机械设计基础课程设计矿用链板输送机传动装置设计书

1、机械设计基础课程设计设计说明书机械与动力工程学院车辆工程专业车辆设计者： 指导教师：2013年6月河南理工大学目 录一 设计任务书 3二 传动方案的拟定 4三 电机的选择 4四 运动和动力参数的计算 5五 传动件的设计计算 6六 轴的设计 12七 滚动轴承的选择与寿命计算 20八 联轴器的选择 24九 键联接的选择和验算 25十 箱体的设计 26十一 减速器附件的设计 26十二 润滑和密封 27参考文献28一、设计任务书矿用链板输送机传动装置设计1、设计条件：（1）机器用途：煤矿井下运煤；（2）工作情况：单向运输，中等冲击；（3）运动要求：输送机运动误差不超过7%；（4）工作能力：储备余量15

2、%；（5）使用寿命：十年，每年300天，每天8小时；（6）检修周期：半年小修，一年大修；（7）生产批量：小批量生产；（8）制造厂型：中小型机械厂；2、输送机简图：如图13、原始数据： 运输机链条速度：0.6m/s； 运输机链条拉力：16kn； 主动星轮齿数：11； 主动星轮节距：50mm；4、设计任务： （1）设计内容：电动机选型传动件设计减速器设计联轴器选型设计； （2）设计工作量：装配图1张零件图2张；二、传动方案的拟定 根据传动装置各部分的相对位置（如图1），综合考虑工作机的性能要求、工作条件和可靠性，以使结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低、传动效率满足要求等，选择二级圆锥-圆柱齿轮减

3、速器，机构运动简图如图2：三、电机的选择1、计算运输机主轴的转速和功率（1）转速由原始数据可得主动星轮的直径d=175.159,则=0.206r/min（2）功率 pw=fv=160.6=9.6kw2、电动机的功率（1）传动装置的总效率 由参考文献1表1-2查得： 滚筒效率1=0.96； 弹性联轴器效率2=0.99； 滚动轴承效率3=0.98； 圆柱齿轮传动效率4=0.97； 圆锥齿轮传动效率5=0.95； 总效率=12223345=0.9620.9920.9830.970.95=0.7834（2）所需电动机的功率 pr=pw/=9.6/0.7834=12.254kw3、选择电动机的型号 根据

4、工作条件：煤矿下运输，应选择防爆电机。查参考文献2表7-2-2选择电动机的型号为y160l-6，额定功率11kw，满载转速970r/min,电动机轴伸直径48mm。四、运动和动力参数的计算1、分配传动比（1）总传动比：i=970/66.672=14.549（2）各级传动比： 直齿圆锥齿轮（高速级）传动比i12=0.25i=3.637 斜齿圆柱齿轮（低速级）传动比i23=4（3）实际总传动比 i实=i12i23=3.6374=14.548 因为i=i实i=0.0010.05,故传动比满足要求。2、运动和动力参数计算（各轴标号见图2）（1）轴0（电动机轴） p0=pr=12.254kw n0=97

5、0r/min t0=955012.254/970=120.645nm（2）轴1（高速轴）p1=p012=12.254096099=11.646kw n1=n0=970r/min t1=9550p1/n1=955011.646/970=114.661nm（3）轴2（中间轴） p2=p135=12.2540.980.95=11.408kw n2=n1/i12=9703.637=266.703r/min t2=9550p2/n2=955011.408/266.667=408.5655nm（4）轴3（低速轴） p3=p234=11.4080.980.97=10.844kw n3=n2/i23=266.

6、6674=66.67r/min t3=9550p3/n3=955010.844/66.67=1553.389nm（5）轴4（运输机主轴） p4=p3123=10kw n4=n3=66.67r/min t4=9550p4/n4=955010/66.67=1432.428nm五、传动件的设计计算1、闭式直齿圆锥齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料，确定许用应力 由参考文献3表16.2-60，表16.2-64及图16.2-17,图16.2-26, 小齿轮材料选用45号钢，调质处理，hb=217255 hlim1=580mpa, flim1=220mpa 大齿轮材料选用45号钢，正火处理，hb=162

7、217 hlim2=560mpa, flim2=210mpa 查参考文献3表16.2-16,取sh=1.25,sf=1.6,则 h1=hlim1/sh=464mpa f1=flim1/sf=137.5mpa h2=hlim2/sh=448mpa f2=flim2/sf=131.25mpa（2）按齿面接触强度设计小齿轮的大端模数 取齿数z1=16，则z2=z1i12=163.525=56.4,取z2=57 实际齿数比=z2/z1=3.5625 分锥角1= arctan=arctan=15.6795 2= arctan=arctan=74.3205 取载荷系数k=1.5 由参考文献3表16.4-2

8、6de1=1951=1951=118.530 大端模数m=de1/z1=7.41 查参考文献3表16.4-3，取m=8（3）齿轮参数计算 大端分度圆直径d=zm=128 d=zm=578=456 齿顶圆直径=128+28cos15.6795=143.405 456+28cos74.3205=460.324 齿根圆直径=128-2.416cos15.6795=91.029 =456-2.416cos74.3205=445.622 取齿宽系数 外锥距128/2sin15.6795=236.866 齿宽71.06,取b=71 中点模数6.8 中点分度圆直径108.8 387.6 当量齿数16.618

9、,210.911 当量齿轮分度圆直径113 1434.129 当量齿轮顶圆直径126.6 1447.729 当量齿轮根圆直径106.185 1347.64 当量齿轮传动中心距773.5645 当量齿轮基圆齿距20.064 啮合线长度=34.368 端面重合度1.713 齿中部接触线长度=59.104（4）验算齿面接触疲劳强度 由参考文献4式5-49得： 取，代入各值可得： 小齿轮=294.642mpa=464mpa 大齿轮 =149.925mpa=448mpa 故齿轮的齿面接触疲劳强度满足要求。（5）校核齿轮弯曲疲劳强度 由参考文献4式5-47得： 式中查参考文献3图16.4-25得：，再由参

10、考文献3式16.4-12 =0.25+0.75/1.173=0.688所以=23.290mpa=137.5mpa即齿轮的弯曲强度也满足要求。2、闭式斜齿圆柱齿轮传动的设计计算（1）选择材料，确定齿轮的疲劳极限应力由参考文献3表16.2-60、表16.2-64及图16.2-17、图16.2-26选择齿轮材料为：小齿轮：45号钢，调质处理，hb=217255 =580mpa =220mpa大齿轮：45号钢，正火处理，hb=162217 =560mpa =210mpa（2）按接触强度，初步确定中心距，并初选主要参数 由参考文献3表16.2-33 式中：小齿轮传递的转矩=408.5655nm 载荷系数

11、取k=1.5 齿宽系数取=0.3 齿数比暂取=4 许用接触应力： 按参考文献3表16.2-46，取最小安全系数=1.25，按大齿轮计算： =448mpa 将以上数据代入计算中心距的公式得： =324.924 圆整为标准中心距 按经验公式，=(0.0070.002)300=2.16 取标准模数=4 初取=12,cos12=0.978 取=29，=429=116 精求螺旋角：, 所以=1448 =4.1378 =4.137829=119.996 齿宽=0.3300=90（3）校核齿面接触疲劳强度 按参考文献4式5-39 式中： 分度圆上的圆周力=6809.652n 查参考文献3表16.2-43,

12、节点区域系数按1448，x=0查参考文献3图16.2-15, =2.41 重合度系数取=0.88 螺旋角系数 代入数据： =351.359mpa=448mpa 故接触疲劳强度满足要求。（4）校核齿根弯曲疲劳强度 按参考文献4式5-37 式中：=408.5655nm 复合齿形系数：首先计算当量齿数 =128.4 由此查参考文献3图16.2-23得=4.12, =3.94 重合度与螺旋角系数：首先按参考文献4式5-12计算端面重合度 =1.88-3.2(1/29+1/116)0.9667=1.684 据此查参考文献3图16.2-25得 =0.62 代入数据：=74.974mpa 计算许用弯曲应力:

13、 查参考文献3表16.2-46取=1.6 按大齿轮计算则=131.25mpa 可见，故弯曲疲劳强度满足要求。（5）主要几何尺寸 =4 =4.1378 =29 =116 =1448 294.1378=119.996 =1164.1378=479.985 =119.986+24=127.996 =479.985+24=487.985 =0.5(119.996+479.985)=300 =90 取=95，=90六、轴的设计1、减速器高速轴1的设计（1）选择材料 由于传递中小功率，转速不太高，故选用45优质碳素结构钢，经调质处理，查参考文献4表12-1得材料的力学性能数据为： mpa mpa mpa（

14、2）初步估算轴径 由于材料为45钢，查参考文献3表19.3-2选取a=115，则得： =26.61 考虑装联轴器加键需将其轴径增加4%5%，故取轴的最小直径为30（3）轴的结构设计 如图3所示，主要尺寸已标出.（4）轴上受力分析（如图4a所示） 齿轮上的作用力圆周力：=2107.739n径向力：=738.620n轴向力：=207.282n 求轴承的支反力 水平面上支反力：n n垂直面上支反力：=500.035n =1238.655n（5）画弯矩图（如图4b、c） 剖面b处弯矩： 水平面上弯矩=271.9nm 垂直面上弯矩 =84.0nm 合成弯矩=284.580n.m 剖面c处弯矩：=11.3

15、nm（6）画转矩图（如图4d） 114.661nm（7）计算当量弯矩 因单向回转，视转矩为脉动循环，则=0.602 剖面b处当量弯矩 =292.8nm 剖面c处当量弯矩 =69.9nm（8）判断危险剖面并验算强度 剖面b处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，故剖面b为危险剖面 =mpa=45.8mpa59mpa 剖面c处直径最小，为危险剖面 mpa=25.9mpampa 所以该轴强度满足要求。2、减速器中间轴2的设计（1）选择材料（同轴1）（2）初步估算轴径 =40.2 考虑安装齿轮加键，需将其轴径增加4%5%，故取轴的最小直径为40（3）轴的结构设计 如图5所示，主要尺寸已标出。（4）轴

16、上受力分析（如图6a） 齿轮2上的作用力 齿轮2的受力与齿轮1大小相等，方向如图6a所示: 圆周力：=2107.739n 径向力：738.620n 轴向力：207.282n齿轮3上的作用力 圆周力：=6809.652n 径向力：=2563.561n 轴向力：=1799.188n求轴承的支反力 水平面上支反力：=-（6809.6521052107.739345）/450=27.014n =(6809.6523452107.739105)/450=4728.927n垂直面上支反力： =(207.2824560.85/2+738.602345+2563.561105-1799.188119.996/

17、2)/450=1013.811n =(1799.188119.996/2+2563.561345+738.602105-207.2824560.85/2)/450=2288.352n（5）画弯矩图（如图6b、c） 剖面d处弯矩： 水平面上：=1054728.9270.001=496.5nm 垂直面上：=1052288.3520.001=240.3nm =(1052288.352-1799.188119.996/2)0.001 =132.3nm 合成弯矩：=551.6nm =513.8nm（6）画转矩图 =408.5655nm（7）计算当量弯矩 用剖面d处的最大合成弯矩计算当量弯矩： =604.

18、0nm（8）判断危险剖面并验算强度 剖面d处当量弯矩最大，为危险剖面： =48mpa=59mpa 即该轴强度满足要求。3、减速器低速轴3的设计（1）选择材料： 查参考文献4表12-1选40cr合金钢，调质处理，=750mpa,=118mpa,=69mpa。（2）轴的结构设计 如图7所示，主要尺寸已标出。（3）轴上受力分析（如图8a）齿轮4的作用力齿轮4的受力与齿轮3的受力大小相等，方向如图8a所示圆周力：=6809.652n径向力：=2563.561n轴向力：=1799.188n 求轴承的支反力水平面上：=6809.652103/440=1594.078n =6809.652337/440=5

19、215.574n垂直面上：=(2563.561103+1799.188479.985/2)440=1581.5n =(2563.561337-1799.188479.985/2)/440=982.1n（4）画弯矩（如图8b、c） 剖面c处弯矩： 水平面上：=537.2nm 垂直面上：=533.0nm =(1581.5337-1799.188478.985/2)0.001=102.1nm 最大合成弯矩： =756.8nm（5）画转矩图（如图8d） =1553.389nm（6）计算当量弯矩 =69/118=0.585 剖面c处当量弯矩=936.4nm 剖面d处当量弯矩 =908.7nm（7）判断危

20、险剖面并验算强度 c处当量弯矩最大，为危险剖面。 mpa=27.3mpa69mpa d直径最小，并受较大转矩，为危险剖面 mpa=26.5mpae=0.37 查4表14-12，=1.5 =1.5(0.41693.927+1.61434.365)=4458.832n 轴承:=1227.083/3926.664=0.313e=0.37 =1.53926.664=5889.996n 因轴承相同，且,故应以作为轴承寿命计算的依据。（4）求轴承的实际寿命 已知滚子轴承=10/3 =84165h 根据设计条件，使用寿命十年，第年300天，每天8小时，则l=103008=24000h 因，故所选轴承合适。2

21、、减速器中间轴滚动轴承的选择与寿命计算（1）轴承的选择 中间轴的轴承也是既受一定径向载荷，同时还承受轴向载荷，选用圆锥滚子轴承，初取d=40,由参考文献3表20.6-79选用型号为30208，其主要参数有：d=40,d=80,cr=63kn,e=0.37,y=1.6。 查参考文献4表14-11:当时，x=1，y=0；当时，x=0.4,y=1.6。（2）计算轴承的受力（如图10）求轴承的径向载荷 根据“轴的设计”中已算出的中间轴轴承的支反力， =1014.171n =5253.504n 求轴承的轴向载荷轴承内部轴向力fs,按参考文献4表14-13： =1014.171/(21.6)=316.93

22、n =5253.504/(21.6)=1641.72n轴承的轴向载荷： 其中 1799.188-207.282=1591.906n 因，使轴承被“压紧”，故： =316.93n 316.93+1591.906=1908.836n（3）求轴承的当量动载荷p 轴承：=316.93/1014.171=0.313e=0.37 =1.51014.171=1521.257n 轴承：=1908.836/5253.504=0.3633l=24000h故所选轴承满足要求。3、减速器低速轴滚动轴承的选择与寿命计算（1）轴承的选择 根据受力要求，轴承将承受较大的径向力和轴向力，选取圆锥滚子轴承，由参考文献3表20.

23、6-19选用型号为32010，其主要参数为：d=50,d=80,cr=61kn,e=0.42,y=1.4。 查参考文献4表14-11：当时，x=1，y=0；当时，x=0.4,y=1.4（2）计算轴承受力（如图11） 求轴向载荷根据“轴的设计”中已算出的低速轴3的轴的支反力： 2245.490n 5307.234n 求轴向载荷轴承内部轴向力fs,按参考文献4表14-13： 2245.490/(21.4)=801.961n =5307.234/(21.4)=1895.441n 轴承的轴向载荷：其中 =1799.188n,因使得轴承被“压紧”，故： =1895.441+1799.188=3694.6

24、29n =1895.441n（3）求轴承的当量动载荷 轴承:=3694.629/2245.409e=0.42 查参考文献4表14-12，=1.5 1.5(0.42245.409+1.43694.629)=9105.966n 轴承:=1895.441/5307.234=0.36l=24000h 即所选轴承满足使用要求。八、联轴器的选择1、输入端联轴器的选择 根据工作情况要求，决定高速轴1与电动机轴之间选用弹性柱销联轴器。按参考文献415-1，计算转矩为，由转矩变化较小，查参考文献4表15-1有=1.5，又因=120.645nm,所以=1.5120.645=180.97nm 根据=1553.389

25、nm小于公称转矩，n=940r/min小于许用转速及电动机轴伸直径=48,高速轴轴伸直径d=30,查参考文献3表22.5-37，选用型其公称转矩630nm,许用转速5000r/min,轴孔直径范围d=3048,孔长=82，=82，满足联接要求。 标记为:hl3联轴器2、输出端联轴器的选择 根据工作情况要求，决定低速轴3与运输机主轴之间也选用弹性柱销联轴器。按参考文献415-1，计算转矩为，依然查参考文献4表15-1有=1.5，此时t=1553.389nm,所以=1.51553.389=2330.08nm 根据=2330.08nm小于公称转矩，=66.67r/min小于许用最高转速及输出轴轴伸直

26、径d=50,查参考文献3表22.5-37，选用lh5型其公称转矩2000nm,许用转速3500r/min,轴孔直径范围d=5070,孔长=142，=142，满足联接要求。 标记为:hl5联轴器九、键联接的选择和验算1、联轴器与高速轴轴伸的键联接 采用圆头普通平键（gb1095-79），由d=30，查参考文献5表3.2-18得bh=87,因半联轴器长82，故取键长l=70，即d=30,h=7,l=l-b=62,t=98.589nm 由轻微冲击，查参考文献4表10-1得=100mpa, 所以4100098.589/30762=30.288mpa=100mpa 故此键联接强度足够。2、小圆锥齿轮与高

27、速轴1的键联接 采用圆头普通平键（gb1095-79），由d=30，查参考文献5表3.2-18得bh=108,取键长l=100，即d=30,h=8,l=l-b=90,t=98.589nm 由轻微冲击，查参考文献4表10-1得=100mpa, 所以4100098.589/30890=18mpa=100mpa 故此键联接强度足够。3、大圆锥齿轮与中间轴2的键联接 采用圆头普通平键（gb1095-79），由d=50，查参考文献5表3.2-18得bh=149,因大圆锥齿轮齿宽71，故取键长l=64，即d=50,h=9,l=l-b=50,t=323.5297nm 由轻微冲击，查参考文献4表10-1得=1

28、00mpa, 所以41000323.5297/50950=57.5mpa=100mpa 故此键联接强度足够。4、小斜齿圆柱齿轮与中间轴2的键联接 由于轴直径和传递转矩相同，可采用与大圆锥齿轮和中间轴之间的键联接相同的键亦可满足强度要求。5、大圆锥齿轮与低速轴3的键联接 采用圆头普通平键（gb1095-79），由d=70，查参考文献5表3.2-18得bh=2012,因大圆锥齿轮齿宽为90，故取键长l=80，即d=70,h=12,l=l-b=60,t=1230.169nm 由轻微冲击，查参考文献4表10-1得=100mpa, 所以410001230.169/701260=97.6mpa=100mpa 故此键联接强度足够。6、输出端与联轴器的键联接 采用圆头普通平键（gb1095-79），由d=50，查参考文献5表3.2-18得bh=149,因半联轴器长142，故取键长l=1