机械设计课程设计说明书带式输送机（含全套图纸）

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1、华南农业大学机械设计说明书设计题目:带式输送机CAD图纸，联系QQ153893706班级： 05机化2班设计者： 学号： 指导老师： 联系方式: 目录一、设计任务书3二、传动方案分析4三、电动机选择及传动比计算4四、传动装置运动和动力参数的选择计算6五、传动零件的设计计算7六、轴的设计计算18七、键联接的选择及计算 26八、润滑和密封方式的选择、润滑油和牌号的确定 27九、箱体及附件的结构设计和选择 27十、设计小结 29十一、参考资料29一、设计任务书设计如下图所示的带式输送机：其中，输送带的牵引力F，（KN）9输送带的速度v，（m/s）0.37提升机鼓轮的直径D，（mm）360说明：.带式

2、输送机提升物料：谷物、型沙、碎矿石、煤等。.输送机运转方向不变，工作载荷稳定。.输送带鼓轮的传动效率取为0.97。.工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16个小时。二、传动方案分析两级齿轮减速器结构简单、但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。本减速器主要适用于载荷比较平稳的场合。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。故各元件选择如下：动力源三相异步交流电动机带轮采用普通V带传递齿轮高速级做成斜齿，低速级做成直齿轴承圆锥滚子轴

3、承和深沟球轴承联轴器弹性联轴器三、电动机选择及传动比计算1.选择电动机类型按工作要求和条件，选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。2.选择电动机的功率工作机所需的电动机工作效率为：电动机功率，-工作机所需功率。工作机所需要功率为：查机械手册（软件版）确定各部分的效率为：V带传动效率，滚动轴承传动效率（4对）,圆柱齿轮（7级精度）传动效率，弹性联轴器效率，鼓轮效率。代入得：传动的总效率为：得到：故选取Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机，型号为Y132M2-6 Y132M2-6电动机技术数据如下：额定功率kW=5.5同步转速r/min=1000满载转速r/min=960满载电流A=6.5

4、满载功率因数cos=0.78满载时效率%=85.3净重kg=85最大转矩/额定转矩=2电动机的相关尺寸 中心高H外形尺寸底角安装尺寸AB地脚螺栓孔直 径 K轴 伸尺 寸DE键公称尺 寸Fh13251534531521617812388010132确定传动比：工作机转速总传动比初步令V带传递的传动比 则两级圆柱齿轮减速器传动比 取两级圆柱齿轮减速器高速级传动比 低速级传动比 四、传动装置运动和动力参数的选择计算将传动装置中各轴从高速轴到低速轴依次编号为0轴（电机轴），1轴，2轴，相邻两轴之间的传动比为,相邻两轴间的传动效率为,各轴输入功率为,各轴的转速为,各轴输入转矩为,电动机的输出功率、转速和

5、转距分别为：=Pd ， 。则 0轴（电机轴） 3.92 KW， 1轴(高速轴) = = 3.92KW*0.96 = 3.76 KW =95503.76/300 = 119.70 2轴(中间轴) = 3.76*0.98*0.99 KW = 3.65 KW= 300/4.626 r/min = 64.85 r/min=9550*3.65/64.85 = 537.51 3轴（低速轴） = 3.65*0.99*0.98 KW = 3.54 KW = 64.85/3.304 r/min = 19.63 r/min= 9550*3.54/19.63= 1722.21 4轴（鼓轮轴） P4= 3.54*0.

6、99*0.99 KW = 3.47 KWn4 19.63 r/minT495503.47/19.63 = 1688.16 五、传动零件的设计计算带传动选取普通带1、 确定计算功率取工作情况系数则2、根据、由图8-11选用A型3、取小带轮的基准直径=112mm。 验算带速 因为5 m/s30m/s,所以带速合适。计算大带轮的基准直径 将大带轮的基准直径圆整为 。4、确定V带的基准长度和传动中心距计算实际中心距 （1）初定中心距 。 （2）计算带所需的基准长度 由表8-2,选取带的基准长度.（3）计算实际中心距中心距的变化范围为 591mm-681mm。5、验算小带轮上的包角6、计算带的根数z（1

7、）计算单根V带的额定功率 查表得， ，得到 （2）计算V带的根数 ，取7、计算单根V带的初拉力的最小值查表得A型带的单位长度质量q=0.1 kg/m实际拉力8、计算作用在轴上的压轴力 压轴力的最小值为9、确定带轮的结构尺寸、材料由，小带轮采用腹板式结构，大带轮采用轮辐式结构。由V带设计可知 z=5根，则由课本表8-10可得 取 e=15mm,f=9mm,=2.75mm则带轮的宽度为小带轮的外径 大带轮的外径 初步取轮辐数取为5。采用HT200作为带轮的材料。 减速器 高速级齿轮设计、材料选用 选用斜齿圆柱齿轮传动，级精度。两齿轮均为标准斜齿圆柱齿轮，法向压力角选择小齿轮材料为（调质），硬度为，

8、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122，大齿轮齿数2iZ14.62620101.772，取2103选取螺旋角。初选螺旋角2、按齿面接触强度设计按式（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，10）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

9、）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3、按齿根弯曲强度设计由式（1）确定计算参数 ）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2）由图查得弯曲疲劳寿命系数 3）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 4）计算载荷系数5）根据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数 6）计算当量齿数 7）查取齿形系数由表查得 8）查取应力校正系数 由表查得 ）计算大小齿轮的并加以比较：大齿轮的数据大（2）设计计算对比

10、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2.0mm，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4、几何尺寸计算(1) 计算中心距 将中心距圆整为 179 mm。（2）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（3）计算大、小齿轮的分度圆直径 （4）计算大、小齿轮的齿根圆直径（5）计算大、小齿轮的齿顶圆直径 （6）计算齿轮宽度圆整后取；5、结构设计 小齿轮采用实心结构，大齿轮采用腹板式结构减速器 低速级齿轮设计1、材料选用 选用直齿圆柱齿轮传动，级精度。压力角选择小齿轮材料

11、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，大齿轮齿数取2、按齿面接触强度设计由设计计算公式(a)进行试算，即（1）确定公式各计算数值1）试选载荷系数2）计算小齿轮传递的转矩3）由表选取齿宽系数4）由表查得材料的弹性影响系数5）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6）由式计算应力循环次数7）由图查得接触疲劳强度寿命系数，8）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 （2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值2）计算圆周速度v 3）计算齿宽4）计算齿宽与齿高之比模数 齿高 5）计算载荷系数K根据，级精度，由图

12、查得动载荷系数直齿轮，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 6）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3、按齿根弯曲强度设计 由式得弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的计算数值1）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2）由图查得弯曲疲劳寿命系数 3）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 4）计算载荷系数5）查取齿形系数由表查得 6）查取应力校正系数由表查得 7）计算大小齿轮的，并比较大齿轮的数据大（2）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

13、2.971，并就近圆整为标准值4。按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数大齿轮齿数取4、几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径（2）计算齿顶圆直径（3）计算齿根圆直径 （4）计算中心距计算齿宽圆整后取5、结构设计 小齿轮采用实心结构，大齿轮采用腹板式结构六、轴的设计计算1、中间轴设计选取40Cr，调质处理，由课本P355表51查得，硬度HBS241-286抗拉强度极限B735MPa，屈服强度极限s540MPa，弯曲疲劳极限1355MPa，剪切疲劳极限1200MPa，许用弯应力1=70MPa P23.65KW，n264.85r/min，T2537510Nmm。由课本式152初步估算轴的最小直径，

14、Ao102，于是得dminAo10239.1mm（1）拟定轴上零件的装配方案 1段 2段 3段 4段 5段1、5段：轴承（采用轴承端盖、套筒固定） 2段：低速小齿轮 4段：高速大齿轮 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)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，故选用单列圆锥滚子轴承。初选轴承型号为32209的圆锥滚子轴承(30000型), 其轴承参数：dDT =45 mm85mm24.75mm取，2）高速大齿轮的右端与右轴承实采用套筒定位，低速小齿轮的左端与左轴承也通过套筒实现定位。轮毂宽度分别为65mm和120mm。为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽

15、度约为23。故取。齿轮2的左端与齿轮3的右端采用轴环定位。取。取轴环处的直径，轴总长度 L = 280mm。3）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。(3)按弯矩复合强度计算轴承的受力分析首先跟据轴的结构图及以上各段长度作出轴的计算简图。AB=90.5mm BC=101m CD=63.5mm 总AD=255mm 2）计算作用在轴上的力 AC=90.5mm CD=101m DB=63.5mm 总AD=255mm=537.51 N.m 轴上斜齿圆柱齿轮圆周力：轴向力：径向力：轴上直齿圆柱齿轮圆周力：径向力：计算支反力水平面 MB0， RAH20063N F0 RBH132

16、82N垂直面 MB0 RAV=7311NF0 RBV4836N合成弯距 Mc1=45497Nmm,Md1=89757 Nmm Mc2=193249 Nmm,Md2=180750 Nmm按弯扭合成应力校核轴的强度,安全，安全2、高速轴的设计1、选择轴的材料 选取45钢，调质处理。其硬度为HBS220，抗拉强度极限B640MPa，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由前面传动装置的参数知P13.76 KW，n1，T1119.70 。取A0112，于是按式152： 最小直径是安装V带轮处的直径,为使其与V带轮配合. 取=28mm

17、2、轴的结构设计1段 2段 3段 4段 5段 6段 7段（1）轴上零件的定位，固定和装配1段：与带轮孔配合 3段、7段：安装轴承 6段：安装高速小齿轮双级减速器高速轴，小齿轮左面由轴肩定位，右面用轴套定位，左右轴承分别以轴肩，轴套定位，并取轴承端倒角为2450。深沟球轴承：轴承代号=6407基本尺寸d(mm)=35，基本尺寸B(mm)=25段：带轮宽B=78mm，取带轮与轴配合的毂孔长度取 ，。段：取段： 段：取，段：轴肩 段：段：总长= 382mm.3、弯矩复合强度计算L2 191.5mm L3=63.5mm圆周力：= 径向力： 轴向力： 计算支反力（以B为原点建立直角坐标系向右，向上为正水

18、平为X轴）水平面 ，垂直面 MB0, 求得 F0 , 水平面弯矩： 垂直面弯矩： 合成弯矩： 校核危险截面：，安全。 ，安全。 3、低速轴设计1、选取40Cr，调质处理，由课本P355表51查得，硬度HBS241-286抗拉强度极限B735MPa，屈服强度极限s540MPa，弯曲疲劳极限1355MPa，剪切疲劳极限1200MPa，许用弯应力1=70MPa P23.65KW，n264.85r/min，T2537510Nmm。由课本式152初步估算轴的最小直径， Ao102由前面传动装置的参数知P33.54KW，n319.36r/min，T1722.21Nm。dminAo10258mm。取dmin

19、65mm同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩TcaKAT3，查课本P343表141，考虑到转矩变化很小，故取KA1.5，则 TcaKAT31.51722Nm=2583 Nm选取弹性柱销联轴器型号=HL6 额定转矩Tn(N.m)=3150 取联轴器的孔径d65mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1107mm拟定轴上零件的装配方案1段 2段 3段 4段 5段 6段 7段轴承 齿轮 轴环 阶梯轴 轴承 端盖 联轴器2、轴的结构设计 1）轴上零件的定位，固定和装配 双级减速器低速轴，轴最右要联接连轴器，用轴肩定位，由上述条件，并取轴承端倒角为2450。2) 初步选择深沟球轴承，轴承代号=6214基本尺寸

20、d(mm)=70、D(mm)=125、B(mm)=24取L1=45mm,d1=70mmL2=116mm,d2=74mmL3=12mm,d3=85mmL4=83mm,d4=76mm,L5=24mm,d5=70mmL6=50mm,d6=67mmL7=105mm,d7=65mm总长为435mm。 3、按弯矩复合强度计算确定轴承的支点位置由上面可知：。 L1=91mm,L2=165mm,L3=167mm因此作为简支梁的轴的支承跨距L1L2255mm（1）计算扭矩 T =1722.21Nm圆周力：= 径向力： 对于水平力F5=6541N F1=7256N 对xz面：Fr =2524N FA2=1980N

21、 FC2=1025N (2)分析校核危险面由轴的各工段的直径和上面的数据可知，截面B和截面C都是危险面，须校核。对截面1-1：可见，轴上承受最大弯矩和扭矩的截面是B面，七、键联接的选择及计算键材料选用45钢高速轴选择键联接的类型和尺寸大带轮处选用单圆头普通平键（C型），45钢 ，d轴28mm 键宽键高bh 87 ，取键长L =49mm ,合适 小齿轮处选用圆头普通平键（A型）， d轴40mm 键宽键高bh 128 ，键长L = 32mm ,合适中间轴 大齿轮处选用圆头普通平键（A型），双键，沿周向相隔180度布置。d轴52mm 键宽键高bh 1610 ，键长L =45mm合适小齿轮处选用圆头普

22、通平键（A型）， d轴50mm 键宽键高bh 149 ，键长L=80mm 合适低速轴 选择键联接的类型和尺寸大齿轮处选用圆头普通平键（A型）双键，沿周向相隔180度布置。,d轴74mm 依表61选键宽键高bh 2012 ，键长L= 80mm合适联轴器处选用单圆头普通平键（C型）， d轴65mm 键宽键高bh 1811 ，键长L=100mm合适八、润滑和密封方式的选择、润滑油和牌号的确定润滑齿轮的润滑选择浸油润滑。这种润滑方式是将齿轮的轮齿部分浸在油中，当传动零件回转时，沾在上面的油被带到啮合表面进行润滑。但用这种方法时应注意油池深度既保证轮齿啮合处的充分润滑，又应避免搅油的功率损耗过大。轴承的

23、润滑因为润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失，所以轴承用润滑脂润滑。输油沟的设计初定箱体的制造方法是铸造，输油沟也在铸造过程完成，所以选择输油沟内边到箱体内壁的距离a7mm，输油沟宽度b=8mm。齿轮的润滑所用的润滑油全损耗系统用油。牌号为L-AN32,GB44389，运动粘度为28.835.2mm/s轴承则选用ZGN2润滑脂润滑。密封方式密封垫:：选择纸垫圈，材料为软钢纸垫。密封垫用于轴承盖与箱体之间，可以防止润滑油的泄漏。密封圈：选择毡圈油封密封圈用于透盖式轴承盖中间，用于防止润滑油泄漏。轴承盖设计利用轴承盖来密封也是用于防止润滑油泄漏九、箱体及附件的结构设计和选择名称计算公式结

24、 果机座壁厚=0.025a+3810mm机盖壁厚11=0.02a+388mm机座凸缘壁厚b=1.515 mm机盖凸缘壁厚b1=1.5112 mm机座底凸缘壁厚b2=2.525mm地脚螺钉直径df =0.036a+12=17.4920mm地脚螺钉数目a1.214 mm齿轮端面与箱体内壁距离2210 mmdf,d1,d2至外机壁距离C1=1.2d+(58)C1f=30mmC11=20mmC12=20mmdf,d1,d2至凸台边缘距离C2C2f=24mmC21=20mmC22=16mm机壳上部（下部）凸缘宽度K= C1+ C2Kf=54mmK1=40mmK2=36mm轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离e

25、=(11.2)d116mm轴承座凸起部分宽度L1C1f+ C2f+(35)58 mm吊环螺钉直径dq=0.8df16mm十、设计小结这次的课程设计,极大的提高了我对机械设计这门课程的兴趣，并掌握和运用一些学到的知识，初步接触了手册和国家标准的范畴。它使我们所学的知识和将来的生产实际相结合，有利于我们今后更顺利地走上工作岗位。由于课程设计过程的固有特性要求我们在设计过程中禀承仔细、认真、耐心、实事求是的态度去完成这项课程。它还提高了我们分析问题并自己去解决问题的能力，也提高了我们各个方面的素质。做设计时，存在很多问题，碰到很多麻烦。因为是第一次自己做设计，所以一开始很多都没考虑周全，只是按着书本

26、照样画葫芦，结果发现情况不同，只好又从头来过，可能还存在很多不合理的地方。这次的课程设计花了我很多时间，计算，输入排版，画图等。但一段时间下来确实学到很多东西。文档的操作，计算机绘图的能力都明显比以前提高了，但还只是懂了一点皮毛。最重要的是自己尝试独立去做一次设计，没有正确答案在面前，这是一次全新的体验。设计的过程当中最辛苦的就是没有经验可循，很多的东西都要查资料，有些东西就靠我们手里的资料是查不到。总觉的时间太紧了，设计的过程当中有很多还是没有彻底弄明白。我想我有需要好好地提高机械设计的技能，当然，也包括了许许多多其它的东西了，以迎接未来的挑战。十一、参考资料1、机械设计手册 吴宗泽、罗圣田

27、主编； 高等教育出版社，1993年2、机械设计课程设计 刘俊龙、在洲主编；机械工业出版社，1992年3、机械设计课程设计 卢颂峰、王大康主编； 北京工业大学出版社，1993年4、机械设计课程设计 蔡广新主编； 机械工业出版社，2002年5、机械设计 濮良贵、纪名刚主编； 高等教育出版社，2001年6、中国机械设计大典第六卷 中国机械工程学会、中国机械设计大典编委会； 江西科学技术出版社，2001年7、机械零件手册 天津大学机械零件教研室编； 人民教育出版社，1976年8、机械设计课程设计（第二版） 朱文坚、黄平主编；华南理工大学出版社， 2004年9、机械设计手册(软件版) R2.0版 机械工业出版社30