509.1h（） 校核軸承b和計算壽命徑向載荷1432n當量動載荷1575n0.070.1d，取h3mm，則軸環(huán)處的直徑46mm。由1軸的計算

15、可知軸環(huán)寬度8mm，其1.4 h=4.2mm滿足軸肩定位要求。為使2周上的大齒輪與1周上的小齒輪對齊和兩端軸承的支持點在同一平面，即要滿足l1+l2=130mm,l3=40.5mm，經(jīng)計算得：16，14mm.大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離11.5mm，滾動軸承內(nèi)圈距箱體內(nèi)壁一段距離s，s25.5-14=11.5mm,右端軸承內(nèi)側離箱內(nèi)壁的距離為28-3-11.5=13.5mm。至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度。經(jīng)計算60.6 mm，69.4 mm，40.5 mm） 計算支反力（）水平面支反力，有-66.6n，有 -1728.4n（）垂直面支反力，有816n，有897.4n計算彎距（）水平面彎矩圖在

16、c處，-104.7 在處，-2.69 （）垂直面彎矩圖在c處，54.38 處右側33.04 處左側-104.4 （）合成彎矩圖c處118 d處右側33.15 處左側104.4 校核軸由合成彎矩圖和轉矩圖知，c處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面根據(jù)式，并取55.59mpa 60mpa校核安全校核軸承和計算壽命）校核軸承a和計算壽命徑向載荷1947.4n軸向載荷849.5n0.436，0.948由表查得x1y0由表取由式當量動載荷2141.7該軸承壽命該軸承壽命35477h）校核軸承b和計算壽命徑向載荷818n當量動載荷900.5n，校核安全該軸承壽命該軸承壽命406658h選用校核

17、鍵）低速級小齒輪的鍵由表選用圓頭平鍵由式，31.9 mpa查表，得，鍵校核安全） 高速級大齒輪的鍵由表選用圓頭平鍵由式，49.03mpa查表，得，鍵校核安全3.軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計選取45鋼，調(diào)質處理，由課本p355表151查得，硬度hbs220，抗拉強度極限b640mpa，屈服強度極限s355mpa，彎曲疲勞極限1275mpa，剪切疲勞極限1155mpa，許用彎應力1=60mpa由上可知3.72kw，63.5 r/min 559.4 。初定軸的直徑由式，初步估算軸的最小直徑43.49mm這是安裝鏈輪的最小直徑所以45，鏈輪的寬度為45mm，所以選60mm選深溝球軸承6110，2

18、0.5kn, 15.8kn，56mm74mm，故選50mm，16mm，56mm，77mm80mm60mm，63mm，軸3齒輪要與軸2齒輪相配合，23mm，10mm56mm。軸上零件的周向定位。聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接（詳細選擇過程見后面的鍵選擇）。參考課本表152，取軸端倒角為245，各軸肩處的圓角半徑為r1.0mm（d為1830mm）和1.6（d為3050mm） 軸上的載荷如簡圖 壓軸力6133n,，圓周力：1398n , 徑向力：=508n 60.6 mm140 mm 60 mm） 計算支反力（）水平面支反力， =7545n，有0 =2810.06n，有359n，有，165n）計

19、算彎矩并作彎矩圖（）水平面彎矩圖在c處，2810*60.6=107 （）垂直面彎矩圖c處左側165*60.6=9.99 c處右側359*140=50.26 （）合成彎矩圖c處左側107.5 c處右側118） 計算轉矩并作轉矩圖559.4 ） 軸計算截面的當量彎矩由合成彎矩圖和轉矩圖知，c處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面。根據(jù)式，并取，軸的計算應力40.6mpa ，故安全4校核軸承和計算壽命徑向載荷2814n軸向載荷軸向載荷849.5n由0.3e由表取則，a軸承的當量動載荷8c，校核安全該軸承壽命該軸承壽命86642.5h）校核軸承b和計算壽命徑向載荷7553n當量動載荷9.06

20、4kn，校核安全該軸承壽命該軸承壽命80667h由表選用圓頭平鍵由式，17mpa查表，得，鍵校核安全潤滑與密封1潤滑方式的選擇 因為潤滑脂承受的負荷能力較大、粘附性較好、不易流失，齒輪靠機體油的飛濺潤滑。i，ii，iii軸的速度因子，查機械設計手冊可選用鈉基潤滑劑2號 2密封方式的選擇由于i，ii，iii軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封3潤滑油的選擇因為該減速器屬于一般減速器，查機械手冊可選用中負載工業(yè)齒輪油n200號潤滑，軸承選用zgn2潤滑脂箱體結構尺寸名稱計算公式結 果機座壁厚=0.025a+3810mm機蓋壁厚11=0.02a+388mm機座凸緣壁厚b=1.515 mm機蓋凸緣

21、壁厚b1=1.5112 mm機座底凸緣壁厚b2=2.525mm地腳螺釘直徑df =0.036a+12=17.4920mm地腳螺釘數(shù)目a1.214 mm齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離2210 mmdf,d1,d2至外機壁距離c1=1.2d+(58)c1f=30mmc11=20mmc12=20mmdf,d1,d2至凸臺邊緣距離c2c2f=24mmc21=20mmc22=16mm機殼上部（下部）凸緣寬度k= c1+ c2kf=54mmk1=40mmk2=36mm軸承孔邊緣到螺釘d1中心線距離e=(11.2)d116mm軸承座凸起部分寬度l1c1f+ c2f+(35)58 mm吊環(huán)螺釘直徑dq=0.8df16mm六. 減速器附件的設計（一） 觀察孔蓋由于減速器屬于中小型，查表確定尺寸如下檢查孔尺寸(mm)檢查孔蓋尺寸(mm)blb1l1b2l2r孔徑d4孔數(shù)n681201001508413556.54（二） 通氣器：設在觀察孔蓋上以使空氣自由溢出，現(xiàn)選通氣塞。查表確定尺寸如下：ddd1sllad1m16*1.52219.617231225（三） 油標：油尺 穩(wěn)定 油痕位置，采用隔離套。確定尺寸如下：dd1d2d3habcdd1m1641663512852622（四） 油塞dd0lhbdsed1hm1661724.2172（五） 吊環(huán)螺釘：dd1dd