1、常用机构设计课程设计说 明 书题目 谷物输送机设计 班 级 姓 名 指导老师 完成日期 烟台职业学院1目录一、常用机构设计课程设计任务书2二、总体传动方案拟定3三、 运动学与动力学计算4四、 传动零件的设计计算8五、 轴的设计计算(从动轴)14六、 轴承、键和联轴器的选择27七、 减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算32 八、 总结35九、参考文献362一、常用机构设计课程设计任务书常用机构设计课程设计任务书姓名 班级 学号 设计题目原始数据及工作条件设计工作量设计说明书1 份（word文档）传动装置装配图1 张（A0图纸，cad出图）主要零件工作图2 张（A3图纸，ca
2、d出图）指导老师 完成日期 设计题目：谷物输送机设计原始数据及工作条件：已知条件题号1 2 3 4 5 6 7 8 9 10输送带拉力F/N 4200 5500 5500 6000 7000 7000 8000 8000 9000 9500输送带速度V/（m/s）1.38 1.35 1.45 1.4 1.05 1.5 1.4 1.5 1.5 1.55滚筒直径D/mm 300 250 260 270 270 300 260 290 300 290工作条件：输送机连续工作，单向提升，载荷平稳，两班制工作，使用年限10年，输送带速度允许误差为土5。（本小组选题为第 组题号）设计工作量：1.设计总体传
3、动方案，完成总体传动方案论证。2.设计主要传动装置，完成主要传动装置装配图1张（A0）。3.设计主要零件，完成主要零件工作图2张（A3）。4.编写设计说明书。3二、总体传动方案拟定谷物输送机通常由原动机、传动装置和输送带三部分组成。传动装置用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置的传功方案是否合理将直接影响输送机的工作性能、重量和成本。拟定一个合理的传动方案，除了应综合考虑工作装置的载荷、运动及机器的其他要求外，还应熟悉各种传动机构的特点，以便选择一个合适的传动机构。带传动承载能力较低在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但传动平稳，能缓
4、冲吸振，宜布置在传动系统的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。链传动传动平稳性差，宣布置在低速级。斜齿轮传动较直齿轮传动平稳，相对应用于高速级。锥齿轮的加工比较困难，一般宜置于高速级，以减小其直径和模数。蜗杆传动大多用于传动比人而功率不大的情况下，其承载能力较齿轮传动低，宜布置在传动的高速级，以获得较小的结构尺寸。开式传动因工作条件差，润滑不良，一般应布置在低速级。在一般情况下，总是将改变运动形式的机构(如连杆机构、凸轮机构等)布置在传动系统的末端。满足工作装置的需要是拟定传动方案的最基本要求同一种运动可以由几种不同的传动方案来实现，这就需要把几种传动方案的优缺点加以分析比较，从而
5、选择出最符合实际情况的一种方案。合理的传动方案除了满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。如图2.1所示为谷物输送机的四种传动方案。现分析比较如下：方案(c)的结构紧凑，但在长期连续运转的条件下，由于蜗杆的传功效率低，其功率损失较大；方案(d)的宽度尺寸较方案(b)小、但锥齿轮的加工比圆柱齿轮困难；方案(a)的宽度和长度尺寸都比较大，且带传动不适应繁重的工作条件和恶劣的环境，但带传动有过载保护的优点，还可以缓和冲击和振动，因此这种方案得到广泛应用。4图2.1 谷物输送机的四种传动方案谷物输送机的机构运动简图如下图2.2所示。图2.1谷物输送机机构运动
6、简图三、运动学与动力学计算设计计算及说明 结果及 备注53.1电动机选择按照设计任务要求，本减速器采用水平剖分、封闭结构（1）运输带卷筒所需功率P卷筒= FV/1000=4200x1.38/1000=5.8KwError! No bookmark name given.（2）从电动机到卷筒间各个运动副的总机械效率 总2134总=0.95带传动效率1=0.99 联轴器效率；2= 0.98 闭式齿轮传动效率；3=0.99 轴承效率；4所以： 213420.9总（3）电动机所需功率为：查机械零件设计手册附录表F1-7Y系列电动机的技术数据 取 P电动机=7.5KW可见有三种Y系列三相异步电动机可用，
7、分别为：Y132M-4、Y160M-6、Y160L-8，三者参数比较如下：机械零件设计手册P997表4.1-26型号 额定功率（kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）堵 转 转 矩额 定 转 矩 最 大 转 矩额 定 转 矩尺寸Y132M-4 1500 1440 2.2 2.2中Y160M-6 1000 970 2.0 2.0中Y160L-87.5750 720 2.0 2.0 长机械零件设计手册附录表F1-7 电动机选用Y160M-6型综合考虑总传动比及尺寸大小，选取Y160M-6型3.3传动比分配3.4动力运动参数计算运输带卷筒的转速为：n筒=601000V/ D=601000
8、1.38/300= 88（r/min） 所以：取 ，则.04闭ii带=i总/i闭=11.023/4=2.756（1）转速n nI=n电动/ i带=970/2.756=352r/minnII=nI/ i闭=352/4=88r/minnIII=nII =88r/min（）功率)(23.40kwPd=4.0闭ii带 =2.7567)(596.30.236.4101 kwP70.1985.4212)(35.8.0.7.164323 kP（3）转矩T m)63.27(N=/97026.4950/95000 n)(537.2611 )(4.98 = 0.4.90.6422 mNiT齿闭2.7565.243
9、23 开 齿i= 629.752(Nm )将上述数据列表如下：轴号 功率P/kW n/(r/min) T(N.m) i 0 6.423 970 63.237 1 0.99 6.359 970 62.605 4.0 0.97 6.170 242.5 242.958 5.803 87.990 629.7522.756 0.948四、传动装置设计1.带传动设计设计计算及说明结果及备注1.1选择普通V带型1.2确定带轮直径（1）选择普通V选带截型由课本P104表8-4得：kA=1.2PC=KAP=1.27.5=9KW由课本P104图8-11得：选用A型V带（2）确定带轮基准直径，并验算带速由课本P10
10、4表8-5和表8-6得，取dd1=125mmdmin=75dd2=n1/n2dd1=2.756125=344.5mm由课本P104表8-6，取dd2=355mm实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=970125/355=341.5r/min转速误差为：n2-n2/n2=352-341/352 =-0.0281200（适用）（5）确定带的根数根据课本P1=1.40KW P1=0.11KW K=0.99 KL=1.03得Z= PC/(P1+P1)KKL =9/(1.4+0.11) 0.991.03 =5.8 取Z=6(6)计算轴上压力由课本表8-1 查得q=0.1kg/m，单根V带的初拉力：F0
11、=500PC/ZV（2.5/K1）+qV2=5009/66.3(2.5/0.99-1)+0.16.32N=184.4N则作用在轴承的压力FQ，FQ=2ZF0sin1/2=26184.4sin172/2Ld=2000mmZ=6FQ=2103.10=2103.47N47N2.齿轮的设计计算2.1闭式齿轮选材2.2闭式齿轮的设计计算与强度校核闭式齿轮选用：直齿圆柱软齿面齿轮（1）选择材料及确定需用应力小齿轮选用45号钢，调质处理，HB236大齿轮选用45号钢，正火处理，HB190由机械零件设计手册查得lim1lim2580,370SHlim 1.0HaHaMPP， 25,4lilili FFF M（
12、2） 确定各种参数齿轮按 9等级精度制造由于原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对成布置，一般按照中等冲击载荷计算。查机械设计基础教材中表113得：取K=1.3查机械设计基础教材中表114取：区域系数 ZH=2.5 弹性系数 ZE=188.0查机械设计基础教材中表116取：齿宽系数 机械设计基础教材P166表111机械设计基础教材P171 表11-5 机械设计基础教材P168表112机械设计基础14由 aHMPS5801lim1aH37li22aFMPS605.214lim1aF.3li22（3）按齿面接触强度设计计算 )(37.26/970236.4950/95011
13、 mNnPT 3 3 221.6.710418.0583774.5m（ ）齿数取Z1=21，则Z2=214=84。故实际传动比模数 齿宽 ，取b2=65mm，b1=70mm教材 表11-3表11-6表11-4=211Z= 842机械设计基础教材P171 公式（11-3）d1=74.56mm实际：d1=84mmd2=336mm查机械设计基础教材图152.3闭式齿轮的结构设计数据：按表4-1 取m=4mm，实际的d1=z m=21 4mm=84mm，d2=84 4mm=336mm中心距 （4）验算齿轮弯曲强度齿形系数YFa1=2.56，YSa1=1.63YFa2=2.24，YSa2=1.76由式（
14、11-5），安全。（5）计算齿轮圆周转速v并选择齿轮精度13.47.56903.785/601dnms对照表11-2可知选用9级精度是合宜的。其他计算从略。118、119齿轮强度校核安全。V=3.785m/s16齿轮结构设计：齿顶圆直径da 1122842192aaadhdhmm223643aaa齿全高h（c=0.25）(2)(210.5)49acmm齿厚S 3.146.282P齿根高().5fahcmm（ +0） 4=齿顶高4a齿根圆直径df12842.579f fdhm236.31f f由于小齿轮d1=84mm，可采用齿轮轴结构；大齿轮因为分度圆半径较大采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的有关
15、尺寸计算如下（需要根据后面轴的设计来确定大齿轮的详细参数）：轴孔直径d= 50mm轮毂直径D1=1.6d=1.650=80 mm； 取D1=80 mm轮毂长度L=B2=1.5d=60 mm17轮缘厚度0=（34）m=1216 mm； 取0=16 mm轮缘内径D2=da2-2h-20=344-29-216=294 mm 取D2=300 mm腹板厚度c=0.3B2=0.365=19.5 mm； 取c=20 mm腹板中心孔直径D0=0.5（D2+D1）=190mm腹板孔直径d0=0.25（D2-D1）=0.25（300-80）=55 mm；取d0=55mm齿轮倒角n=0.5 m=2mm齿轮结构图如下
16、：图2：从动轴上大齿轮五、 轴的设计计算设计计算内容 设计计算及说明 结果及18备注1轴的尺寸设计2.轴的材料和热处理的选择3.轴几何尺寸的设计计算轴的设计计算与校核：不论何种具体条件，轴的结构都应满足：轴和装在轴上的零件要有准确的位置；轴上零件应便于装拆和调整；轴应具有良好的制造工艺性等。按承载性质，减速器中的轴属于转轴。因此，一般在进行轴的结构设计前先按纯扭转对轴的直径进行估算，然后根据结构条件定出轴的形状和几何尺寸，最后校核轴的强度。这里因为从动轴为轴，故只对轴进行强度的校核，对两根轴进行尺寸的设计计算过程。具体步骤如下：1、电动机轴的材料选择、热处理方式，许用应力的确定。选择45钢正火
17、。硬度达到170217HBS,抗拉强度=600MPa，屈服强度 =355MPa。 =55MPabeb12、 初步计算各轴段直径轴的结构示意图如下：机械设计基础教材P241表141机械设计基础教材表142C=11027（1）计算d 1， 按下列公式初步计算出轴的直径，输出轴的功率P和扭矩T 16.359Ma162.05Nm最小直径计算（查机械设计基础教材表153 取 c=110） 1336.59020.87pdcmn考虑键槽 1.选择标准直径 124d（2）计算 2211 12(0.7.)27.48.daddm因 必须符合轴承密封元件的要求，经查表，取 =30mm；2 2（3）计算 3d，且 必
18、须与轴32(15)315mm3d承的内径一致，圆整 =35mm，初选轴承型号为6207, 查d附表可知，B=17mm，D=72mm， 2.,15.2rCkNk；（4）计算 4d=35mm1d28，为装配方便而加大直43(15)3640dm径，应圆整为标准直径，一般取0，2，5 ，8尾数，取 =4d40mm；（5）计算 5d544 42(0.7.1)5.68adm取 =50mm；5d（6）计算 6d，同一轴上的轴承选择同一型号，以便减635m少轴承座孔镗制和减少轴承类型。电动机轴各阶梯轴直径列表如下： 名称 1d23d45d6直径（mm） 24 30 35 40 50 403、计算轴各段长度（1
19、）计算 1L半联轴器的长度l=52mm，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，故第一段的长度应比l略短一些，取 =50mm;1L294.轴（输出轴）的尺寸设计和强度校核5.轴的材料和热处理的选择（2）计算 2Lmel12轴承端盖采用凸缘式轴承端盖，取，其中d 3为螺钉直径M8 ，由eml 6.9.,2031轴承外径D=72mm，查表，取d 3=7mm，轴 承轴 承 BcBL 3213 )8(式中， 为箱体壁厚，取 =8mm，取轴旁连接螺栓的直径为10mm，查得；mcmc14,162由于轴承的轴颈直径和转速的乘积（1.52 ）10 5，故轴承采用脂润滑，取 =9mm，3所以 m=8
20、+16+14+8-9-17=4mm,所以 =20+8.4+4=32.4mm，melL12取 =33mm；（3）计算 3323172.5041.5mLB轴 承，式中， 2为大齿轮端面至箱体内壁距离，应考虑两个齿轮的宽度差，两齿轮的宽度差为5mm，取小齿轮至箱体内壁的距离为10mm，则 306轴几何尺寸的设计计算mB5.12022 大 轮小 轮小取 L 3=45mm（4）计算 4;4265263Lbm大 齿 轮（5）计算 5取L5=654 41(0.7.1).6Lbadm（6）计算 6；6235-L17506LBm轴 承各段轴长度列表如下: 名称1L234L56L6L长度/mm50 33 45 6
21、3 6 36 4131尺寸设计部分具体步骤如下：1、电动机轴的材料选择、热处理方式，许用应力的确定。选择45钢正火。硬度达到170217HBS,抗拉强度=600MPa，屈服强度 =355MPa。 =55MPabeb13、 初步计算各轴段直径（1）按下列公式初步计算出轴的直径，输出轴的功率 P和扭矩T26.70PMa24.958TNm32最小直径计算（查机械设计基础教材表142 取 c=110） 3236.1701032.24958pdc mn考虑键槽 1.032.3.0d选择标准直径 15m（2）计算 2d211 1(0.7.)39.42adm因 必须符合轴承密封元件的要求，经查表，取 =40
22、mm；2d 2（3）计算 3，且 必须与轴32(15)415dmm3d承的内经一致，圆整 =45mm，初选轴承型号为6309, 查3d附表可知，B=25mm，D=100mm， 2.8,1.8rCkNk；（4）计算 4d，为装配方便而加大直43(15)4650m径，应圆整为标准直径，一般取0，2，5 ，8尾数，取 =4d50mm；33（5）计算 5d544 42(0.7.1)5760adm取 =60mm；5d（6）计算 6d，同一轴上的轴承选择同一型号，以便减6345m少轴承座孔镗制和减少轴承类型。电动机轴各阶梯轴直径列表如下： 名称 1d23d45d6直径（mm） 35 40 45 50 60
23、 403、计算轴各段长度（1）计算 1LL1段部分为插入开式齿轮的长度：b2小齿轮=70mm， 取L1=80mm（2）计算 2L轴承端盖采用凸缘式轴承端盖，取，其中d 3为螺钉直径，由轴130,1.8.4lmem承外径D=100mm，查表，取d 3=7mm，345.2.3轴的强度校核：轴 承轴 承 BcBLm 3213 )8(，式中， 为箱体壁厚，取 =8mm，取轴旁连接螺栓的直径为10mm，查得；mcmc14,162由于轴承的轴颈直径和转速的乘积（1.52 ）10 5，故轴承采用脂润滑，取 =9mm，3所以 m=8+16+14+8-9-25=12mm,所以 =20+14+8.4=40.4mm
24、，melL12取 =41mm；（3）计算 3323251.0249.5mLB轴 承，式中， 2为大齿轮端面至箱体内壁距离，应考虑两个齿轮的宽度差，两齿轮的宽度差为5mm，取小齿轮至箱体内壁的距离为10mm，则 mB5.1202大 轮小 轮小22 取 L 3=50mm（4）计算 435;4265263Lbm大 齿 轮（5）计算 554 41(0.7.1).7Lbadm（6）计算 6；6235-L251074LBm轴 承各段轴长度列表如下: 名称 1L234L566L长度/mm 80 41 50 63 7 43 41强度校核部分具体步骤如下：(1)输出轴的功率P和扭矩T26.17Ma24.958T
25、Nm(2)最小直径计算（查机械设计基础教材表153 取 c=110）362336.1702.34958pdcmn考虑键槽 .0选择标准直径 3d(3)计算齿轮受力（大齿轮采用锻造毛坯的腹板式）圆周力： 24958163tTFNd径向力： tantan20r是直齿轮，故轴向力： 0aFN（4）按许用应力校核轴的弯曲强度1) 轴的受力简图 （图A）（L =113mm）2) 求支持反力水平面支反力 0.5.146723HABtRFN垂直面支反力 5Vr3) 作弯矩图水平弯矩（图B） 0.50.513724085.HCHAMLRNm垂直弯矩（图C） 6.VVA4) 求合成弯矩，作出合成弯矩图（图E）
26、222248601754369.CHVCMNm375) 作扭矩图（图D）C点左 0.TNmC点右 2136142498.tdFNm6) 作危险截面当量弯矩图（图E）该轴单项工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取=0.59222()4369(0.5498)174.eaCCMT Nm7) 校核危险截面轴径45号优质碳素钢调质处理时，查机械设计基础教材 111650bMp360sp280eMp160bPa33min1497.eaCCbdmC剖面的轴径 故：强度足够3502.35图3：从动轴受力简图校核分析六、 轴承、键和联轴器的选择设计计算及说明 结果及 备注1.滚动轴承的选择与校核 （一）
27、从动轴承：因为闭式齿轮选择直齿圆柱齿轮，考虑承受载荷和只承受径向力，主动轴承和从动轴承均选用深沟球轴承。从动轴承：根据轴径值查机械制图教材326附录C101深沟球轴承各部分尺寸，选择6209（GB/T276-1994）型深沟球轴承 2个。机械制图教材327附录C102机械36各部分尺寸如下表：尺寸/mm轴承代号d D B6209 50 100 25寿命计划：要求轴承寿命：（十年两般制工作，按每年工作300天，每班工作16个小时） 0316480Lh计算选用轴承寿命查机械零件设计手册P810表311-15基本额定动负荷 25.1rCKN动载荷系数 X0Y当量动载荷 763raPF温度系数 载荷系
28、数 对球轴承寿命系数1tf1.5pf336610021097.5684548trhpfCLnLh轴承寿命合格（二）主动轴承：主动轴承：根据轴径值查机械制图教材326附录C101深沟球轴承各部分尺寸，选择6207（GB/T276-1994）型深沟球轴承 2个。各部分尺寸如下表：尺寸/mm轴承代号d D B6207 24 72 17设计基础教材公式16-4表16-8表16-935寿命计划：要求轴承寿命：（十年两般制工作，按每年工作300天，每班工作16个小时） 0316480Lh计算选用轴承寿命查机械零件设计手册P810表311-12基本额定动负荷 19.72rCN动载荷系数 X0Y当量动载荷 786raPF温度系数 载荷系数 对球轴承寿命系数1tf1.5pf33660097201.5868448trhpfCLnh轴承寿命合格图4：主动轴承简图
