机械设计课程设计计算说明书带式输送机的减速器含全套图纸

1、 机械设计课程设计计算说明书cad图纸，联系qq153893706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： 目录一.题目及总体分析。3二.各主要部件选择。4三.选择电动机。4四.分配传动比。4五.传动系统的运动和动力参数计算。5六.设计高速级齿轮。七.设计低速级圆柱直齿传动。八减速器轴及轴承装置、键的设计。九链轮传动。25十.箱体结构尺寸。26十一.润滑与密封。28十二.设计总结。28十三参考文献。28一.题目及总体分析题目：带式输送机的减速器给定条件：由电动机驱动，输送带的牵引力f9kn，运输带速度v0.45m/s，运输机滚筒直径为d320mm。单向运转，载荷平稳。工作

2、寿命为8年，每年300个工作日，每天工作16小时，具有加工精度7级（齿轮）。整体布置图：图中：5为电动机，4为联轴器，为减速器，2为链传动，1为输送机滚筒，6为低速级齿轮传动，7为高速级齿轮传动，。辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。二.各主要部件选择动力源为电动机，高速级做成斜齿，低速级做成直齿，链传动因为此减速器轴承所受轴向力不大，选用球轴承三.选择电动机1）工作机所需有效功率为pwf×v9000n×0.45m/s圆柱齿轮传动(8级精度)效率(两对)为10.97 2滚动轴承传动效率(四对)为20.

3、98 4弹性联轴器传动效率30.99 输送机滚筒效率为40.97链传动的效率50.96电动机输出有效功率为2）选择电动机查得型号y132m2-6封闭式三相异步电动机参数如下额定功率p=5.5 kw满载转速960 r/min同步转速1000 r/min四.分配传动比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。；取 取 i:总传动比 ：链传动比 ：低速级齿轮传动比 ：高速级齿轮传动比五.传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到输送机滚筒轴分别为1轴、2轴、3轴、4轴；对应于

4、各轴的转速分别为、 、 、 ；对应各轴的输入功率分别为、 、 、 ；对应名轴的输入转矩分别为、 、 、 ；相邻两轴间的传动比分别为、 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为、 、 。轴号电动机两级圆柱减速器工作机1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)n0=960n1=960n2=282.35n3=80.67n4=26.89功率p(kw)p=5.5p1=4.244p2=4.034p3=3.834p4=3.607转矩t(n·m)t1=28.146t2=112.390t3=373.869t4=1055.326两轴联接联轴器齿轮齿轮链轮传动比 ii01=1i12=3.4i23=3.5i34=3传动效

5、率01=0.9912=0.9723=0.9734=0.96六.设计高速级齿轮） 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21·13.4×24=81.6,取z2=81。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

6、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，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（）计算模数由式） 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

7、疲劳强度极限（）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数（）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1.5mm，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） 计算中心距将中心距圆整为109mm）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。） 计算大、小齿轮的分度圆直径） 计算大、小齿轮的齿根圆直径5)计算齿厚s6)计算齿轮宽度圆整后取；验算合适七.设计低速级圆柱直齿传动） 选用级精度

8、） 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） 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，

9、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2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（）计算模数由式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2.11，并就近圆整为标准值

10、2.2。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） 计算分度圆直径） 计算齿根圆直径） 计算中心距） 计算齿宽取合适八减速器轴及轴承装置、键的设计1轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计输入轴上的功率p1=4.244 kw, n1=960 r/min转矩t1=28.146 kn·m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

11、的孔径，故取半联轴器长度l32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（）已知采用油润滑，取4，10。（）初选型号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10（） 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。求轴上的载荷并校核跨度为受力图、弯矩图及扭矩图：acb1）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（）水平面弯矩图在c处，（）垂直面

12、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（） 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2轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计输入轴上的功率转矩输出轴上的输入功率转

13、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的深沟球轴承，参数同前。可取，考虑到轴段开键槽，实际取。，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，

14、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x0.56y2.2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3.轴（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

15、（软件版），选用hl型弹性柱销联轴器，其公称转矩为315n·。半联轴器的孔径，故取，半联联轴器长度l82，与轴配合的孔长度。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d40。为保证压紧联轴器，取（）初选型号为的深沟球轴承，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，可取，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受力图，弯矩图，扭矩图

16、（）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，键校核安全九链轮传动 （1）.选择链轮齿数，小轮z1=19,大轮z224a=19*357 （2）.确定计算功率 查表ka=1.0, kz=

17、1.3,单排链,则计算功率为1.0*1.3*4 kw=5.2 kw （3）选择链条型号和节距根据5.2kw和62.5r/min,查图911，可选24a1。查表91，链条节距为p38.1mm。 （4）计算链节数和中心距 初选中心距。取1200mm，相应得链长节数为104.41取链长节数104节。查表97得到中心距计算系数0.24467，则链传动的最大中心距为1193.2mm （5）计算链速，确定润滑方式0.75m/s 由0.75m/s和链号20a-1，查图914可知应采用滴油润滑。 （6）计算压轴力 有效圆周力为：5333 n。链轮水平布置时的压轴力系数1.15,则压轴力为1.15*533361

18、33 n (7)链轮的主要尺寸 材料40cr，热处理后的硬度是4050hrc 链轮的分度圆直径231.47mm齿顶圆直径256.8mm，244.13mm所以选直径为244mm齿根圆直径209.24mm，齿高7.9mm最大轴凸缘直径 190mm齿宽24mm，齿侧倒角4.95mm，齿侧半径38.1mm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a<250,n=66 轴承旁联接螺栓

19、直径d1=0.75 df12.2mm机盖与机座联接螺栓直径d2d2=(0.50.6) df10mm联接螺栓d2间距l=150200160mm轴承盖螺钉直径d3=(0.40.5) df7mm窥视孔螺钉直径d4=(0.30.4) df6mm定位销直径d=(0.70.8) d27mm轴承旁凸台半径r10 mm轴承盖螺钉分布圆直径d1= d+2.5d3(d为轴承孔直径)d11=42.5mmd12=42.5mmd13=57.5mm轴承座凸起部分端面直径d2= d1+2.5d3d21=59.5mmd22=59.5mmd23=74.5mm大齿顶圆与箱体内壁距离11>1.210mm齿轮端面与箱体内壁距离22>9 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