带式输送机一级齿轮传动变速器的设计毕业设计说明书模板.doc
. . 山东农业大学毕 业 设 计说明书中文题目用小二、 黑体加粗。 带式输送机一级齿轮传动变速器的设计本栏填写参照该样本对应字体 院 部 机械与电子工程学院 专业班级 机电工程2班 届 次 2012届 学生姓名 学 号 200812345 指导教师 二一一年六月十日装订线. . . 目录小4号黑体字。统一按1，1.1，1.1.1等层次编写，并注明页码。一.调研报告-(1)二.设计任务书-(2)三.设计说明书-(3)3.1电动机的选择计算-(4) 3.2传动装置的运动与动力参数的选择和计算-(4)3.3传动零件的设计计算-(6)3.4轴的设计-(7)3.5滚动轴承的选择和寿命验算-(13)3.6键联接的选择和验算-(16)3.7联轴器的选择-(17)3.8润滑与密封-(18)3.9附录-(19)参考文献-(20)一. 调研报告黑体、三号、加粗、居中黑体、四号、加粗、居中带式输送机一级齿轮传动变速器的设计宋体、五号、居中陈梦兰 （山东农业大学 机械与电子工程学院 泰安 271018）1. 设计的意义减速器是一种将由电动机输出的高转速降至要求的转速比较典型的机械装置，可以广泛地应用于矿山、冶金、石油、化工、起重运输、纺织印染、制药、造船、机械、环保及食品轻工等领域。 ×××××××××××。宋体、五号、行距1.25倍2. 国内外相关研究动态（或市场调查情况报告）2.1 变速器主要类型××××××××。2.2 国内外相关研究动态（或市场调查情况报告）××××××××。小4号黑体字。统一按1，1.1，1.1.1等层次编写，并注明页码。二. 20 届毕业设计课题任务书课题名称内容及任务黑体、三号、加粗、居中根据课题要求，毕业设计主要内容如下：1、绘制产品主要部件零件图。2、绘制产品的装配图。3、绘制产品主要零件的零件图，标准件除外。所有表格内容均为宋体、五号、行距1.25倍4、编写设计说明书。拟达到的要求或技术指标本毕业课题设计要求及技术指标如下：（一）产品技术指标1、XXXX2、XXXXX3、XXXXX（二）设计图纸1、绘图布局合理，视图完整、清晰，各项内容符合标准要求。2、设计图纸应符合实际加工的要求，不少于3张零号图纸的结构设计图、装配图和零件图，其中应包含一张以上用计算机绘制的具有中等难度的1号图纸，同时至少有折合1号图幅以上的图纸用手工绘制。（三）设计说明书1、资料数据充分，并标明数据出处。2、计算过程详细、完全。3、公式的字母含义应标明，有时还应标注公式的出处。4、内容条理清楚，按步骤书写。5、说明书按照学校的有关规定，编写不少于12000字的设计说明书，同时上交电子文档。（四）其他要求查阅及参考10篇以上与题目相关的文献，其中，外文文献不少于3篇。进度安排起止日期工作内容备注小4号黑体字。统一按1，1.1，1.1.1等层次编写。一律顶格，后空一格写标题。三. 毕业设计说明书 黑体、三号、加粗、居中3.1电动机的选择计算3.1.1选择电动机的转速(1)计算卷筒轴的转速: n=60v/D=60·1000·1.6/3.14·260(2) 选择电动机的转速工作机的有效功率Pw=FV=1200·1.6传动装置总效率a=卷·联·2轴承·齿·带查机械设计手册弹性联轴器效率:联=0.99所有表格内容均为宋体、五号、行距1.25倍轴承=0.98齿轮=0.97带=0.96卷=0.96a=0.96·0.99·0.97·0.96·0.982所需电动机的输出功率:Pd=Pw/a=1.92/0.85选取电动机的额定功率:Pm=1.2·Pd =2.712由设计指导书中表1取V带传动的传动比i0=24,一级圆柱齿轮减速器传动的合理范围为i=36,电动机转速的可选范围为标题小4号宋体字加深，内容5号宋体字。并按文中次序编排。nd=ia·n=（624）×117.53.1.2 选择电动机型号额定功率(kw)满 载 时起动电流满载电流起动转矩满载转矩最大转矩满载转矩转 速(r/min)电 流(380v)(A)效率(%)功率因数314306.882.00.826.82.32.3根据工作条件并考虑电动机和传动装置的尺寸,重量和减速器的传动比,选用型号为Y2100L24的Y2系列封闭式三相异步电动机。其主要性能如表1。表1 异步电动机的主要性能参数3.2传动装置的运动与动力参数的选择计算3.2.1 分配传动比1) 总传动比ia=nm/ n=1430/117.5nm电动机满载转速2) 各级传动比:根据总传动比（ia=12.17）及设计指导书,选定各级传动比如下:V带传动比i0=3,则减速机传动比为i= ia/ i0=12.17/3n=117.5r/minPw=1.92KWa=0.85Pd=2.26KWnd=7052820r/minia=12.17i0=3i=4.06 3.2.2各轴的转速:设传动装置各轴由高速到低速依次为轴轴轴,以及:i0.i为相邻两轴间的传动比,011223为相邻两轴间的传动效率P P P为各轴的输入功率(KW) T T T为各轴的输入转矩(N·M) n n n为各轴的转速(r/min)n=nm/ i0=1430/3n= n/ i=476.7/4.06n=n3.2.3各轴的功率：P=Pm·带=3·0.96P= P·轴承·齿=2.88·0.98·0.97P= P·轴承·联=2.74·0.98·0.993.2.4各轴的转矩：Td=9550·(Pm/nm)=9550·3/1430)T=Td·i0·带=20.03·3·0.96T= T·i·12=57.7·4.06·0.98·0.97T= T·23=222.7·0.98·0.99现将运动和动力参数计算结果汇总列表2:表2 运动和动力参数轴名功率P(kw)转矩T(N·m)转速(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电机轴320.031430轴2.882.8257.7229.6476.730.96轴2.742.69222.7218.2117.54.060.95轴2.662.55216207.4117.51.00.973.3 传动零件的设计计算3.3.1带轮的选择计算功率 PcKA*Pm1.2*3选择带型，据Pc3.6 kW和n11430 r/min由图1012选取A型 确定带轮基准直径，由表109确定dd1 dd2=i dd1(1)1430*100*（10.02）/476.7 由表109取标准值验算带速vn1dd1/60*1000*1430*100/60*10007.49m/s因为5m/s<v<25m/s,故符合要求验算带长 初定中心距a0600mmn=476.7r/minn=117.5r/minn=117.5r/minP=2.88KWP=2.74KWP=2.66KWTd=20.03N·mT=57.7N·mT=222.7N·mT=216N·mKA1.2Pc3.6kWdd1100mmdd2315mmLd02a0+*（dd1+dd2）/2+（dd2dd1）2/4a0 2*600+*（100+315）/2+（315100）2/4*600 1870.8mm 由表106选取相近的Ld2000mm 确定中心距aa0+（LdLd0）/2600+（20001870.8）/2amina0.015 Ld（6650.015*2000）635mmamaxa0.03 Ld（665+0.03*2000）725mm 验算小带轮包角 1180057.30*（dd2dd1）/a 180057.30*（315100）/665161.470 因1>1200，故符合要求 单根V带传递的额定功率，据dd1和n1查图10-9得i1时单根V带的额定功率增量，据带型及i查表10-2得 确定带的根数，查表10-3：K0.96；查表10-4：Kl1.03 ZPc/（P1+P1）KKl3.6/（1.4+0.17）*0.96*1.032.32 单根V带的初拉力，查表10-5 q0.10kg/m F0500（2.5/K）-1 +qv2 500（2.5/0.96）-1 +0.10*7.492198.4N作用在轴上的力FQ2ZF0sin（/2）2*2*198.4 sin（161.470/2）783.2N 带轮的结构和尺寸(略)3.3.2齿轮的选择1、选择齿轮材料与热处理方式小齿轮45#钢 调质处理HB=260大齿轮45#钢 正火处理 HB=215按齿面接触强度设计几何尺寸，大小齿轮均采用8级精度齿面接触疲劳强度计算2、按齿面接触疲劳强度设计d1 1）载荷因素K，由表610得2）转矩T1=9550*P/ n=9550*2.88*103/476.7Ld2000mma665mmP11.4 kWP10.17 kW取Z2F0198.4NFQ783.2N取K1.2T1=57696.7N·mm3）计算接触疲劳许用应力H 接触疲劳极限Hlim 由图637查得接触疲劳寿命系数ZN：按一年300工作日，二班每天12h计算，由公式N60njth得 N160*476.7*10*300*121.02*109 （N1N0109） N2N1/i1.02*109 /4.06=2.5*108由图638中曲线1查得按一般可靠性要求 取1H1= ZN1610*1/1 H2= ZN2570*1.11/14）计算小齿轮分度圆直径d1由表612取d=1.0d147.095）验算圆周速度vn1d1/60*1000=3.14*1430*50/60*1000=3.74m/s因v<5m/s, 故取8级精度合适3、确定主要参数，计算主要几何尺寸：1）齿数z2z1*i20*4.0681.22）模数m md1 / Z150/203）分度圆直径d1z1m=20*2.5d2z2m82*2.54)中心距a a1/2*（d1+ d2）1/2*（50+205）127.5mm5)齿宽b b=d d1=1.0*50b1=b2+5=554、校核弯曲疲劳强度 1） 复合齿形因数YFS 由图640得 2）弯曲疲劳许用应力bb 由图641得弯曲疲劳极限应力由图642得弯曲疲劳寿命系数YNYN11（N1>N0，N03*106）YN21（N2>N0，N03*106）弯曲疲劳的最小安全系数，按一般可靠性要求计算得弯曲疲劳许用应力为490/1*1460/1*12） 校核计算 2*1.2*57696.7*4.35/55*2.5*50 87.62 Mpa < 2*1.2*57696.7*3.92/50*2.5*50 86.85 Mpa<故弯曲疲劳强度足够5、结构设计与工作图Hlim1=610Mpa Hlim2=570MpaZN11ZN21.11H1=610MpaH2=632.7Mpad=1.0取d1=50mm 取z1=20取z2=82m=2.5d1=50mmd2205mm取a128mmb2=50mmb1=55mmYFS14.35YFS23.92490Mpa=460Mpa1490Mpa460Mpa3.4 轴的结构设计:3.4.1 减速器高速轴(I轴)的设计: 1、选择轴的材料:减速器中各轴均选45钢调质处理. 2、初算轴的直径:dminc 查表135得，45钢取C118dmin118=21.49mm考虑轴上有键槽,轴径应增大5%,取d=25mm3、初定轴结构,初选联轴器、键和滚动轴承:1）轴的第一段(轴伸) 轴径d1:d1=d=25mm 轴长L1:根据皮带轮大轮轴孔长,初定L1=36mm键:根据皮带轮大轮轴孔长及内径,选普通平建,规格为8×25 (GB109679) 查表12-6得2）轴的第二段: 轴径d2:d2=d1+(68)=25+6=31mm 滚动轴承:初选7207C角接触球轴承 见表14-19 轴长L2:初选L2=40mm 3)轴的第三段:轴径d3 :由滚动轴承的安装尺寸,选定d3= 35mm 轴长L3:初选L3=18mm 4) 轴的第四段 根据轴承定位要求，取d4= 42mmL4=30mm5)轴的第五段:轴径d5: 因为小齿轮的直径较小,该轴制成齿轮轴,故该段轴径即为齿轮分度圆直径d5= d1=50mm 轴长L5:初选L5=b1=55mm6)轴的第六段: 轴径d6 :选定d6= d4=42mm 轴长L6:选定L6=30mm7)轴的第七段:轴径d7 :选定d7= d3=35mm滚动轴承 也选7207C角接触球轴承 见表14-19轴长L7:选定L7=B轴承=18mmI轴总长为LI=L1+L2+L3+L4+L5+L6+L7=36+40+18+30+55+30+18=227mmd=25mmd1=25mmL1=36mm键C8X25 (GB109679)d2=31mm6207C轴承L2=40mmd3= 35mmL3=18mmd4= 42mmL4=30mmd5=50mmL5=55mmd6=42mmL6=30mmd7=35mm7207C轴承L7=18mmLI=227mm 3.4.2 减速器低速轴()的设计1、初算最小直径: dminc=118=33.71mm考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d35mm2、初定轴结构，初选联轴器、键和滚动轴承1）第一段:轴径d1: d1=d35mm轴长L1=80mm 联轴器: 可选弹性柱销联轴器，查设计手册可得规格为ZL3联轴器 35X82 GB50151985键:选圆头普通平键10×8×70 (GB109679)2) 第二段:轴径d2:取d2=41mm轴长L2:取L2=50mm3）第三段: 轴径d3:根据滚动轴承的安装尺寸取d3=45mm轴长L3:取L3=54.5mm选用6209轴承4）第四段:轴径d4:取d4=48mm轴长L4:取L4=47mm键: 选圆头普通平键14×9×36(GB109679) 5）第五段:轴径d5:取d5=56mm轴长L5:取L5=10mm6）第六段:轴径d6:取d6=48mm轴长L6:取L6=21.5mm7）第七段:轴径d7:取d7= d3=45mm轴长L7:取L7=20mm滚动轴承:选6209轴承轴总长L: L= L1+ L2+ L3+ L4+ L5+ L6+ L7=80+50+54.5+47+10+21.5+20=283mm轴工作图(略)d35mmd1=35mmL1=80mmd2=41mmL2=50mmd3=45mmL3=54.5mm6209轴承d4=48mmL4=47mmd5=56mmL5=10mmd6=48mmL6=21.5mmd7=45mmL7=20mm滚动轴承:选6209轴承L=283mm 3、校核低速轴的强度(轴)许用弯曲应力法1）计算齿轮受力转矩T:T=222.7Nm=2.227×105 Nmm圆周力Ft: Ft=2T/d=（22.227105）/48=9279.17N径向力Fr: Fr=Fttg=9279.17tg20°=3377.34N轴受力图:图1 轴受力图2)计算轴支反力:水平面支反力:Raxy= Rbxy =（1/2）·Ft=（1/2）·9279.17=4639.59N水平面受力图:图2 水平面受力图垂直面支反力Raxz=Fr·BC/AB=3377.34·66/132=1688.67NRbxz= FtRaxz=3377.341688.67=1688.67NT=2.227.×105NmmFt=9279.17NFr=3377.34NRaxy=4639.59NRbxy=4639.59NRaxz=1688.67NRbxz=1688.67 N垂直面受力图:3)计算弯矩:水平面弯矩MCH= Raxy·AC=4639.59*66=306212.94 Nmm水平面弯矩图;垂直面弯矩MCV= Raxz·AC=1688.67*66=111452.22 NmmMCH=306212.94 NmmMCV=111452.22 Nmm垂直面弯矩图;合成弯矩MC=325864.94 Nmm合成弯矩图4)轴的扭矩T=222.7Nm=2.227×105 Nmm轴的扭矩图:MC=325864.94 NmmT=222700Nmm5)确定许用应力:因初选轴的材料为45#调质 查表13-1得B=650Mpa s=360M查表13-6得:+1bb=215Mpa,0bb=102Mpa,-1bb=60Mpa=-1bb/0bb=0.596）当量弯矩MC=351357.48 Nmm当量弯矩图7)校核轴径:校核C截面直径dC=38.83mm考虑该截面上键槽的影响，直径增加3dC=1.0338.83=40mm结构设计确定的直径为48mm，强度足够3.5滚动轴承的选择与寿命验算减速器低速轴滚动轴承选择与寿命验算选择轴承类型及型号考虑轴承主要承受径向载荷作用,故选用深沟球轴承.又按轴颈直径d=45mm,选用两个轴承均为6209,此型号轴承的主要参数经查书得B=19mm D=85 C=31500N C0 =20500N =0.59MC=351357.48 Nmm轴承6209, （1）计算轴承受力1)径向力Fr1=4937.35NFr2=4937.35N2)附加轴向力FS: FSA=0.39 Fr1 =0.39·4937.35= 1925.57NFSB=0.39 Fr2=0.39·4937.35=1925.57N查表14-14FSA/ C0=1925.57/20500=0.094得e=0.29受力图示:（2）计算当量动载荷P= xFr+yFa轴承A: Fsa/Fr1=1925.57/4937.35=0.39e=0.29则x=0.56 y=1.51,PA= xFr1+yFsa =0.564937.35+1.511925.57=5672.53N轴承B: PB= PA=5672.53N查表14-12，取fP=1.1,查表14-13，取fT=1=3715.07NFr1=4937.35NFr2=4937.35NFSA=1925.57NFSB=1925.57NPA=5672.53NPB=5672.53N （3）计算轴承寿命:据式（14-6）CC=·3715.07=20548N< C=31500N可用寿命足够该轴承使用3.6键联接的选择和验算3.6.1 皮带轮大轮与高速轴轴伸的键联接采用半圆头普通平键(GB109679)b×h=8×7因大轮宽为35mm 故取键长L=25mm。已知:d=25mm h=7mm L=Lb=257=18mm，T=57.7Nm。则:p=4T/dhL=(457.7103)/(25725)=52.75Mpap=125 Mpa3.6.2大齿轮与低速轴的键联接采用圆头普通平键(GB109679)b×h=14×9,因齿轮与低速轴配合处轴长47mm，故取键长L=36mm。已知:d=48mm h=9mm L=Lb=369=27mm，T=222.7Nm。则:p=4T/dhL=(4222.7103)/(48927)=76.37Mpap=125 Mpa3.6.3联轴器与低速轴轴伸的键联接采用圆头普通平键(GB109679)b×h=10×8, 因联轴器长82mm，故取键长L=70mm。已知:d=35mm h=8mm L=Lb/2=708=62mm T=216Nm。则: p=4T/dhL=(4216103)/(35862)=49.78Mpap=125 Mpa键C8×25(GB109679)该键联接强度足够键A14×36(GB109679)该键联接强度足够键C14×100(GB109679)该键联接强度足够 3.7联轴器的选择低速轴与卷筒轴之间的联接根据工作情况的要求选用柱销联轴器考虑转矩T=216N·m转速n=117.5r/min，低速轴轴伸直径d=35,查机械设计手册选定ZL3型其最大许用转矩Tpmax=630N·m，许用最高转速nmax=4000r/min,轴孔直径范围d(Y)=3038mm,孔长LI=82mm,LII=60mm满足联接要求，标记为联轴器ZL3 GB/T501585ZL3 GB/T501585 3.8 润滑与密封1由于减速器传动件的圆周速度v12m/s,故采用油池润滑(浸油润滑),因此机体内需有足够的润滑油;同时为了避免油搅动时沉渣泛起,齿顶到油池底面的距离H不应小于3050mm,浸油深度决定后即可定出所需油量,并按传递功率进行验算以保证散热所需油量V=2×7.9×(0.350.7)=5.5311.06dm350润滑油的牌号为50号工业齿轮油.2 根据该减速机的载荷及转速值，决定轴承采用脂润滑，油脂牌号为1#锂基脂。3为了保证机盖与机座联接处密封,联接凸缘应有足够宽度，联接表面应精细,其表面粗糙度应不大于6.3,为了提高密封性可在机座凸缘上面铣出回油沟,使渗入凸缘联接缝隙面上的油重新流回机体内部.此外凸缘联接螺栓的间距不宜太大，一般取150170mm之间并尽量均匀布置以保证剖面处的密封性,轴头的密封采用凸缘式端盖毡封油圈密封.附录：1产品装配图2主要部件图3主要零件图1份8份15份参考文献：1袁志华, 冯宝萍, 赵安庆, 梁爱琴. 作物茎秆抗倒伏的力学分析及综合评价探讨J. 农业工程学报, 2002, 18（6）:30 - 31.2刘建辉.农作物材料的力学分析M .北京:科学出版社,1996.63 105.论文参考文献格式应符合标准：论文参考文献格式(GB7714-2005)，压缩包内有论文参考文献格式。3Chatopadhyay P S, Pandey K P. Mechanical properties of sorghum stalk in relation to quasi 2 static deformation J. J. A gric. Eng. Res . , 1999, 73 (2) : 199 206.
