机械设计课程设计-带式输送机二级减速器设计（F=9V=0.37D=360）【全套图纸】.doc

华南农业大学机械设计课程设计计算说明书全套图纸，加153893706设计题目：带式输送机班 级：05机化（2）班学 号：设 计 者： 指导老师： 年月15日目录（一）、设计任务书 3（二）、电动机的选择计算 4 （三）、计算总的传动比并分配各级传动比 5（四）、计算传动装置的运动和动力参数 6（五）、设计高速级齿轮 8（六）、设计低速级圆柱直齿传动 14（七）、设计次级低速齿轮 20（八）、减速器轴及轴承装置、键的设计 23（九）、润滑与密封 37（十）、箱体结构尺寸 37（十一）、设计总结 38（十二）、参考文献 38一、设计任务书1设计参数输送带的牵引力：F9 KN输送带的速度：v0.37m/s提升机鼓轮的直径：D=360mm2设计要求1 ）带式输送机提升物料：谷物、型沙、碎矿石、煤等2 ）输送机运转方向不变，工作载荷稳定3 ）输送带鼓轮的传送效率取为0.974 ）工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16小时3传动方案分析设计内容）装配图1张）零件图3张）设计说明书1份二、电动机的选择计算1、确定电动机的类型按照工作要求选择全封闭自扇冷式笼形三相异步电动机，电压380，系列。2、电动机的功率选择 根据一般带式输送机选用的电动机，选用Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机。圆柱齿轮=0.98 （3对）滚动轴承=0.99 （4对）弹性联轴器=0.99 （1个）输送机卷筒 =0.96故减速器的总传动效率： 因此电动机输出有效功率为：Pd = =3.87KW 3、确定电动机的转速查得型号Y132M1-6封闭式三相异步电动机参数如下电动机型 号额定功率P（KW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）满载时效率（%）Y132M1-6410009602284满载时输出功率为 略小于,在允许范围内所以，选用型号Y132M1-6封闭式三相异步电动机三、计算总的传动比并分配各级传动比传动系统的总传动比其中i是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；nm是电动机的满载转速，r/min；nw 为工作机输入轴的转速，r/min。总传动比 48.98将三对齿轮的传动比均分得：3.66四、计算传动装置的运动和动力参数将传动装置中各轴从高速轴到低速轴依次编号为0轴（电机轴），1轴、2轴、3轴、4轴，相邻两轴之间的传动比为, 。相邻两轴间的传动效率为, 各轴输入功率为,。各轴的转速为, 各轴输入转矩为, .其中，0.990.970.970.931， 3.66电动机的输出功率、转速和转距分别为：=Pd r/min T0 = 9550 0轴（电机轴）=3.87 KW970 r/minT0 = =38.5 N.m1轴(高速轴) 3.870.993.83KW 970 r/min37.7 N.m2轴(中间轴)3.75KW265 r/min135.1 N.m3轴（低速轴）3.64KW72.4 r/min408.1 N.m4轴（滚筒轴）3.39KW19.8 r/min1635.1 N.m13轴的输出功率和输出转矩则分别为个轴的输入功率和输入转矩乘轴承效率04轴运动和动力参数的计算结果加以汇总，列出表格，如下： 轴 名功 率P（KW）转 矩T（）转 速n（r/min）传 动 比效 率输入功率输出功率输入转矩输出转矩电机轴3.8738.5970高速轴3.833.7937.737.397010.99中间轴3.753.64135.11312653.660.97低速轴3.643.53408.1395.872.43.660.97卷筒轴3.39 3.151635.11520.619.83.660.93五、设计高速级齿轮目的过程分析备注选精度等级、材料和齿数） 选用斜齿圆柱齿轮传） 选用级精度） 材料选择。小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。选小齿轮齿数1，大齿轮齿数2iZ1=3.6624=90选取螺旋角。初选螺旋角两齿轮均为标准斜齿圆柱齿轮，所以法向压力角 按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 ）确定公式内的各计算数值（）试选 （）由图，选取区域系数（）由图查得（）计算小齿轮传递的转矩 （）由表选取齿宽系数（）由表查得材料的弹性影响系数（）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（）由式计算应力循环次数（）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0.99为输入轴轴承的效率3.66为第一级传动比按齿面接触强度设计）计算（）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得（）计算圆周速度（）计算齿宽及模数（）计算纵向重合度（）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（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得纵向重合度又称轴向重合度按齿面接触强度设计（）计算模数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按齿根弯曲强度设计（）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式得（）计算大小齿轮的并加以比较：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2.0mm，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，则齿数确定mn时取较大的，安全。几何尺寸计算） 计算中心距将中心距圆整为101mm）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。中心距螺旋角几何尺寸计算） 计算大、小齿轮的分度圆直径） 计算大、小齿轮的齿根圆直径） 计算大、小齿轮的齿顶圆直径 ） 计算齿轮宽度圆整后取；分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径所以，小齿轮做成实心结构，大齿轮做成腹板结构。齿轮宽度验算假设正确假设正确六.设计低速级圆柱直齿传动目的设计过程备注选定齿轮精度等级、材料及齿数） 选用级精度） 由表选择小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS。） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数取两齿轮均为标准直齿圆柱齿轮，所以压力角按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，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（） 由表选取齿宽系数（） 由表查得材料的弹性影响系（） 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（）由式计算应力循环次数（）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0.97 为中间轴轴承的效率3.66为第二级传动比代入中的较小值是为了使得出的d偏大，使齿轮更安全目的过程分析备注按齿面接触疲劳强度设计（） 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假设，由表查得由表查得使用系数由表查得由图1查得故载荷系数（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得（）计算模数小齿轮相对支承非对称布置是按齿面接触疲劳强度设计时使用的齿向载荷分布系数按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为目的分析过程备注按齿根弯曲强度设计） 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，并比较大齿轮的数据大） 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数1.808，并就近圆整为标准值2.0。是按齿根弯曲强度设计时使用的齿向载荷分布系数确定mn时取较大的，安全。两对直齿的模数2.0。按齿根弯曲强度设计按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数取大齿轮齿数取齿数几何尺寸计算） 计算分度圆直径） 计算齿顶圆直径） 计算齿根圆直径 ） 计算中心距） 计算齿宽取分度圆直径：齿顶圆直径：，所以，小直齿轮做成实心式齿轮，大直齿轮做成腹板式齿轮齿根圆直径：中心距齿宽验算合适假设正确七、设计次级低速齿轮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Z117，大齿轮齿数Z2173.2955.9356。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4.998，并就近圆整为标准值5.0。按接触强度算得的分度圆直径d1156.93mm，算得小齿轮的齿数32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。八. 减速器轴及轴承装置、键的设计布置图如下（此图主要表现轴的形状，齿轮、键、键槽等和一些交线没有画出）（1） 轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计目的过程分析结论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计输入轴上的功率转矩求作用在车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（以下轴均取此值），于是由式初步估算轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理输入轴的设计及其轴承装置、键的设计这是安装联轴器处轴的最小直径，由于此处开键槽，校正值，联轴器的计算转矩查表，取，则查机械设计手册（软件版），选用HL型弹性柱销联轴器，其公称转矩为16000N。半联轴器的孔径，故取半联轴器长度L32，与轴孔配合长度轴的结构设计）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，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基本额定动载荷基本额定静载荷，故取12，（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，求轴上的载荷并校核跨度为选用HL型弹性柱销联轴器轴的尺寸（）：输入轴的设计及其轴承装置、键的设计受力图、弯矩图及扭矩图：ACB1）计算支反力（）水平面支反力，有 （）垂直面支反力，有，有，输入轴的设计及其轴承装置、键的设计）计算弯矩并作弯矩图（）水平面弯矩图在C处，（）垂直面弯矩图C处左侧C处右侧（）合成弯矩图C处左侧C处右侧） 计算转矩并作转矩图） 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轴向载荷由，在表注）取X0.56，则相对轴向载荷于是，用插值法求得由表取则，A轴承的当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命轴校核安全轴承选用6005深沟球轴承，校核安全寿命（）为输入轴的设计及其轴承装置、键的设计（） 校核轴承B和计算寿命径向载荷当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命 选用校核键查表，选用单圆头平键由式，查表，得，键校核安全选用单圆头平键键校核安全（2）轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计中间轴及其轴承装置、键的设计1，转矩输出轴上的输入功率转矩求作用在低速级小齿轮上的力求作用在高速级大齿轮上的力 初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取选轴的材料为钢，调质处理中间轴及其轴承装置、键的设计于是由式初步估算轴的最小直径这是安装轴承处轴的最小直径初选型号6006的深沟球轴承，。，可取，右端采用轴肩定位，取，则轴环处直径，轴段右端采用套筒定位：求轴上的载荷并校核（受力图、弯矩图及扭矩图见下一页）跨度为） 计算支反力（）水平面支反力，有，有 （）垂直面支反力，有，有选型号的深沟球轴承，参数同前轴的参数（）中间轴及其轴承装置、键的设计受力图、弯矩图及扭矩图）计算弯矩并作弯矩图（）水平面弯矩图在C处，在处，（）垂直面弯矩图在C处，处右侧处左侧（）合成弯矩图中间轴及其轴承装置、键的设计C处D处右侧处左侧）计算转矩并作转矩图）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轴向载荷，由表查得X1Y0由表取由式当量动载荷该轴承寿命该轴承寿命）校核轴承B和计算寿命径向载荷当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命选用校核键）低速级小齿轮的键由表选用圆头平键轴校核安全轴承选用6006深沟球轴承校核安全寿命（）：中间轴及其轴承装置、键的设计由式，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，查表，得，键校核安全低速级小齿轮的键选用圆头平键高速级大齿轮的键选用圆头平键校核安全（3） 轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计目的过程分析结论输出轴及其轴承装置、键的设计由第二轴的计算可知第三轴上齿轮输入功率转速转矩初定轴的直径轴的材料同上。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，查表，取，两轴器的计算转矩查机械设计手册（软件版），选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N。半联轴器的孔径，故取，半联联轴器长度L112，与轴配合的孔长度。 轴的材料同上选用HL4型弹性柱销联轴器半联联轴器长度L112与轴配合的孔长度输出轴及其轴承装置、键的设计轴的结构设计）轴的形状见前面的结构图）确定各段直径和长度（）在左端制一轴肩，取，右端用轴端挡圈定位，取直径为D57。为保证压紧联轴器，取（）初选型号为16012的深沟球轴承，基本额定动载荷基本额定静载荷。可取左端应用轴肩定位（）取安装齿轮处直径由于装有键槽，应略小于齿轮宽度，取左端用轴肩定位，取，取，轴的各段直径，长度可定。校核轴受力图，弯矩图，扭矩图见下一页。跨度）计算支反力（）水平面支反力，有，有 （）垂直面支反力，有，有）计算弯矩并作弯矩图选型号为16012的深沟球轴承轴的尺寸（）： 输出轴及其轴承装置、键的设计受力图，弯矩图，扭矩图（）水平面弯矩图在C处，（）垂直面弯矩图C处（）合成弯矩图C处）计算转矩，并作转矩图）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，并取输出轴及其轴承装置、键的设计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由式当量动载，安全。该轴承寿命该轴承寿命）校核轴承B和计算寿命径向载荷当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命 选用校核键（）齿轮处的键由表选用圆头平键由式，查表，得，键校核安全（）联轴器的键由表选用单圆头平键由式，查表，得，键校核安全轴校核安全轴承校核安全寿命（）：齿轮处的键选用圆头平键校核安全联轴器的键选用单圆头平键九.润滑与密封目的分析过程结论润滑与密封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。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润滑脂十.箱体结构尺寸目的分析过程结论机座壁厚=0.025a+58mm机盖壁厚11=0.025a+58mm机座凸缘壁厚b=1.512mm机盖凸缘壁厚b1=1.5112mm机座底凸缘壁厚b2=2.520mm地脚螺钉直径df =0.036a+1216.3mm地脚螺钉数目a1.210mm齿轮端面与箱体内壁距离229 mm两齿轮端面距离4=1010 mm目的分析过程结论df,d1,d2至外机壁距离C1=1.2d+(58)C1f=26mmC11=21mmC12=18mmdf,d1,d2至凸台边缘距离C2C2f=22mmC21=17mmC22=15mm机壳上部（下部）凸缘宽度K= C1+ C2Kf=48mmK1=38mmK2=33mm轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离e=(11.2)d113mm轴承座凸起部分宽度L1C1f+ C2f+(35)52 mm吊环螺钉直径dq=0.8df13mm十一.设计总结通过了半个月的时间，终于完成了本学期的机械课程设计任务。跟开始设计时的想法不同，实践证明用三个星期做好减速器的设计是不可能的。在设计过程中我遇到了很多问题，有的经过一翻努力，可以解决；但还有一些还没未能解决。第一次做这样的作业，刚开始不知道从那里入手，好不容易做了一部分，后来却发现数据有错误，无法在往下做了，只好又从出错的地方重新再计算一次，那时候觉得很烦，真的很想不做了。现在这一份是经过多次修改之后得出来的。虽然还有很多错漏，但是是经过自己的努力后，终于得到了结果。我发现机械设计是一项综合性很强的课程，需要由AtoCad、画法几何、工程力学等学科的知识，需要很高的创新素质；设计的时候要由耐心和恒心意志力，而且要细心；设计之前要有充分的资料准备，到图书馆借齐所需要的