機械設(shè)計課程設(shè)計帶式輸送機傳動裝置含全套圖紙1

1、華南農(nóng)業(yè)大學(xué)機械設(shè)計課程設(shè)計cad圖紙，聯(lián)系qq153893706設(shè)計： 指導(dǎo)老師： 班級：05機化2學(xué)號錄目第一部分：題目及已知參數(shù)2第二部分：傳動方案的總體設(shè)計2一、基本參數(shù)的確定2二、電動機的選擇3三、確定傳動比3四、傳動裝置的動力參數(shù)和動力參數(shù)3第三部分：傳動零件的設(shè)計計算一、 齒輪的設(shè)計計算4二、 輸入軸、中間軸、軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計計算11三、 鏈條及鏈輪的設(shè)計計算20四、輸出軸的設(shè)計計算22第四部分：減速箱箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計25第五部分：潤滑與密封26第六部分：設(shè)計總結(jié)26第七部分：參考文獻(xiàn)26第一部分：題目及已知參數(shù)傳動方案：帶式輸送機傳動裝置設(shè)計參數(shù)：傳動方案輸送帶的牽引力 f(kn

2、)輸送帶的速度 v(m/s)提升機鼓輪的直徑d(mm)290.352801、輸送帶鼓輪 2、傳動鏈 3、減速器 4、聯(lián)軸器 5、電動機二、傳動裝置的總體設(shè)計1、基本參數(shù)的確定輸送帶鼓輪的傳動效率：w=0.97圓柱齒輪傳動（7級精度）：齒=0.99鏈傳動（滾子鏈）：鏈=0.96聯(lián)軸器（彈性元件聯(lián)軸器）：聯(lián)=0.99滾動軸承（滾子軸承）：軸=0.98鏈傳動比：i鏈24兩級圓柱齒輪：i830i齒=ih×il（830）ih（1.21.3）ii×i鏈（16120）聯(lián)軸4齒2鏈0.8592、電機的選擇1)、類型：y系列三相鼠籠型異步電動機2)、工作機最小功率：pw=3.257kw電動機

3、功率：=3.791kw 3)、電動機轉(zhuǎn)速：n（i1i2i3iin）nw 所以： 即：由上述數(shù)據(jù)可知，選取電動機如下：型號額定功率（km）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）起動/額定轉(zhuǎn)矩最大/額定轉(zhuǎn)矩電動機伸出直徑（mm）電動機伸出端安裝長度（mm）電動機中心高度（mm）電動機外形尺寸（長×寬×高mm）同步轉(zhuǎn)速1500（r·min1）y112m4414402.22.228j660112400×245×2653、確定傳動比i=ih×il×i鏈 60.28 （nm為電動機轉(zhuǎn)速）取i60，ih5，ilih/1.254，i鏈34、傳動裝置的動力參

4、數(shù)和動力參數(shù)1）一級傳動軸轉(zhuǎn)速n11440(r/min)二級傳動軸轉(zhuǎn)速n2n1/ih342.86(r/min)三級傳動軸轉(zhuǎn)速n3n2/il97.96（r/min）鼓輪轉(zhuǎn)速n4n3/i鏈23.89（r/min）2）一級傳動軸輸入功率p1pd×聯(lián)×軸3.678kw二級傳動軸輸入功率p2p1×齒×軸3.568kw三級傳動軸輸入功率p3p2×齒×軸3.498kw鏈輪輸入功率p4p3×鏈3.323kw工作機輸出功率p5p4×軸3.257kw3)由公式得：一級傳動軸輸入轉(zhuǎn)矩t124.392n·m二級傳動軸輸入轉(zhuǎn)矩t2

5、118.314n·m三級傳動軸輸入轉(zhuǎn)矩t3463.971n·m鏈輪輸入轉(zhuǎn)矩t41322.277n·m第三部分：傳動零件的設(shè)計計算一、齒輪的設(shè)計計算高速級齒輪的設(shè)計計算1、選定高速級齒輪類型、精度等級、材料、及齒數(shù)1)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。2)材料選擇。由表101選擇小齒輪材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為240hbs，二者材料硬度相差40hbs。3）選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z25×24120。2、按齒面接觸強度設(shè)計按公式試算，即：（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1)試選kt1

6、.6 2)由圖1030選取區(qū)域系數(shù)zh2.433。 3)由表107選取齒寬系數(shù)d1 4)由表查得，則5)1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。6）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。6）由圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù)khn1=0.9,khn2=0.95。7）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)s1,得：8）許用接觸應(yīng)力（2）、計算1)試算小齒輪分度圓直徑d1t，由公式得：35.5892)計算圓周速度。3)計算齒寬b及模數(shù)mnt。=35.589mmmnt=mmh=2.25mnt=3.237mm10.994mm4)計算縱向重合度。1.9035)計算載荷系數(shù)。已知使用系

7、數(shù)ka=1，根據(jù)v=，7級精度，由圖108動載荷系數(shù)kv=1.09：由表104查得kh1.41；由圖1013查得kf1.35；由表103查得khkf1.1。故載荷系數(shù)為：6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得：7)計算模數(shù)3、按齒跟彎曲強度設(shè)計（1）確定計算參數(shù)1)計算載荷系數(shù)。2)根據(jù)縱向重合度1.903，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù)。3)由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限;大齒輪的彎曲疲勞強度極限;4)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù);。5）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，得:6)計算大、小齒輪的，當(dāng)量齒數(shù):,根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)查表105得，2.592，1.5

8、96；2.155，1.815大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計計算mm1.14mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒跟彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅于齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲強度算得的模數(shù)1.14mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值mn1.25mm，接觸強度算得的分度圓直徑d136.244mm，算得的小齒輪齒數(shù)取z128，則z25×281404、幾何尺寸計算（1）計算中心距108.21mm將中心距圓整為108mm。（2）按圓整之后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)，等不必修正。（3）計算大、小齒輪的

9、分度圓直徑（4）計算齒輪寬度圓整后取b2=38mm，b1=40mm。低速級齒輪的設(shè)計計算1、 選定齒輪的類型、精度等級、材料和齒數(shù)1） 選用直齒圓柱齒輪傳動。2） 選用7級精度。3） 材料選擇。選擇小齒輪材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為240hbs,二者硬度差為40hbs。選小齒輪的齒數(shù)z124，大齒輪齒數(shù)z24×2496。2、 按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式進(jìn)行試算，即（1）確定公式內(nèi)個計算數(shù)值1） 試選載荷系數(shù)kt1.3。2） 由表107選取齒寬系數(shù)，由表106查得材料的談定影響系數(shù)3） 1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞

10、強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。4） 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。5） khn1=0.93,khn2=0.966）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)s1,得：（2）計算1）試算分度圓直徑2）計算圓周速率v。3） 計算齒寬b。1×67.695mm67.695mm4） 計算齒寬與齒高之比。模數(shù) 齒高 h2.25mt2.25×2.8216.3475） 計算載荷系數(shù)根據(jù)，7級精度，由圖108查得動載荷系數(shù)kv=1.05直齒輪，由表102查的使用系數(shù)ka=1；由表104用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，1.423。由，1.423查圖1013得1.35；故載荷系數(shù)

11、6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得：7） 計算模數(shù)m。3、 按齒跟彎曲強度計算彎曲強度的設(shè)計公式為：（1）確定公式內(nèi)的個計算數(shù)值1）由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限;大齒輪的彎曲疲勞強度極限;2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù);。3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)s1.4，得：4） 計算載荷系數(shù)k。5） 查取齒形系數(shù)。由表105查得2.65，1.58；2.192，1.7866） 計算大、小齒輪的大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒跟彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面

12、接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅于齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲強度算得的模數(shù)2.13mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m2.5mm，接觸強度算得的分度圓直徑d170.908mm，算得的小齒輪齒數(shù)大輪齒數(shù)4、 幾何尺寸計算（1） 計算分度圓直徑（2） 計算中心距（3） 計算齒輪寬度取b175mm，b270mm。二、軸的設(shè)計計算1、軸的設(shè)計計算（1）齒輪的受力分析圓周力：徑向力：軸向力：（2）初步確定軸的最小直徑先安式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表153，取112，于是得：輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器出軸的直徑。為了使所選的軸的直徑于聯(lián)軸器的空徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸

13、器的計算轉(zhuǎn)矩，查表141，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取1.3，則：按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于連軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用tl4型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63。半聯(lián)軸器的孔徑，故取25mm，半聯(lián)軸器長度l52mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l138mm。（4） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1） 擬定軸上零件的裝配方案2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的個段直徑和長度a、為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，ab軸段右端需制出一軸肩，故取bc段的直徑28mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d30mm。半聯(lián)軸器與軸配合的孔長度l1=38mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的斷面上，故ab端的長度應(yīng)比l1

14、略短一些，現(xiàn)取36mm。b、初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾動軸承。參照工作要求并根據(jù)30mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30206，其尺寸為，故dcddgh30mm。軸承左右兩端都采用軸肩定位，軸肩高度3.255mm，因此，取ddedhi36.5mm。c、軸上齒輪齒跟圓直徑為，由于齒根圓直徑與軸的直徑非常接近，根據(jù)一般的做法，可把齒輪與軸一體齒輪軸。3）軸上零件的周向定位按dab25查表61選用平鍵為8mm×7mm×32mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，選軸

15、的直徑公差為m6。（5） 求軸上的載荷跨度： l1=110.45mm，l241.45mm1） 水平面支承反力 2） 垂直面支承反力（6） 計算彎矩并作彎矩圖1） 水平面彎矩在c處，2） 垂直面彎矩在c左側(cè)，在c右側(cè)，3） 合成彎矩c處左側(cè)c處右側(cè)4） 計算轉(zhuǎn)矩t=t1=24.3925） 計算截面的當(dāng)量彎矩由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，c處當(dāng)量彎矩最大，為危險截面。根據(jù)式155，并取，因截面處沒有鍵槽，所以取w0.1d3，則軸的計算應(yīng)力為：18.1mpa查表151得，<,故安全。（7） 校核軸承核計算壽命1） 校核軸承a和計算壽命徑向載荷軸向載荷/=0.796查手冊30206軸承的e0.37，/

16、>e，查得x=0.4，y=1.6，由于軸承只收到輕微沖擊，所以選取1.1，所以軸承的當(dāng)量動載荷應(yīng)為：<cr=43200n，校核安全。軸承的壽命為:h，滿足設(shè)計壽命。2） 校核軸承b和計算壽命因為只受徑向力作用，所以當(dāng)量動載荷，校核安全。軸承的壽命為：h,滿足設(shè)計壽命。2、軸的設(shè)計計算（1）1）輸?shù)捷S上的功率p2=3.568kw，轉(zhuǎn)速n2342.86r/min，轉(zhuǎn)矩t2118.314n·m。2）軸輸出的功率為p33.498kw，轉(zhuǎn)速n397.96r/min，轉(zhuǎn)矩t3463.971n·m（2）求作用在齒輪上的力1）作用在高速級大齒輪上的力為：圓周力：徑向力：軸向力：

17、2）作用在低速級小齒輪上的力圓周力：徑向力：（3）初定軸的最小直徑選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表153，取a。112，于是初步估算軸的最小直徑為：這是安裝軸承處的最小直徑dab。（4）選取軸承初選型號為30205的圓錐滾子軸承，參數(shù)同前。（5）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸的裝配方案，如圖：兩端軸承都采用擋圈定位。軸承各部分尺寸和圓頭平鍵的尺寸如圖所示。ab、ef段用以安裝軸承和套筒，bc、de段分別安裝低速級小齒輪和高速級大齒輪，為了使套筒可靠端面可靠壓緊齒輪，此兩段略小于輪轂寬度。（6）求軸上的載荷及校核跨度l1=48.45mm，l2=66.5mm，l3=41.45mm1）計算支反力a、水平面支

18、反力則614.62n則b、垂直面支反力則則2）計算彎矩并作彎矩圖水平面彎矩在c處，在d處，垂直面彎矩在c處，d處右側(cè)，d處左側(cè)，合成彎矩1134）轉(zhuǎn)矩tt2=118.3145）畫彎矩圖6）校核軸由彎矩合成圖可知，c處當(dāng)量彎矩最大，并且有較多的應(yīng)力集中，為危險截面，取，近似計算取w=0.1d3，則：31.12mpa<=60mpa校核安全。（7）校核軸承和計算壽命1）校核軸承a和計算壽命徑向載荷：因為只受徑向力作用，所以當(dāng)量動載荷，校核安全。軸承的壽命為：h,滿足設(shè)計壽命。2）校核軸承b和計算壽命徑向載荷軸向載荷/=0.183, 查手冊30206軸承的e0.37，/<e，查13-5得x

19、=1，y=0，由于軸承只收到輕微沖擊，所以選取1.1，所以軸承的當(dāng)量動載荷應(yīng)為：<cr=43200n，校核安全。軸承壽命為：，滿足設(shè)計壽命。（8） 選用鍵的校核1）低速級小齒輪選用圓頭平鍵 b×h10×8，l63mm，k0.5h4mm，llb53mm。所以，查表62得，100120mpa，<，鍵安全。2）高速級大齒輪選用圓頭平鍵b×h10×8，l32mm，k0.5h4mm，llb22mm。同理計得<，鍵安全。三、滾子鏈及鏈輪的設(shè)計計算（1）滾子鏈的設(shè)計計算1）選擇大、小鏈輪的齒數(shù)選取小鏈輪齒數(shù)為z119，則大鏈輪的齒數(shù)為z219

20、5;357。2）計算當(dāng)量的單排鏈的計算功率因為工作平穩(wěn)，所以從表96中選取公況系數(shù)1，從圖913中選取主動鏈輪齒數(shù)系數(shù)1.35，1，由公式得：3）確定鏈輪型號和節(jié)距p根據(jù)當(dāng)量計算功率，選取型號為06b，節(jié)距為p9.525mm的鏈條。4）計算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距381，按式916計算鏈節(jié)數(shù)得：將其圓整為偶數(shù)118。由，查表97得中心距計算系數(shù)0.24708，所以鏈傳動的最大中心距為：376.55mm5）計算鏈速v，確定潤滑方式平均鏈速計算公式如下：根據(jù)鏈速，由圖914選擇定期人工加油的潤滑方式。6）計算鏈傳動作用在軸上的壓軸力（2）鏈輪的設(shè)計計算（1）鏈輪的結(jié)構(gòu)和材料。小鏈輪為整體式鋼制小鏈

21、輪，大鏈輪為孔板式鏈輪。因鏈輪工作無劇烈震動及沖擊，由表95選取鏈輪材料為40鋼。（2）鏈輪的尺寸1）小鏈輪尺寸小鏈輪為整體式鋼制小鏈輪。小鏈輪的分度圓直徑59.87mm，齒跟圓直徑mm選定小鏈輪的孔徑dk40mm，根據(jù)分度圓和孔徑的大小，查機械設(shè)計手冊（軟件版）得：輪轂厚度輪轂長度，取輪轂直徑mm齒寬0.93b15.32mm2）大鏈輪尺寸大鏈輪的分度圓直徑178.97mm，齒跟圓直徑選定大鏈輪的孔徑為60mm,則輪轂厚度輪轂長度，取輪轂直徑mm齒寬0.93b15.32mm（3）鏈輪的安裝方式兩鏈輪都采用一端用軸肩固定，另一端采用軸端擋圈定位的方法。四、軸的設(shè)計計算（1）初定軸的直徑選定軸的材

22、料為45鋼，初步估算軸的最小直徑這是安裝鏈輪處的最小直徑。（2）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）初定軸的形狀和尺寸如下圖所示： 2）ab段用以安裝軸承和套筒。bc段安裝齒輪，為使套筒斷面可靠的壓緊齒輪，此軸端略小于輪轂寬度。ef段用以安裝右端軸承，采用軸肩定位。gh段用以安裝鏈輪，采用軸端擋圈定位，長度略小于鏈輪輪轂長度。3）選用型號為30312的圓錐滾子軸承，額定動載荷為170kn。（3）校核軸跨度，1）計算支反力水平面支反力垂直面支反力2）計算彎矩水平面彎矩在c處，在b處，垂直面彎矩在c處，在b處，合成彎矩在c處，在b處，3）作彎矩圖4）由彎矩圖可知，b處截面為危險截面。取，則軸的計算應(yīng)力為：55mpa為

23、使<60mpa。校核安全。（4）校核軸承和計算壽命1）校核軸承a和計算壽命徑向載荷當(dāng)量動載荷為<cr，安全。計算軸承的壽命,滿足設(shè)計壽命。1）校核軸承b和計算壽命徑向載荷當(dāng)量動載荷<cr計算軸承的壽命,滿足設(shè)計壽命。（5）校核鍵1）齒輪處的鍵由表選用圓頭平鍵，k0.5h5.5mm，由式61，安全。2）鏈輪處的鍵此處采用雙鍵連接，k0.5h4mm，由式61，應(yīng)為采用雙鍵，每個鍵受力為/2=87.87mpa，安全。第四部分：減速箱箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計名稱計算結(jié)果機座壁厚0.025a58mm機蓋壁厚110.025a58mm機座凸緣壁厚b1.512mm機蓋凸緣壁厚b11.5112mm機座底凸

24、緣壁厚b22.520mm地腳螺釘直徑df=0.036a+1216mm地腳螺釘數(shù)目a<250，n=66軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=0.75 df12mm機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d2d2（0.50.6）df8mm聯(lián)接螺栓d2間距l(xiāng)=150200160mmdf、d1、d2至外機壁距離c11.2d（58）c1f22mmc1118mmc1214mmdf、d1、d2至凸臺邊緣距離c2=d1+2.5d3c2f20mmc2116mmc2212mm軸承蓋螺釘直徑d3（0.40.5）df6mm窺視孔螺釘直徑d4（0.30.4）df6mm定位銷直徑d（0.70.8）d26mm軸承旁凸臺半徑rc2軸承蓋螺釘分布圓直徑d1d+2.5d3（d為軸承孔直徑）d1145mmd1245mmd1375mm軸承端蓋外徑d2d1+2.5d3d2160mmd226