机械设计课程设计-带式输送机二级圆柱齿轮减速器设计（F=7V=0.37D=400）【全套图纸】.doc

机械课程设计（带式输送机）全套图纸，加153893706专 业：农业机械化及其自动化（机电一体化方向）班 级： 05机化2班 学 号： 姓 名： 指导老师： 日 期： 2008年1月 目 录1. 设计课程设计任务书及传动方案分析32. 选择电动机43. 传动比的分配及轴功率转速转矩的计算54. 带传动的设计计算75. 齿轮传动的设计计算96. 设计轴及键、轴承装置、联轴器的设计计算167. 润滑与密封288. 箱体结构尺寸299. 设计总结3010. 参考文献30一、设计课程设计任务书及传动方案分析华南农业大学工程学院机械设计课程设计任务书传动方案输送带的牵引力F,(kN)输送带的速度,(m/s)提升机鼓轮的直径D,(mm)方案（1）70.37400设计题目：05机化2班 (2)设计参数：表1给定的设计参数设计要求： 1. 输送机运转方向不变，工作载荷稳定。2. 输送带鼓轮的传动效率取为0.97。3. 工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16小时。设计内容：1. 装配图1张；2. 零件图3张；3. 设计说明书1份。说明：1. 带式输送机提升物料：谷物、型砂、碎矿石、煤炭等；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0.97；4. 工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16小时。传动方案分析1动力传递顺序：电机带传动两级圆柱齿轮减速器联轴器工作机（输送带轮鼓）；工作状况：输送机运转方向不变，工作载荷稳定，工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16小时。参数条件：输送带工作的牵引力为7kN，输送带工作的速度为0.37m/s，提升机鼓轮的直径为400mm、输送带鼓轮传动效率为0.97。带式输送机传动简图：1234 5二、选择电动机1：传动方案传动方案：电机带传动两级圆柱齿轮减速器工作机2：选择电动机2.1 电动机所需的输出功率Pd计算如下:2.1.1 确定工作机构所需的功率 Pw=Fv/(1000w),其中F=7 KN,v=0.37m/s,w=0.97, 计算得 Pw=2670W 。2.1.2 确定传动装置的效率。 传动装置为串联时，总效率等于各级传动效率和轴承，联轴器效率的连乘积。即： =123k其中，圆柱齿轮的传动取8级精度的一般齿轮传动（油润滑），齿轮的传动效率1=0.97；V带传动取2=0.94；轴承，选用滚子轴承，每对效率3=0.98，共4对；常用联轴器，选用齿式联轴器，4=0.99。所以，总的传动效率是：=122344=0.9720.940.9840.99=0.80762.1.3 电动机所需输出的功率为：Pd=Pw/,带入数据得，Pd=3306W。2.2 电动机转速的确定。选用1000r/min2.3 电动机型号的确定。确定型号是应该满足的条件，电动机的额定功率P应该满足PkAPd ，由于输送带的运转方向不变，工作载荷稳定，所以取kA=1.2，所以P=3967W。综上所述，电动机的额定功率选择为4kW。电动机的选择：电动机类型为Y132M1-6，额定功率为4kW，满载转速为960r/min,启动转矩为2.0，电动机轴伸出端直径为38k6 mm，电动机中心高132mm，外形尺寸515280315。附：电动机的型号参数三、传动比的分配及轴功率转速转矩的计算1 总传动比的计算。若选用电动机的满载转速为n1 ,工作机的转速为nw ,总的传动比为i=n1/nw其中n1=960r/min,nw=601000vb/(D) r/min ,D=400mm , Vb=0.37m/s , 代入得nw=17.7r/min , 所以总传动比i=54.34 。2 传动比的分配。两级圆柱齿轮减速器的传动比为i=830,总传动比i=54.34 ,取V带传动比为iv=3.4 ,所以二级圆柱齿轮的传动比为。对于二级圆柱齿轮减速器，两级齿轮要求配对材料，性能及宽度大致相同，两级齿轮传动比按下式分配高速级传动比，取，所以低速级传动比。3 各轴功率的计算 带式输送机属于通用机械,故以电动机的额定功率P作为设计功率,用以计算传动装置中各轴的功率。1234 5由于，圆柱齿轮的传动取8级精度的一般齿轮传动（油润滑），齿轮的传动效率1=0.97；V带传动取2=0.94；轴承，选用滚子轴承，每对效率3=0.98，共4对；常用联轴器，选用齿式联轴器，4=0.99。所以，总的传动效率是：=122344=0.9720.940.9840.99=0.8076于是，高速轴1的输入功率等于电动机的输出功率，即： P1=P3.967 kW中间轴2的输入功率： P2 P12339670.940.98 W3654.3 W中间轴3的输入功率： P3 P2313654.40.980.97 W3474 W中间轴4的输入功率： P4 P33134740.980.97 W3302 W工作机的输入功率是： P5P43433020.980.99 W3204 W4 各轴转速的计算：条件：两级圆柱齿轮减速器的传动比为i=830,考虑到总体尺寸取i齿轮=16，取两级的传动比均为i轮4。所以V带传动比取为iv=54.3416=3.4 高速轴1的转速 n1n电动机960 r/min轴2的转速 n2n1/iv282.35 r/min轴3的转速 n3n2/i轮59.69 r/min轴的转速 n4n3/i轮17.7 r/min工作机的转速 n5n417.7 r/min5 各轴的输入转矩的计算电动机的输出转矩 T19550P1/ n1 代入数据得 T139.46Nm轴2的输入转矩 T29550P2/ n2 代入数据得 T2123.60Nm轴3的输入转矩 T39550P3/ n3 代入数据得 T3555.82Nm轴4的输入转矩 T49550P4/ n4 代入数据得 T41791.7Nm轴五的输入转矩 T59550P5/ n5 代入数据得 T51738.5Nm四、传动零件的设计计算：V带的设计.确定计算功率.选择V带的类型，由Pca 、n1 ,结合课本图8-11选用A型。.确定带轮的基准直径dd ,并验算带速。.初取小带轮的基准直径dd1=112mm .验算带速vV=dd1n1/(601000)=112960/(601000) m/s =5.63 m/s ,因为5m/sv900 .计算带的根数Z.计算单根V带的额定功率Pr 由dd1=112mm ，n1=960r/min 得单根普通V带的基本额定功率P0=1.15kW ，由n1=960r/min ，iv=3.4 和A型带，查表得 P0=0.11kW查表得包角修正系数K=0.885 ，长度系数KL=0.99 。于是Pr=（P0+P0）KKL=（1.15+0.11）0.8850.99kW = 1.104 kW.计算V带的根数ZZ=P/Pr=3.967/1.104=3.594根.计算单根V带的初拉应力的最小值(F0)min已知V带的单位长度质量q=0.1kg/m ，所以 (F0)min=500（2.5K）P/(ZvK)qv2 = 163.9 N所以应使带的实际初拉应力F0(F0)min 。.计算压轴力FP 压轴力的最小值（FP）min=2Z(F0)minssin(1/2)=1234 N电动机的输出轴的直径D=38mm,小带轮的基准直径为=112mm，由于2.5D300mm,所以小带轮采用腹板式，根据经验公式，取，即d176mm，由带数，B=2f4e77.2mm，取LB77.2mm（小于电动机伸出端长度80mm），小带轮的结构尺寸如下表：项目数值项目数值基准宽11第一槽对称面至端面的距离下偏差基准线上槽深2.8基准直径112基准线下槽深8.8顶圆直径118槽间距14.876槽间距上偏差轮缘宽度77.2槽间距下偏差腹板厚度19.3第一槽对称面至端面的距离9.0与基准直径相适应的第一槽对称面至端面的距离上偏差轮毂宽度77.2大带轮的槽结构尺寸与小带轮基本相同，只是=380.8mm，=386.8mm，与相适应的。五、齿轮传动设计高速级齿轮设计1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；由于运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度；参考机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)硬度为280HBS，大齿轮材料为45铜(调质)硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。选小齿轮齿22，由于高速级齿轮传动比为4.73，所以大齿轮齿数。2 按齿面接触强度设计1) 确定公式内的各计算数值（1） 试选载荷系数（2） 计算小齿轮传递的转矩（3） 由机械设计表10-7选取齿宽系数（4） 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数 （5） 由图10-21d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（6） 计算应力循环次数 （7） 由机械设计图10-19查得接触疲劳寿命系数， （8） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得， 2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值(2) 计算圆周速度v(3) 设计齿宽b(4) 计算模数与齿高之比b/h模数齿高 (5)计算载荷系数根据v1.012m/s，8级精度。由机械设计图10-8查得动载荷系数直齿轮，由机械设计查得由机械设计表10-2查得使用系数由机械设计表10-4查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时,用插值法得由，查机械设计图10-13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，得(7)计算模数m3 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式1)确定公式内的各计算数值(1)由机械设计图10-20c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(2)由机械设计图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数， (3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得 (4)计算载荷系数K(5)查取齿形系数、液压力校正系数由机械设计表10-5查得，,(6)计算大.小齿轮的并加以比较，大齿轮的数值大2)设计计算对比齿面接触疲劳强度计算的模数m与齿根弯曲疲劳强度计算的模数m，得到，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，可取弯曲强度算得的模数2.268mm，并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数，大齿轮齿数。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。4 几何尺寸计算1）计算分度圆直径2）计算中心距3）计算齿轮宽度取 ，结构设计及绘制齿轮零件图低速级齿轮设计1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；由于运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度；参考机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)硬度为280HBS，大齿轮材料为45铜(调质)硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。选小齿轮齿24，由于高速级齿轮传动比为3.38，所以大齿轮齿。2 按齿面接触强度设计1)确定公式内的各计算数值(1)试选载荷系数(2)计算小齿轮传递的转矩(3)由机械设计表10-7选取齿宽系数(4)由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数 (5)由图10-21d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(6)计算应力循环次数（轴3 的转速为59.69r/min） (7)由机械设计图10-19查得接触疲劳寿命系数， (8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得， 2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值(2) 计算圆周速度v(3)设计齿宽b(4)计算模数与齿高之比b/h模数齿高 (5)计算载荷系数根据v0.356m/s，8级精度。由机械设计图10-8查得动载荷系数直齿轮，由机械设计查得由机械设计表10-2查得使用系数由机械设计表10-4查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时,用插值法得由，查机械设计图10-13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，得(7)计算模数m3 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式1)确定公式内的各计算数值(1)由机械设计图10-20c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(2)由机械设计图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数， (3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得 (4)计算载荷系数K(5)查取齿形系数、液压力校正系数由机械设计表10-5查得，,(6)计算大.小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大2)设计计算对比齿面接触疲劳强度计算的模数m与齿根弯曲疲劳强度计算的模数m，得到，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，可取弯曲强度算得的模数3.492mm，并就近圆整为标准值m=3.5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数，大齿轮齿数。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。4 几何尺寸计算1）计算分度圆直径2）计算中心距3）计算齿轮宽度取 ，结构设计及绘制齿轮零件图六、及轴承零件的设计计算（一）轴1的设计计算输入轴上的功率,求作用在齿轮上的力压轴力在运转的过程中，取，所以初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取于是由式初步估算轴的最小直径这是安装联轴器处轴的最小直径，由于此处开键槽两个，校正值轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）初选型号6408的深沟球轴承参数如下， ，所以轴段上AB段和EF段的直径均为40mm。 (2)轴段CD上安装齿轮,为便于齿轮的安装,CD段可取直径42mm.齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段CD的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽,故取。(3)齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段ED的直径, 轴肩高度,取轴间高度为4mm，ED段的右端长取8mm段直径为50mm。ED左端长取8mm段直径为50mm。中间段的直径取为46mm。（4）由中间轴的总长度可以得到其余各轴段的长度。，。（5）由于轴承宽度B27mm，轴承外径为110mm。由机械设计手册可知，轴承盖凸缘e14.4mm，（端盖上螺栓直径d12mm，e1.2d），所以取端盖厚度为30mm，取带轮右端与轴承盖左端面距离为H,H=18mm，所以,且。取,已知大带轮得厚度为77.2mm。大带轮的右端 用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径为30mm，所以可以取。（6）确定轴上圆角和倒角根据轴的直径查表得轴端得倒角为1.245，轴肩处得圆角半径为1.6mm。（7）键连接。大带轮：选普通平键 键的尺寸bh87，长度取为50mm。 齿轮：选普通平键 键的尺寸 bh128，长度取为50mm。5.轴的受力分析 1)画轴的受力简图已知电机的压轴力，）计算支承反力当电机压轴力如图所示垂直纸面向里时在水平面上在垂直面上 总支承反力计算弯矩, 当压轴力由上垂直向下时在水平面上在垂直面上 总支承反力计算弯矩, 当压轴力由下垂直向上时在水平面上在垂直面上 总支承反力计算弯矩, 当压轴力垂直纸面向外时在水平面上在垂直面上 总支承反力计算弯矩 4）画转矩图 6 校核轴的强度 C剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故C剖面左侧为危险剖面 7 按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数,则 查表15-1得=60mpa,因此,故安全.8 校核键连接强度高速小齿轮处: 查表得.故强度足够.大带轮处: 查表得.故强度足够.9. 校核轴承寿命由计算得出的轴承上承受的最大合力计算轴承载荷 对于轴承2 径向: 轴向力为0轴承2为受载较大的轴承,按轴承2计算查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故,由额定使用寿命38400h 可知，轴承合格。23轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计中间轴上的参数：求作用在齿轮上的力高速大齿轮: ， 低速小齿轮: 初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取于是由式初步估算轴的最小直径由于轴上开2个键槽，所以最小直径按13增长，所以轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见上图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（ 1 ）初选型号6311的深沟球轴承参数如下基本额定载荷 轴段ab,ef的直径与轴承的内径相同,故取 ( 2 )轴段de,bc上安装齿轮,为便于齿轮的安装,de，bc段的各直径应略大于ef，ab的直径,可取.小齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段bc的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知小齿轮齿宽120.5mm,取。已知大齿轮的齿宽是75mm，取两齿轮间的间隙取为20mm。( 3 )小齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段cd的直径, 轴肩高度,故取cd段的直径为59.4mm。取轴肩宽度为20mm。 ( 4 )取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,取 ,取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁见的距离S=8mm,由于轴承宽度为29mm.轴承外径为120mm由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=14.4mm。取端盖总厚度为30mm。（5）轴上零件的周向定位，两个齿轮与轴的周向定位均采用平键连接，由教材（6-1）得，平键截面bh1610，键槽长度取为63mm，同时为了保证齿轮与轴配合由良好得对中性，选择齿轮榖与轴得配合为H7h6滚动轴承和轴得周向定位是 由过渡配合来保证的，此处选直径尺寸公差为m6（6）确定轴上圆角和倒角根据轴的直径查表得轴端得倒角为245，轴肩处得圆角半径为2.0mm。5.轴的受力分析1)画轴的受力简图）计算支承反力在水平面上 在垂直面上 总支承反力3 ) 画弯矩图：水平面弯矩垂直面弯矩,所以合成弯矩 4 ) 画转矩图 6 校核轴的强度低速小齿轮剖面，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故低速小齿轮剖面为危险剖面按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数,则 查表15-1得=60mpa,因此,故安全.7 校核键连接强度高速齿轮: 查表得.故强度足够.低速齿轮: 查表得.故强度足够.8. 校核轴承寿命轴承载荷 轴承1 径向: 轴向为0 轴承2 径向: 轴向:因此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承2计算查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故P7552.35N，所以使用寿命合格，故该轴承对合格。3. 4轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计输出轴上的参数求作用在齿轮上的力初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取于是由式初步估算轴的最小直径，由于开键槽二个，所以轴的直径按13增长，取，联轴器的计算转矩查表14-1取，则。查机械设计手册（软件版），选用GB5014-1985中的ZL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为4000N。半联轴器的孔径70mm，轴孔长度L107,C型键,联轴器主动端的代号为HL4 55*84 GB5014-1985,相应地,轴段FG的直径70mm。轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见前图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（）为满足半联轴器的轴向定位要求，FG轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取EF段的直径为75mm（2）初选型号6215的深沟球轴承参数如下，。故 。 ( 3 )轴段BC上安装齿轮,为便于齿轮的安装,BC段直径应略大与AB段的直径,可取BC段的直径为80mm。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段BC的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽B115.5mm,故取BC段的长度为。 ( 4 )齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段CD的直径, 轴肩高度,取,故取。 为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段DE的直径应根据6215深沟球轴承的定位轴肩直径确定,即 ( 5 )取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,取H=20mm ,取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁见的距离S=8mm,由于轴承宽度B=25mm，轴承外径为130mm，由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=14.4mm,取轴承盖总厚度为30mm，取联轴器轮毂端面与轴承盖间的距离K=18mm.故。为满足半联轴器的轴向定位要求，EF端直径应大于FG直径，取。联轴器的右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D70mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度为107mm，为了保证轴端挡圈只压着半联轴器上，故FG段长度应比轴孔长度小，取。确定轴段DE的长度，由于中间轴的总长度为313.5mm，所以轴段DE的长度为111.6mm。6）键连接。联轴器：选普通平键 键尺寸参数bh2012，长度为80mm 齿轮：选普通平键 键尺寸参数bh2214 长度为80mm5.轴的受力分析，取齿轮齿宽中间为力作用点1 )画轴的受力简图）计算支承反力在水平面上 在垂直面上 总支承反力 3 )画弯矩图 故 4）画转矩图 6 校核轴的强度 C剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故C剖面左侧为危险剖面 按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数,则查表15-1得=60mpa,因此,故安全. 7 校核键连接强度联轴器: 查表得.故强度足够.齿轮: 查表得. 故强度足够.8 校核轴承寿命由轴承的受力情况查表，查表13-5得X=1,Y=0按表13-6,取,故 所以轴承的使用寿命是合格的。七.润滑与密封目的过程分析结论润滑与密封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。2，3，4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2，3，4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润滑脂八.箱体结构尺寸目的分析过程结论机座壁厚=0.025a+511.35mm机盖壁厚11=0.025a+511.35mm机座凸缘壁厚b=1.517.02mm机盖凸缘壁厚b1=1.5117.02mm机座底凸缘壁厚b2=2.528.36mm地脚螺钉直径df =0.036a+1221.14mm取24mm地脚螺钉数目A接近250,n=66 轴承旁联接螺栓直径d1=0.75 df15.86mm取16mm机盖与机座联接螺栓直径d2d2=(0.50.6) df10.57mm取12mm联接螺栓d2间距L=150200190mm轴承盖螺钉直径d3=(0.40.5) df12mm窥视孔螺钉直径d4=(0.30.4) df6.34mm取7mm定位销直径d=(0.70.8) d29mm轴承盖螺