1、1华南农业大学机械设计课程设计全套图纸，加 153893706设计： 指导老师： 2班级：05 机化 2学号：录目第一部分：题目及已知参数2第二部分：传动方案的总体设计2一、基本参数的确定2二、电动机的选择3三、确定传动比3四、传动装置的动力参数和动力参数3第三部分：传动零件的设计计算一、齿轮的设计计算4二、输入轴、中间轴、轴承及联轴器的设计计算11三、链条及链轮的设计计算20四、输出轴的设计计算22第四部分：减速箱箱体结构设计25第五部分：润滑与密封26第六部分：设计总结26第七部分：参考文献263第一部分：题目及已知参数传动方案：带式输送机传动装置设计参数：传动方案 输送带的牵引力F(KN
2、)输送带的速度V(m/s)提升机鼓轮的直径 D(mm)2 9 0.35 2801、输送带鼓轮 2、传动链 3、减速器 4、联轴器 5、电动机二、传动装置的总体设计1、基本参数的确定4输送带鼓轮的传动效率： w=0.97圆柱齿轮传动（7 级精度）： 齿 =0.99链传动（滚子链）： 链 =0.96联轴器（弹性元件联轴器）： 联 =0.99滚动轴承（滚子轴承）： 轴 =0.98链传动比：i 链 24两级圆柱齿轮：i830i 齿 =ihil（830）ih（1.21.3）iii 链 （16120） 联 轴 4 齿 2 链 0.8592、电机的选择1)、类型： Y 系列三相鼠笼型异步电动机2)、工作机最
3、小功率：P W= =3.257kw10wFV电动机功率： =3.791kw /dp3)、电动机转速：n（i 1i2i3iin）n w60601.352.89minbwvn rD所以： .89.即： 324n由上述数据可知，选取电动机如下：型号 额定功率（km）满载转速（r/min）起动/额定转矩最大/额定转矩电动机伸出直径（mm）电动机伸出端安装长度（mm）电动机中心高度（mm）电动机外形尺寸（长宽高 mm）同步转速 1500（r min1 ）Y112M44 1440 2.2 2.2 28j6 60 112 40024526553、确定传动比i= =ihili 链 60.28 （n m 为电动
4、机转速）mwn取 i 60，i h5，i li h/1.25 4，i 链 34、传动装置的动力参数和动力参数1）一级传动轴转速 n11440(r/min)二级传动轴转速 n2n 1/ih342.86(r/min)三级传动轴转速 n3n 2/il97.96（r/min）鼓轮转速 n4n 3/i 链 23.89（r/min）2）一级传动轴输入功率 P1P d 联 轴 3.678kw二级传动轴输入功率 P2 P1 齿 轴 3.568kw三级传动轴输入功率 P3 P2 齿 轴 3.498kw链轮输入功率 P4P 3 链 3.323kw工作机输出功率 P5P 4 轴 3.257kw3)由公式 得：90T
5、n一级传动轴输入转矩 T124.392Nm二级传动轴输入转矩 T2118.314Nm三级传动轴输入转矩 T3463.971Nm链轮输入转矩 T41322.277Nm第三部分：传动零件的设计计算一、齿轮的设计计算高速级齿轮的设计计算1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料、及齿数1)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。2)材料选择。由表 101 选择小齿轮材料为 40Cr，调质处理硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢，调质处理，硬度为 240HBS，二者材料硬度相差 40HBS。3）选小齿轮齿数 Z1=24，大齿轮齿数 Z2524 120。2、按齿面接触强度设计6按公式试算
6、，即： 2321tHEltdKTZu（1）确定公式内的各计算数值1)试选 Kt 1.62)由图 1030 选取区域系数 ZH2.433。3)由表 107 选取齿宽系数 d14)由表查得 ， ，则10.820.512.635)10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿lim10HMPa轮的接触疲劳强度极限 。lim2HMPa6）计算应力循环次数。 91601406308.10nNjL2.9N6）由图 1019 取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.9,KHN2=0.95。7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S1,得：1lim0.96540HNMPa2li252.K
7、S8）许用接触应力 14.31H（2） 、计算1)试算小齿轮分度圆直径 d1t，由公式得：35.5892312.64952.43189.5t m2)计算圆周速度。 1.802.6836061tdnv ss3)计算齿宽 b 及模数 mnt。=35.589mm1dtb7mnt= mm1cos35.89cos14.392tdzh=2.25mnt=3.237mm10.994mmbh4)计算纵向重合度。1.90310.38tandz5)计算载荷系数。已知使用系数 KA=1，根据 v= ，7 级精度，由图 108 动载荷系数2.6msKV=1.09：由表 104 查得 KH 1.41；由图 1013 查得
8、 KF 1.35；由表103 查得 KH K F 1.1。故载荷系数为： 1.091.469AV6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得： 331 .5.8.216ttdK7)计算模数 1cos.45ndmz3、按齿跟弯曲强度设计 21cosFaSndKTYz（1）确定计算参数1)计算载荷系数。 1.091.3569AVHK2)根据纵向重合度 1.903，从图 1028 查得螺旋角影响系数 。 0.8Y3)由图 1020c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ;大齿轮的弯曲疲10FEMPa劳强度极限 ;2380FEMPa4)由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 ; 。10.85FNK2.8FN8
9、5）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得:130.57FNEKMPaS2866)计算大、小齿轮的 ，当量齿数:FaY,133246.7cosvz23310.6cosvz根据当量齿数查表 105 得，2.592， 1.596； 2.155， 1.8151FaY1Sa2FaY2SaY1.591.60.337SF28.75aSFY大齿轮的数值大。（2）设计计算mm221 221.69430.8cos14cos 0.63756FaSndKTYmz1.14mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的
10、承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅于齿轮直径有关，可取弯曲强度算得的模数 1.14mm 并就近圆整为标准值 mn1.25mm ，接触强度算得的分度圆直径 d136.244mm，算得的小齿轮齿数 1cos36.24cos128.35ndz取 z128，则 z2528 1404、几何尺寸计算9（1）计算中心距108.21mm128140.25()coscosnzma将中心距圆整为 108mm。（2）按圆整之后的中心距修正螺旋角 12arcos3.54nzm因 值改变不多，故参数 ， ， 等不必修正。KHZ（3）计算大、小齿轮的分度圆直径 128.536cos4nzmdm20.1n（4
11、）计算齿轮宽度 136dbm圆整后取 B2=38mm，B 1=40mm。低速级齿轮的设计计算1、选定齿轮的类型、精度等级、材料和齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动。2）选用 7 级精度。3）材料选择。选择小齿轮材料为 40Cr，调质处理，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢，调质处理，硬度为 240HBS,二者硬度差为 40HBS。选小齿轮的齿数 z124，大齿轮齿数 z2424 96。2、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即 2132.EltdHKTZu（1）确定公式内个计算数值101）试选载荷系数 Kt1.3。2）由表 107 选取齿宽系数 ，由表 106 查得材料的谈定影响系数
12、0.8d12EZ =89.MPa 3） 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿lim160HMPa轮的接触疲劳强度极限 。lim250HMPa4） 计算应力循环次数。 816034.8613087.910nNjL2975N5）K HN1=0.93,KHN2=0.966）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S1,得：1lim0.93658HNKMPa2li2 2S（2）计算1）试算分度圆直径 2331.8.410589.267.5ltd m2）计算圆周速率 v。 167.32.1.6001tnss3）计算齿宽 b。167.695mm67.695mmdt4）计算齿
13、宽与齿高之比 。h模数 167.952.814ttmmz齿高 h2.25m t2.252.8216.3471167.9510.34bh5）计算载荷系数根据 ，7 级精度，由图 108 查得动载荷系数 KV=1.051.2vms直齿轮， 1HFK由表 102 查的使用系数 KA=1；由表 104 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，1.423。H由 ， 1.423 查图 1013 得 1.35；故载荷系数10.67bhH F1.05.4231.9AVHK6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得： 331 .967.7.81ttdm7）计算模数 m。 10.982.54z3、
14、按齿跟弯曲强度计算弯曲强度的设计公式为： 12FaSndYKTmz（1）确定公式内的个计算数值1）由图 1020c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ;大齿轮的弯曲150FEMPa疲劳强度极限 ;2380FEMPa2）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 ; 。10.9FNK2.FN3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S 1.4，得：132.4FNEMPaS12249.71FNEKMPaS4）计算载荷系数 K。 .05.38AVH5）查取齿形系数。由表 105 查得 2.65， 1.58； 2.192， 1.7861FaY1Sa2FaY2SaY6）计算大、小齿轮的 12.6580.133
15、4FaSY2.9.7.56FaS大齿轮的数值大。（2）设计计算 321.49830.156782.3mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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，仅于齿轮直径有关，可取弯曲强度算得的模数 2.13mm 并就近圆整为标准值 m2.5mm，接触强度算得的分度圆直径d170.908mm，算得的小齿轮齿数 170.9825dz大轮齿数 244、几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径 170dzm28（2） 计算中心距131275dam（3） 计算齿轮宽度 10db取 B1 75
16、mm，B 270mm。二、轴的设计计算1、轴的设计计算（1）齿轮的受力分析圆周力： 1t24.39215.06TFNd径向力： rtan.tan07.31coscs34轴向力： t15.t26.aFN（2）初步确定轴的最小直径先安式 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，33min02PdA调质处理。根据表 153，取 112，于是得：0A33min0.6781215.40dm输出轴的最小直径显然是安装联轴器出轴的直径 。为了使所选的轴的d直径于联轴器的空径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 ，查表 141，考虑到转矩变化很小，故取3caATK1.3，则：AK3.249
17、3.71caANm按照计算转矩 应小于连轴器公称转矩的条件，查手册，选用 TL4 型弹性T套柱销联轴器，其公称转矩为 63 。半联轴器的孔径 ，故取 125d25mm，半联轴器长度 L52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度abd14L138mm。（4） 轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案 8720abcdefghij2）根据轴向定位的要求确定轴的个段直径和长度A、为了满足半联轴器的轴向定位要求，ab 轴段右端需制出一轴肩，故取 bc 段的直径 28mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D30mm。bcd半联轴器与轴配合的孔长度 L1=38mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压
18、在轴的断面上，故 ab 端的长度应比 L1 略短一些，现取 36mm。ablB、初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚动轴承。参照工作要求并根据 30mm，由轴承产品目录中初步选取bcd0 基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30206，其尺寸为，故 dcdd gh30mm。轴承左右两端都采用36217.5dDTmm轴肩定位，轴肩高度 3.255mm，因此，取 dded hi36.5mm。C、轴上齿轮齿跟圆直径为 ，由于齿根圆直径1(2)31.8fadzhcm与轴的直径非常接近，根据一般的做法，可把齿轮与轴一体齿轮轴。3）轴上零件的周向定位按 dab 25
19、 查表 61 选用平键为 8mm7mm32mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，选轴的直径公差为76Hk15m6。（5） 求轴上的载荷跨度： L1=110.45mm，L 241.45mm1）水平面支承反力12t10, 0ABXMF有 12985.3tBXFLN12t,BAXL有 126.7tAX2）垂直面支承反力 10,/0AraBZMFd有23.1BZrLN, /2AZra有2/7.0AZraFd（6） 计算弯矩并作弯矩图1）水平面弯矩在 C 处， 142.3XAMFLNmA2）垂直面弯矩在 C 左侧， 19.56CZA在 C 右侧， 23BFLNA3）合成
20、弯矩C 处左侧 246.CXCZMmC 处右侧 50NA4）计算转矩T=T1=24.392 NmA165）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，为危险截面。根据式 155，并取 ，因截面处没有键槽，所以取 W0.1d 3，则轴的计算应力为：0.618.1MPa22/caCMT查表 151 得 ， e，查得Aar AaFrX=0.4，Y=1.6，由于轴承只收到轻微冲击，所以选取 1.1，所以轴承的当量Pf动载荷应为：1.210mm齿轮断面与箱体内壁距离 2 2 8mm机壳上部（下部）凸缘宽度KC 1+C2Kf=42mmK1=30mmK2=26mm轴承边缘到螺钉 d1 中心
21、线距离 e（11.2）d 1 12mm轴承座凸起部分宽度 L1=C1fC 2f（ 35） 45mm吊环螺钉直径 dq0.8d f 12.8mm外箱壁至轴承座端面距离 l1箱盖、箱座肋厚 m10.85 ，m0.85 16.8mm箱座深度 Hdd s/2+（30 50）ds 为大齿轮顶圆直径180mm箱座高度 HH d （510） 195mm第五部分：润滑与密封1、齿轮的润滑因为齿轮的圆周速度都少于 12m/s，所以采用浸油的润滑方式。2、轴承的润滑因为齿轮采用浸油润滑，且三条轴的速度因子 dn（1.53）10 5mmr/min，轴承可以相应地用飞溅润滑。3、密封方式的选择由于三条轴与轴承接触处的
22、线速度 v10m/s，所以采用毡圈密封5、 润滑油的选择因为减速器属于一般要求的机器，所以查机械手册选用机械油 AN22 号。第六部分：设计总结原本以为做设计是件容易的事，以为很容易就能将自己想象的东西做出来。做了这个课程设计之后，深感机械设计人员的不容易啊！做机械设计不能一步一步的来，如果一步28一步的算，不考虑整体的设计参数的话，到后面就发现前面的这个或那个零件的参数不满足后面的计算了，那又要重新设计前面的零件了，这样做起来效率非常的低下。一开始我犯了这样的错误，后来我比较周全的考虑前后零件的参数配合问题，设计起来效率高了很多。第七部分：参靠文献机械设计 第八版 濮良贵 纪名刚主编，高等教育出版社机械原理 第七版 孙恒 陈作模 葛文杰主编，高等教育出版社机械设计课程设计 任嘉奔 李建平 王之栎 马纲编著，北京航空航天大学出版社机械设计手册（软件版 3.0） 机械制图与计算机绘图 周静卿 张淑娟 赵风芹主编
