1、机械设计课程设计1华 南 农 业 大 学机械设计课程设计(带式输送机传动装置)全套图纸，加 153893706班 级：2005 级农业机械（2）班设 计 者： 学 号：指导老师： 日 期：2008 年 01 月 05 日机械设计课程设计2目录1. 传动方案分析32. 各主要部件选择43. 选择电动机44. 分配传动比55. 传动系统的运动和动力参数计算56. 设计高速级齿轮67. 设计低速级齿轮118. 减速器轴及轴承装置、键的设计19轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计19轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计22轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计269. 润滑与密封2910. 箱体结构尺寸291
2、1. 设计总结3012. 参考文献30机械设计课程设计3一. 传动方案分析传动方案：整体布局如图所示在计算里定义输送带鼓轮轴为 III 轴,减速器里从左往又分别定义为 II 轴,I 轴和输入轴转动路线：电机 两级圆柱齿轮(斜齿或直齿) 减速器 开式齿轮传动 工作机。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。给定条件：输送带的牵引力 F=9KN输送带的速度 v=0.35m/s提升机鼓轮的直径 D=280mm减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。特点及应用：结构简单，但
3、齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。机械设计课程设计4二.电动机的选择计算1选择电动机（1）选择电动机类型按已知工作要求和条件选用 Y 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。（2）确定电动机功率工作装置所需功率 P 按式（22）计算wP kWvF10式中， kN， ，工作装置的效率考虑到带卷桶及其轴承的效率取9wsmw/35.=0.97，代入上式得：P = kW=3.25 kWwwvF
4、1094.0电动机的输出功率 PoP = W式中, 为电动机轴至卷桶轴的传动装置总效率。查表可得，取加工齿的开式传动（干油润滑）圆柱齿轮效率 ，滚动轴承效率96.0b，8 级精度齿轮传动（稀油润滑）效率 ，滑块连轴器效率 ，95.0r 7.q 98.0c则： 82.09.5.096.3232 crqb故 kWPwo7.因载荷平稳，电动机额定功率 P 只需略大于 即可，按表中 Y 系列电动机技术数据选择wo电动机额定功率 为 4.0 Kwm（3）确定电动机转速卷桶轴作为工作轴，其转速为min/89.2305.16044 rDvnww按表推荐的各传动机构传动比范围：单级圆柱齿轮传动比范围 ，则总传
5、动比范53g机械设计课程设计5围应为 ，可见电动机转速的传动比可选范围12573i min/25.98603.489.)( rnw符合这一范围的同步转速有 750r/min、1000r/min 和 1500r/min 三种，为减少电动机的重量和价格，由表中选常用的同步转速为 1000r/min 的 Y 系列电动机 Y132M -6，其满载转速 n1r/min，额定功率为 4.0kW。m960再根据电动机型号查表可得电动机型尺寸，把电动机的参数列表如下：电动机转速n（r/min）电 动 机型 号额定功率（KW） 同步转速满载转速外形尺寸mm 3安装尺寸mm 2中心高hY132M -614.0 1
6、000 960 15280761678132 05.2计算传动装置的总传动比和分配各级传动比（1）传动装置总传动比18.409.236wmni（2）分配传动装置各级传动比又由于 ，为使开式齿轮的外廓尺寸不致过大，取传动比 ，则减速器闭式齿21iib 3bi轮传动比 ，取高速齿轮传动比 ，所以39.8.40bi 214.i1109.3.412i3计算传动装置的运动和动力参数（1）各转速由公式可得I 轴 min/7.213.49601rinmIII 轴 i/52iIIIII 轴 in/89.2371rinbII 机械设计课程设计6（2）各轴输入公率输入轴 kWPcro 63.98.05.723I
7、轴 rI 76II 轴 kcrII .工作轴 PbIIw 25390（3）各轴输入转矩输入轴 mNnTmo.76.3950I 轴 PII .150.2II 轴 mNnTII 6.487.3950III 轴 PII 1.29.5将以上算得的运动和动力参数列表如下：轴名参数输入轴 I 轴 II 轴 III 轴（工作轴）转速 n（r/min） 960 221.7 71.75 23.89功率 P（Kw） 3.63 3.5 3.37 3.25转矩T（ ）mN37.0 150.77 448.56 1299.18传动比 i 4.33 3.09 3效 率 0.965 0.965 0.97三齿轮的设计和计算高速
8、齿轮组1选定齿轮类型齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按图示的基本传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度3）材料选择。由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者硬度差为 40HBS。4）选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ，取241z 92.1034.12zi 103z机械设计课程设计72按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即3211)(2.HEdtt ZuTkd（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 .tK2）计算小齿轮传递的转矩mNnPT 4515
9、1 106.390.1.0.93）由表 10-7 选取齿宽系数 d4） 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 218.9MPaZE5） 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 H601lim大齿轮的接触疲劳强度极限 a52li）由式 10-13 计算应力循环次数91 10.)63081(96060 hjLnN12.53.4i）由图 10-19 查得接触疲劳强度寿命系数 90.1HNK5.2HN）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为 1，安全系数为 S=1，由式 10-12 得MPaSKHNH 54609.lim1.252li2 （2）计算1) 试算小齿轮分度圆直径 ，代入
10、 中的较小值td1Hmdt 617.45).289(3.4506.3.1 2) 计算圆周速度 v机械设计课程设计8smndvt /29.1067.451063) 计算齿宽btd614) 计算齿宽与齿高之比 h模数 mZmtnt 9.1247.51齿高 hnt 28.67028.45b5) 计算载荷系数 K根据 ，级精度，由图 10-8 查得动载荷系数smv/29.01V直齿轮 FHK由表 10-2 查得使用系数 1A由表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时4.HK由图 10-13 查得 38.1F故载荷系数 53.147.08.1HVAK）按实际的载荷系数校正所算得
11、的分度圆直径，由式 10-10a 得mdtt 17.483.5617.431）计算模数机械设计课程设计9mzdm01.247.813按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为 321FSdnYzKTm）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MPaFE501曲疲劳强度极限 MPaFE3802（） 由图查得弯曲疲劳寿命系数5.1FNK802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MPaaSFENF 57.304.1511 K8628022（） 计算载荷系数 49.131FVA（）查取齿形系数由表查得65.21aY20.Fa（）查取应力校正系数由表
12、查得8.1Sa.12Sa（）计算大小齿轮的 ，并比较FY01658.8.233796521FSaFY机械设计课程设计10大齿轮的数据大）设计计算 mm46.1058.2416.393 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 1.46，并就近圆整为标准值2 按接触强度算得的分度圆直径 md17.48算出小齿轮齿数2.1Z大齿轮齿数 取92.1034.1Zi 1042Z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，并做到结构紧密,避免浪费。4几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径 mZd20613482（2） 计
13、算齿顶圆直径a 12)4()(5221（3） 计算齿根圆直径mZmdf 03)5.()5.(221 （4） 计算中心距a127064821（5） 计算齿宽 db1取 mB0251把高速齿轮基本参数列表如下：参数齿轮模数 齿数 分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽 中心距机械设计课程设计11小齿轮 24 48 52 43 55大齿轮2104 206 212 203 50127低速齿轮组和高速齿轮的设计方案相似1选定齿轮类型齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按图示的基本传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度3）材料选择。由表 10-1 选择小齿轮材料为
14、 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者硬度差为 40HBS。4）选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ，取241z 16.74209.312zi 752z2按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即3211)(2.HEdtt ZuTkd（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 .tK2）计算小齿轮传递的转矩mNnPT 45151 10.39601.0.93）由表 10-7 选取齿宽系数 d6） 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 218.9MPaZE7） 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 H601lim大
15、齿轮的接触疲劳强度极限 a52li）由式 10-13 计算应力循环次数91 10.)63081(96060 hjLnN122.7.3i机械设计课程设计12）由图 10-19 查得接触疲劳强度寿命系数 90.1HNK5.2HN）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为 1，安全系数为 S=1，由式 10-12 得MPaSKHNH 54609.lim1.252li2 （2）计算6) 试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中的较小值td1Hmdt 86.4)5.29(0.345.3.1 7) 计算圆周速度 vsnt /7.168.06218) 计算齿宽mdbt 8.64.19) 计算齿宽与齿高之比 h模数 Zm
16、tnt 7.24.1齿高 mhnt 05.65.2.807.6b10) 计算载荷系数 K根据 ，级精度，由图 10-8 查得动载荷系数smv/75.01V直齿轮 FHK由表 10-2 查得使用系数 1A由表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时4.HK机械设计课程设计13由图 10-13 查得 38.1FK故载荷系数 49.17.05.1HVA）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 10-10a 得mKdtt 9.673.148.631）计算模数zm8.249713按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为 321FSdnYzKTm）确定公式内的计算数值由图
17、查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限 F382（） 由图查得弯曲疲劳寿命系数5.01FNK82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MPaaSFENF 57.304.15011 K862822（） 计算载荷系数 45.13.05.1FVA（）查取齿形系数由表查得机械设计课程设计1465.21FaY20.Fa（）查取应力校正系数由表查得8.1Sa.12Sa（）计算大小齿轮的 ，并比较FY01658.8.233796521FSaFY大齿轮的数据大）设计计算 mm42.10658.2415.3 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由
18、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 1.42，并就近圆整为标准值3 按接触强度算得的分度圆直径 md9.671算出小齿轮齿数23.1Z大齿轮齿数 取07.1239.1Zi 12Z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，并做到结构紧密,避免浪费。4几何尺寸计算（6） 计算分度圆直径 mZd21376921（7） 计算齿顶圆直径a 9)()(75221（8） 计算齿根圆直径mZmdf 5.21).7(3)5.(6221机械设计课程设计15（9） 计算中心距 mda142)369()(21（10） 计算齿宽bd1取 mB702751把低速齿轮基本参
19、数列表如下：参数齿轮模数 齿数 分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽 中心距小齿轮 23 69 75 615 75大齿轮371 213 219 2155 70141开式齿轮组1选定齿轮类型齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按图示的基本传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度3）材料选择。由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者硬度差为 40HBS。4）选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ，取241z 24312zi 73z2按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，
20、即3211)(2.HEdtt ZuTkd（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 .tK2）计算小齿轮传递的转矩mNnPT 45151 102.3960.1.0.93）由表 10-7 选取齿宽系数 d8） 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 218.9MPaZE9） 由图 10-21d 按齿面硬度查得机械设计课程设计16小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH601lim大齿轮的接触疲劳强度极限 52li）由式 10-13 计算应力循环次数91 10.)63081(96060 hjLnN122.7.3i）由图 10-19 查得接触疲劳强度寿命系数 90.1HNK5.2HN）计算接触疲劳强度许
21、用应力取失效概率为 1，安全系数为 S=1，由式 10-12 得MPaSKHNH 54609.lim1.252li2 （2）计算11) 试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中的较小值td1Hmdt 0.45).289(3402.3.1 12) 计算圆周速度 vsnt /17.06.5062113) 计算齿宽mdbt4114) 计算齿宽与齿高之比 h模数 Znt 875.12451齿高 mmhnt 2.467.02.45b15) 计算载荷系数 K根据 ，级精度，由图 10-8 查得动载荷系数sv/17.0V直齿轮机械设计课程设计171FHK由表 10-2 查得使用系数 A由表 10-4 用插值法查得
22、7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时41.HK由图 10-13 查得 38.F故载荷系数 45.17.02.1HVAK）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 10-10a 得mdtt 7.463.1531）计算模数zm95.247613按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为 321FSdnYzKTm）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 MPaE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限 F382（） 由图查得弯曲疲劳寿命系数5.01FNK82计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为 S=1.4，由式得机械设计课程设计18MPaaSKFENF 57.304.158011
23、 86222（） 计算载荷系数 45.13.05.1FVA（）查取齿形系数由表查得65.21aY2.Fa（）查取应力校正系数由表查得8.1Sa0.12Sa（）计算大小齿轮的 ，并比较FY01658.8.233796521FSaFY大齿轮的数据大）设计计算 mm42.10658.2415.3 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 1.42，并就近圆整为标准值2 按接触强度算得的分度圆直径 md7.461算出小齿轮齿数2.1Z大齿轮齿数 取72431Zi 32Z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，
24、并做到结构紧密,避免浪费。4几何尺寸计算（11） 计算分度圆直径机械设计课程设计19mZd146273821（12） 计算齿顶圆直径a 50)()(2221（13） 计算齿根圆直径mZmdf 14).273()5.(221（14） 计算中心距a946821（15） 计算齿宽 db1取 mB50251参数齿轮模数 齿数 分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽 中心距小齿轮 24 48 52 43 55大齿轮273 146 150 141 5097四轴的设计和计算高速级的设计1 .选择轴的材料选取 45 钢，调质处理，由课本 P355 表 51 查得，其硬度为 HBS220，抗拉强度极限 B640MP
25、a，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 2初步估算轴的最小直径由前面传动装置的参数知 P13.63KW，n1960r/min，T1 。根据课本表mN37153，T1= T1.0.99=36.63NM 取 A0112，于是按式 152：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%）=18.5 mm 。输入轴的最小直径是安装联小直径即为与联轴器配合处的直径 d。3 .轴的结构设计mPAdn5.179603.201机械设计课程设计20（
26、1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1）联轴器的计算转矩 1TKAca查表 14-1，取 ，则3.mNTAca 48107.1查机械设计手册 （软件版） ，选用 YL5 型弹性联轴器，其公称转矩为 63 ,半连轴mN器的孔径 md2512）初选滚动轴承。3）齿轮处的轴段,由于是选择了齿轮轴,所以 DE 段直径 ,齿轮宽度为 55mm52DEd4）轴承端盖的总宽度为 20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加 润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端面间的距离l 30mm， 故取 l 50mm 。5）取齿轮距箱体内壁间距离 a14mm，两大齿轮间的距离 c=
27、1015mm,取.c=12.5mm,中间轴两齿轮距为 10mm，1 轴与 2 轴上的小齿轮间的距离为 7.5mm,。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 D，D12（D=1015mm），已知滚动轴承宽度T21.25mm，2 周上的小吃论宽为 100mm 则l 7.5+100+14+14=133.5mml 14+12=26mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6）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）。7） 确定轴上的圆角和倒角尺寸参考课本表 152，取轴端倒角为 245，各轴肩处的圆角半径为 R1.0mm（d 为18
28、30mm）和 1.6（d 为 3050mm）轴上的载荷如下：机械设计课程设计21轴上的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，由机械设计手册(软件版)R2.0 查取 30306 型滚动轴承的 C 值：C c17mm。因此，作为简支座的轴的支承跨距：L2+L3170.25mm+62.75mm233.00mm。（1）高速级小齿轮 1 的受力分析。圆周力： =12dTFtN18504径向力： =673.3Ncosantr cos2tan（2）计算支反力（以 B 为原点建立直角坐标系向右，向上为正水平为 X 轴）水平面 MB0,RDH205 Ft11000 , RDH902.4NF0 , RB
29、HFtRDH1850-902.4=947.6N弯矩 M 为：M（x）=947.6x (0x100mm)=902.4(205-x) (100x205mm)所以：MH=947.6100=94760N垂直面 MB0,RDV205Fr1100+ Fa1 0 , RDV=902.4N21dF0RBVFr1 RDV673.3N-902.4N=-229.1N弯距:Mv(x)-229.1x (0x100mm)机械设计课程设计22=14851-902.4x (100mmx205mm)所以：-229.1100=-22910N.mm1cM根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图。可看出 c 截面为最危险截面，现将计算
30、出的截面 C 处的 MH、MV 及 M 的值列于下表进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面 C）的强度。根据课本式 155 及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取 0.6，轴的计算应力ca 10.9MPaWTMc22)(MPa32258.01)46(34已由前面查得许用弯应力1=60MPa，因此 ca1.2 10mm齿轮端面与箱体内壁距离 2 2 9 mm两齿轮端面距离 4=10 10 mm七设计总结为期两个多星期的课程设计接近尾声了，回首看着自己的成果，真有点不可思议，原本以为 7000 字、30 页的课程设计要做到何年何月才可以做好，但做下来才觉得原以为做不
31、到的事情其实也可以做到的，不过做过程中也有遇到不少的困难，毕竟是第一次，很多东西都不知道，无从入手，只能参照着书本和师兄的设计一步一步来，做着做着，理解到其中的意思，便渐感兴趣了，只可惜觉得时间比较紧，如果完全是靠自己的知识做出来两个多星期是做不出来的，所以要学会查资料，还有要对基础的知识理解透切，因为那些尺寸很多是要自己定下来的，如果没有对机械的熟识，能定出一个合理的减速箱是一件很困难的事情，还有对软件的熟悉也是一个影响因素，毕竟这是要靠电脑才能完成的，整天对着电脑也是一件很烦人的事，有时白天有事，晚上回到宿舍累了，就一边打磕睡一边做课程设计，的确是困了就趴在桌子上睡一会儿，醒来接着做，这些经历只有做过设计的才能感受到，课程设计让我学会了很多，感受到很多。八参考文献1 机械设计课程设计 陈秀宁 施高义编 浙江大学出版社 2003 年2 机械设计课程第八版 濮良贵 纪名刚主编 高等教育出版社 2006 年3 机械设计课程设计 王大康、卢颂峰主编 北京工业大学出版社5 机械设计手册（软件版）R2.0数字化手册系列（软件版）编写委员会编制 机械工业出版社 2003 年。
