机械设计链式运输机课程设计.docx

贵州理工学院机械设计课程设计贵州理工学院机械设计课程设计报告（机械工程学院）设 计 题 目： 链式运输机 专 业 班 级： 指 导 教 师： 学 生 姓 名： 设 计 地 点： 第三实验楼 设 计 日 期： 2017.7 目录第一章 概述11.1课设设计的目的11.2课程设计的内容1第二章 机械传动装置的总体设计22.1拟定传动方案22.2选择电动机22.2.1电动机类型和结构形式选择22.3传动比的确定与分配32.4计算传动装置的运动及动力参数42.4.1各轴转速42.4.2各轴输入功率P42.4.3各轴输入转矩T4第三章 减速器传动件的设计53.1V带的设计53.1.1.确定计算功率53.1.2.选择V带的带型53.1.3确定带轮的基准直径dd并验算带速53.1.4确定中心距a，并选择V带的基准长度Ld53.2齿轮的设计63.2.1选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数63.2.2按齿面接触疲劳强度设计73.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计83.3轴的设计113.3.1联轴器选择113.3.2轴的设计计算11第四章 滚动轴承寿命校核与键连接设计164.1轴承校核164.2轴与齿轮键连接设计计算174.3轴与联轴器键连接设计计算17第五章 减速器的密封与润滑185.1减速器的密封185.2齿轮的润滑185.2轴承的润滑18第六章 减速器附件186.1油面指示器186.2通气器196.3六角螺塞196.4窥视孔盖196.5定位销206.6启盖螺钉20第七章 减速器箱体主要结构尺寸20第八章 设计总结22参考文献23机械设计课程设计任务书一、设计目的：1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其他有关先修课程的理论和实际知识，使所学知识进一步巩固、深化和发展。2、让学生了解机械设计的基本过程、一般方法和设计思路，能够初步根据要求进行传动装置的方案设计和主要传动零件的设计，并绘制总装配图和主要零件工作图。3、培养学生树立正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。4、培养学生机械设计的基本技能，如：计算、绘图、查阅设计资料与手册，熟悉设计标准和规范等。5、为今后的毕业设计和工作打下良好的基础。二、设计题目：链式运输机传动系统设计三、设计内容：1、已知条件：1） 链式运输机传动系统示意图： 方案六2）工作条件：运输机工作时有轻微冲击，单向运转，两班制工作，使用年限5年，每年250天，允许曳引链速度误差为5%。3）原始数据：题号 数 据 12345678910曳引链拉力F(N)900095001000010500110001150012000122001250012800曳引链速度V(m/s)0.40.320.340.350.360.380.40.380.350.34曳引链链轮齿数Z8888888888曳引链链节距p(mm)80808080808080808080 2、设计内容：完成传动系统的结构设计，绘制传动系统的装配图和主要零件工作图，编写设计说明书。三、设计任务及工作量要求：每个学生在规定的时间内，完成整个设计，答辩并上交以下资料：1、减速器装配图一张（A1图纸），采用手工绘图。2、零件工作图两张（齿轮、轴各一张），采用计算机绘图，图号自选。3、设计计算说明书一份(封面及内容书写格式要规范)。注：所有资料装入一个档案袋，并在档案袋封面填写相关内容。四、设计计划及进度参考：本次课程设计大体可按以下几个步骤及进度进行：1、设计准备阅读设计任务书，明确设计要求，工作条件，内容和步骤；通过参观或减速器拆装实验，了解设计对象；阅读有关资料，明确进行课程设计的方法，并初步拟定设计计划。2、传动装置的总体设计分析和选定传动装置的方案（已给定）；选择电动机；确定总传动比分配和各级传动比；计算各轴的转速，转矩和功率；画传动装置方案简图。3、各级传动零件的设计计算及装配工作图的结构设计（1）传动零件的设计及几何尺寸的计算。（2）轴的设计及强度计算（包括联轴器的选择和键的选择）。（3）滚动轴承的选择及强度校核。（4）箱体的设计及减速器附件设计（窥视孔盖和窥视孔、放油螺塞、油标、通气器、启盖螺钉、定位销、吊环或吊钩等）。（5）减速器的润滑和密封。4、装配图的绘制。5、零件工作图的绘制。6、编写设计说明书。7、整理、检查、修改设计资料，答辩、上交设计资料。五、主要参考文献： 1、龙振宇主编. 机械设计. 北京：机械工业出版社，2002 2、汝元功，唐照民主编. 机械设计手册. 北京：高等教育出版社，1995 3、机械设计课程设计指书等 4、六、设计计算说明书封面及内容书写格式规范：第一章 概述1.1课设设计的目的1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其他有关先修课程的理论和实际知识，使所学知识进一步巩固、深化和发展。2、让学生了解机械设计的基本过程、一般方法和设计思路，能够初步根据要求进行传动装置的方案设计和主要传动零件的设计，并绘制总装配图和主要零件工作图。3、培养学生树立正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。4、培养学生机械设计的基本技能，如：计算、绘图、查阅设计资料与手册，熟悉设计标准和规范等。5、为今后的毕业设计和工作打下良好的基础1.2课程设计的内容 1、已知条件：（1）链式运输机传动系统示意图：（2）工作条件：运输机工作时有轻微冲击，单向运转，两班制工作，使用年限5年，每年250天，允许曳引链速度误差为5%。（3）原始数据：题号 数 据 9曳引链拉力F(N)12500曳引链速度V(m/s)0.35曳引链链轮齿数Z8曳引链链节距p(mm)80 2、设计内容：完成传动系统的结构设计，绘制传动系统的装配图和主要零件工作图，编写设计说明书。第二章 机械传动装置的总体设计2.1拟定传动方案传动方案运动简图如图2-1所示：2.2选择电动机2.2.1电动机类型和结构形式选择按工作要求选用笼型三相异步电动机，电压380V（1）工作机机所需功率PW：（2）电动机输出功率Pd式中，为电动机至工作机主动轴之间的总效率，即：其中，（3）确定电动机的额定功率Ped根据资料可选取2.3传动比的确定与分配链轮分度圆直径：卷筒轴的动作转速： 表2-2可知，一级圆锥齿轮一级圆柱减速器一般传动比为840，则符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min,1500r/min.由于750r/min无特殊要求，不常用，故仅用1000r/min和1500r/min两种方案进行比较。选用前者表2-1电动机型号额定功率（KW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）额定转矩（KN/m）Y112M-6510009402.2总传动比：查阅资料可知i1=2.5，i2=3.77，i3=3.14。其中：i1v带传动比；i2高速圆柱直齿齿轮传动比；i3低速圆柱直齿齿轮传动比。2.4计算传动装置的运动及动力参数2.4.1各轴转速从上至下为轴，轴，轴，轴：轴：轴：2.4.2各轴输入功率P2.4.3各轴输入转矩T第三章 减速器传动件的设计3.1V带的设计3.1.1.确定计算功率计算功率Pca是根据传递的功率P和带的工作条件而确定的：公式中KA为工作情况系数，经查资料取1.3.3.1.2.选择V带的带型经查资料选取V带的带型为B型。3.1.3确定带轮的基准直径dd并验算带速（1）初选小带轮的基准直径dd1经查资料选取V带小带轮的基准直径dd1=125mm（2）验算带速6.15m/s30m/s,故带速合适。（3）计算大带轮的基准经圆整为355mm。3.1.4确定中心距a，并选择V带的基准长度Ld（1）初定中心距（2）计算相应的带长选取基准长度。（3）计算中心距a及变动范围传动的实际中心距近似为则a=500+85=585mm。（4）考虑带轮的制造误差，带长误差，带的弹性以及带的松弛而产生的补充张紧的需要，常给出的中心距变动范围如下：（5）验算小带轮上的包角1通常小带轮上的包角小于打带轮上的包角，得小带轮包角1=157(6) 确定带的根数z根据机械设计手册选取包角修正系数K=0.95、带长修正系数KL=0.97、基本额定功率P0为1.64，额定功率的增量P0=0.30.则选取V带根数z=3(7)确定带的初拉力F0可由下式确定：式中：m为单根v带每米长度的质量；取m=0.1kg/m 则(8)计算带传动的压轴力Fp得FP=12817.4N 3.2齿轮的设计3.2.1选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮，压力角取20，选用7级精度，小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。选取小齿轮齿数z1=24，则大齿轮齿数z2=243.77=90.48，取z2=91。3.2.2按齿面接触疲劳强度设计1.计算小齿轮分度圆直径，即根据机械设计手册选取KHt=1.3、取齿宽系数d=1、取区域系数ZH=2.5、取弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。又有查表得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa，计算应力循环次数：由表查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90、KHN2=0.95.取失效概率为1%，安全系数s=1，得取较小的为接触疲劳许用应力，即2.小齿轮分度圆直径（1）调整小齿轮分度圆直径.圆周速度v.齿宽bb=dd1t=56.339mm（2）计算实际载荷系数KH查表得使用系数KA=1、动载系数KV=1.12。齿轮的圆周力查表得齿间载荷分配系数KH=1.2、齿向载荷分配系数KH=1.421。由此得到实际载荷系数KH=KAKVKK=11.121.21.421=1.91则可按实际载荷系数算得分度圆直径3.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计（1）计算模数，即根据手册选取KFt=1.3，弯曲疲劳强度用重合度系数计算，查表得齿形系数YFa1=2.65，YFa2=2.23、应力修正系数Ysa1=1.58，Ysa2=1.89，小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa，Flim2=380MPa，弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88，弯曲疲劳安全系数S=1.7。分锥角和，可得当量齿数，则故取0.0202（2）试算模数2）调整齿轮模数（1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度v 齿宽 宽高比b/h（2）计算实际载荷系数KF 根据=1.08m/s，7级精度，查资料可得到动载系数KV=1.05 由查资料可得齿间载荷分配系数KF=1， KH=1.318，结合b/h=16.62，查资料的KF=1.35则载荷系数（3）齿轮模数对比计算结果，由齿面接触强度疲劳计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳所决定的承载能力，而齿面接触疲劳所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度计算的模数1.55，圆整为标准值2mm，按接触疲劳强度计算得的分度圆直径d1=64.048mm，算出小齿轮齿数z1=d1/m=64.048/2=32.0225取z1=33，则大齿轮齿数z2=uZ1=3.233=105.6，取z2=1064.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距（3）计算齿轮宽度考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽吧b和节省材料，一般将小齿轮略微加宽5-10mm，即取b1=75mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，b2=b=66mm5.圆整中心距后的强度校核（1）齿面接触疲劳强度校核减速器齿轮的破换形式为点蚀，故按齿面接触疲劳强度检核。按照上诉方法算得：KH=1.91，T1=52890Nmm，=1，d1=66mm，u=3.2，ZH=2.5ZE=189.8MPa1/2,=0.706:齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。高速一级齿轮啮合各参数如下表：表2-1小齿轮大齿轮齿数33110直径d（mm）66212齿宽b（mm）7566模数（mm）2中心距a（mm）139材料40Cr（调质），齿面硬度280HBS45钢（调质），齿面硬度240HBS。低速一级齿轮啮合各参数如下表：表2-2小齿轮大齿轮齿数z32101直径d/mm80252齿宽B/mm8580模数m/mm3中心距a/mm166材料40Cr（调质），齿面硬度280HBS45钢（调质），齿面硬度240HBS。3.3轴的设计3.3.1联轴器选择1.类型选择为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器2.载荷计算公称转矩T=552N/m3.型号选择从GB4323-2002中查的LX3型的弹性套柱销联轴器的许用转矩为1250N/m，许用最大转速为4750r/min,轴径为30-48mm之间。3.3.2轴的设计计算本次设计设计的是装有联轴器的轴：(1)已经确定的运动学和动力学参数转速n=79.4r/min；功率P=4.6kW；轴所传递的转矩T=552000Nmm(2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45调质，许用弯曲应力为=60MPa(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。dA03Pn=11234.679.4=43.3mm 由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%dmin=1+0.0743.3=43.6mm 查表可知标准轴孔直径为44mm故取dmin=44(4)确定轴的直径和长度图3-1 轴示意图1)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1，为了使所选的轴直径d1与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca = KAT，查表，考虑载荷变动微小，故取KA = 1.5，则:Tca=KAT=828Nm 按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB T4323-2002或设计手册，选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为44mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为112mm。选用普通平键，A型，bh = 128mm(GB T 1096-2003)，键长L=90mm。2)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，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据d23 = 47 mm，由轴承产品目录中选择角接触轴承7210AC，其尺寸为dDB = 509020mm，故d34 = d78 = 50 mm。 轴承挡油环定位，由手册上查得7210AC型轴承的定位轴肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = 57 mm 3)取安装齿轮处的轴段的直径d67 = 57 mm；已知低速级大齿轮轮毂的宽度为b4 = 80 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l67 = 78 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d67 = 57 mm，故取h = 8 mm，则轴环处的直径d56 = 72 mm，取l56=10mm。 4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，则l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 24 - 20 -10 = 59 mm 5)取低速级大齿轮距箱体内壁之距离2 =12.5 mm， mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离3=15mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 = 10 mm，则l34= B+s1=20+22.5= 42.5 mml78= B+2+2=20+10+12.5+2= 44.5 mml45=b2+3+2+2.5-l56-s1=55+15+12.5+10+2.5-10-22.5= 62.5 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表3-1轴段1234567直径42475057725750长度1105942.562.5107844.5(5)轴的受力分析大齿轮所受的圆周力（d4为低速级大齿轮的分度圆直径）Ft4=2Td4=2552000303=3643.5N大齿轮所受的径向力Fr4=Ft4tancos=3643.5tan20cos12.3256=1363.6N大齿轮所受的轴向力Fa4=Ft4tan=3643.5tan12.3256=756.78N齿轮中点到轴承压力中心距离l1=58.2mm，轴承压力中心到齿轮中点距离l2=128.7mm，第一段中点到轴承压力中心距离l3=140.3mm轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=Frl1+Fad2l1+l2=1363.658.2-756.78227.238258.2+128.7= -35NRBH=Fr-RAH=1363.6-35=1398.6N轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=Ftl1l1+l2=3643.558.258.2+128.7= 1133.13NRBV=Ftl2l1+l2=3643.5128.758.2+128.7=2506.7N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=-352+1133.132=1133.67N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=1398.62+2506.72=2870.2N计算弯矩在水平面上，轴截面A处所受弯矩：MAH=0Nm在水平面上，轴截面B处所受弯矩：MBH=0Nm在水平面上，轴截面C右侧所受弯矩：MCH右=RAHl1=-3558.2=-2.037Nm在水平面上，轴截面C左侧所受弯矩：MCH左=RAHl1-Fad2=-3558.2+756.78227.2382=84.Nm在水平面上，轴截面D处所受弯矩：MDH=0Nm在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：MAV=0Nm在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：MBV=0Nm在垂直面上，齿轮4所在轴截面C处所受弯矩：MCV=RBVl1=2506.758.2=145.89Nm在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：MDV=0Nm绘制合成弯矩图截面A处合成弯矩弯矩：MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nm 截面B处合成弯矩：MB=0Nm截面C左侧合成弯矩：MC左=MCH左2+MCV左2=842+145.892=163.74Nm截面C右侧合成弯矩：MC右=MCH右2+MCV右2=-20372+1458892=204.2Nm截面D处合成弯矩：MD=0Nm绘制扭矩图T=398894.35Nmm绘制当量弯矩图 截面A处当量弯矩：MVA=MA+T2=0+0.6398894.352=239.337Nm截面B处当量弯矩：MVB=MB=0Nmm截面C左侧当量弯矩：MVC左=MC左=163744Nmm截面C右侧当量弯矩：MVC右=MC右2+T2=2042002+0.6398894.352=314.353Nm 截面D处当量弯矩：MVD=MD+T2=0+0.6398894.352=239.337Nm图3-2 低速轴受力及弯矩图(6)校核轴的强度因C弯矩大，且作用有转矩，故C为危险剖面其抗弯截面系数为W=d332=57332=18172.06mm3抗扭截面系数为WT=d316=36344.13mm3最大弯曲应力为=MW=15.28MPa剪切应力为=TWT=10.98MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为ca=2+42=20.18MPa查表得45调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，ca0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa轴承基本额定动载荷Cr=40.8kN，额定静载荷C0r=30.5kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=10000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=-352+1133.132=1133.6NFr2=RBH2+RBV2=1398.62+2506.72=2869.8NFd1=0.68Fr1=0.681133.6=770.8NFd2=0.68Fr2=0.682869.8=1951.5N由前面计算可知轴向力Fae=-756.8N由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。Fa1=Fae+Fd2=2708.3NFa2=Fd2=1951.5NFa1Fr1=1.387Fa2Fr2=0.68查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=0.411133.6+0.872708.3=2820.9NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=12869.8+01951.5=2869.8N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660nftCrfpPr3=77665.4h10000h由此可知该轴承的工作寿命足够。4.2轴与齿轮键连接设计计算选用A型键，查表得bh=16mm10mm（GB/T 1096-2003）,键长63mm。键的工作长度 l=L-b=47mm低速级大齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力p=4Thld=60MPap=120MPa4.3轴与联轴器键连接设计计算选用A型键，查表得bh=12mm8mm（GB/T 1096-2003）,键长90mm。键的工作长度 l=L-b=78m