链式运输机传动装置课程设计报告书

1、.机械基础综合课程设计说明书课程名称 ：课程设计设计题目 ：链式运输机传动装置设计学院：机械工程学院专业年级 ：机设 11-1姓名：×××班级学号 ：机设 11-1-20指导教师 ：×××二一三年九 月十三日.下载可编辑 .下载可编辑 .目录一、课程设计任务书-1二、传动方案的拟定与分析-2三、电动机的选择-3四、计算总传动比及分配各级传动比-4五、动力学参数计算-5六、传动零件的设计计算-6七、轴的设计计算-13八、滚动轴承的选择及校核计算-29九、键连接的选择及校核计算-30十、减速器的润滑与密封-32.下载可编辑 .十一、箱体及

2、附件的结构设计-33设计小结- 34参考文献-35.下载可编辑 .一、 课程设计任务书题目：链式运输机传动装置设计工作条件 ：连续单向运转 ，工作时有轻微振动 ，空载起动 ；使用期 10 年，每年 300个工作日 ，小批量生产 ，两班制工作 ，运输链速度允许误差为 ±5%。原始数据 ：运输链工作拉力F =4500 N ；运输链工作速度 v =0.96 m s ；运输链链轮齿数 z =10 ；运输链链节距p =60mm 。1- 电动机；2- 联轴器；3- 圆锥 - 圆柱齿轮减速器 ；4- 传动链； 5- 运输链图 1.1 链式运输机传动示意图.下载可编辑 .下载可编辑 .二、 传动方案

3、的拟定与分析传动方案拟定步骤 ：1- 电动机 ； 2- 联轴器； 3- 圆锥 - 圆柱齿轮减速器；4- 传动链 ；5- 运输链图 2.1 链式运输机传动方案示意图优缺点分析 ：优点：1. 在圆锥 - 圆柱齿轮减速器后接一级链传动 ，链传动能保持准确的传动比 ，无弹性滑动和整体打滑现象 ，可在恶劣的环境下工作。2. 圆锥齿轮减速器布置在高速级 ，使圆锥齿轮减速器齿轮不致太大，否则加工困难 。缺点：1.电动机直接与两级圆锥- 圆柱齿轮减速器相连接，使减速器的.下载可编辑 .传动比和结构尺寸较大 。2. 链传动时工作振动噪声较大 。三、 电动机的选择1、电动机类型的选择选择 Y 系列三相异步电动机

4、。2、电动机功率选择（1）传动装置的总效率 ：43总联轴器轴承圆柱齿轮圆锥齿轮链=0.990.99 40.970.970.963=0.7916（2）电机所需的功率 ：FV45000.96p电机10005.46KW1000 总0.79163、确定电动机转速计算链轮分度圆直径 ：d链轮 =p运输链链节距194.2mmsin 180/ z链轮齿数总 =0.7916P=5.46 kW电机d链轮194.2mmn运输链 = 94.41 r min.下载可编辑 .计算运输链链轮工作转速：601000V6010000.96n运输链d链轮94.41r / min194.2按机械设计课程设计指导书P17 表 2-

5、3 推荐的传动比合理范围，取链传动比 i链2 5 ，按机械设计课程设计指导书P18 表2-4 推荐的传动比合理范围，取二级圆锥 - 圆柱减速器传动比范围n电动机 1510.56i减速器8 15 ，则总传动比合理范围为ia'16 75 。 故电动机转速7080.75r min的可选范围为 ：'（）。n电动机ia n运输链16 75 94.411510.56 7080.75r / min电动机型号 ：综合考虑选择同步转速为3000 r / min ,额定功率为 5.5KW，满Y132S2-2载转速为 2920 r/min的型号为 Y132S1-2的电动机4、确定电动机型号根据以上选

6、用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S1-2 。其主要性能 ：额定功率 5.5KW；满载转速 3000r/min ；额定转矩 2.2；质量 70kg 。i总30.93四、 计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比i链 3i总n电动机2920n运输链30.9394.41.下载可编辑 .2、分配各级传动比（1） 据指导书 P17 表 2-3 ，取链传动 i 链3 （链传动单级传动比i减速器 10.31i链2 5合理）（2） i总 i链i 减速器i 减速器i总30.93i12 =2.58i链10.313i23 =4取二级圆柱圆锥齿轮减速器高速级传动比i12 =0.25

7、i减速器 =2.58则低速级传动比i23 = i减速器 =4i圆锥.下载可编辑 .P0 =5.46kWn02920r/minT0 =17.86N m五、 动力学参数计算1、 0轴P0 =P电机 =5.46kWn0n电机 =2920r/minT0 =9550P0 / n0 =95505.46 / 2920=17.86Nm2、 1 轴（高速轴）P1=P0 联轴器滚动轴承 =5.460.990.995.35kWn1n0 /i01 =2920r/minT1=9550P1 / n1 =95505.35 / 292017.5Nm3、 2 轴（中间轴）P2 =P1 圆锥齿轮滚动轴承 =5.35 0.97 0

8、.995.14kWn2 n1 /i12 =2920/2.581131.78r/minT2 =9550 P2/ n2 =95505.14 /1131.7843.37N m4、 3 轴（低速轴）P3 =P2 圆柱齿轮 滚动轴承 =5.14 0.97 0.994.94kWn3 n2 /i 23 =1131.78/4282.945r/minT3 =9550 P3 / n3 =95504.94 / 282.945166.74N mP15.35kWn12920r/minT117.5N mP25.14kWn21131.78r/minT243.37N mP34.94kWn3282.945r/minT3166.

9、74N mP44.69kWn494.315r/minT4474.89N m.下载可编辑 .5、 4 轴（链轮轴）P4 =P3 圆柱齿轮链传动 =4.94 0.99 0.96 4.69kWn4 n3 /i34 =282.945/3 94.315r/minT4 =9550 P4/ n4 474.89N m13 轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率的0.99 。z119z257六、 传动零件的设计计算Pca8.29kW滚子链传动的设计计算因为链传动处于低速级，传递功率小 ，所以选择滚子链完全p25.4mm能满足条件 。.下载可编辑 .1、 选择链轮齿数取小链轮齿数 z119

10、 ，大链轮齿数 z2i34193 1957 。a0952.5 1587.5mm2、 确定计算功率由表 9-7 查得 K A1.0 ，由表 9-13 查得 K z1.52 ，单排链 ，则计算功率为PcaK AK Z P1.11.385.468.29kW3、 选择链条型号和节距根据 Pca8.29kW 及 n3282.945 查图 9-11 ，可选 16A 。 查表9-1 ，链条节距 p25.4mm 。Lp1184、 计算链节数和中心距初 选中心距a0 (30 50) p 762 1270mm。 取a0 1000mm 。相应的链长节数为L p 0 2 a0z1z2z2z12pp22a0100019

11、575719225.4117.7mm222100025.4取链长节数 L p118 节。查表 9-7得到中心距计算系数 f10.24708 ，则链传动的最大2.28m/sv中心距为a f1 p 2L pz1 z20.2470825.4211819571004mm5、 计算链速 v ,确定润滑方式n1z1 p282.9451925.42.28m/sv100060100060由 v 2.28m/s和链号16A，查图9-14 ，应选择油池润滑或油Fe2394.7N.下载可编辑 .盘飞溅润滑 。6、 计算压轴力 Fp有效圆周力为 ： Fe1000 P10005.462394.7NFp 2753.9Nv

12、2.28链 轮水 平布 置时 的 压轴 力系 数 KFp1.15 ，则压轴力为Fp K Fp Fe 1.15 2394.72753.9N圆锥齿轮传动的设计计算已知输入功率P5.46kW ，小齿轮转速2920r/min ，连续单1向运转，工作时有轻微振动 ，空载起动 ；使用期 10 年，每年 300个工作日 ，小批量生产 ，两班制工作 。1、选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用 40Cr 调质，齿面硬度为 240260HBS 。 大齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度 220HBS；根据教材 P210 表 10-8 选 7 级精度 。齿面粗糙度 Ra 1.63

13、.2 m2、按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即d1t 2.92ZEKT 13 () 2HR(1 0.5 R)2 u（1） 确定公式内的各计算数值1）传动比 i122.58取小齿轮齿数 Z120 。 则大齿轮齿数 ：Z2iZ 12.582051.6取Z252.下载可编辑 .实际传动比 i0=52/20=2.6传动比误差 ： i i0/ i2.6 2.58 / 2.6 0.7%<2.5% 可用Z1=202）齿数比： ui02.6Z2=523）试选载荷系数 K14）计算小齿轮的转矩T117.5N mi0=2.65）选齿宽系数R1/ 36）许用接触应力H lim 1H lim 25

14、70MPa350MPau2.67）由机械设计 （第八版）表 10-6查得材料的弹性影响系数 ZE189.8MPa 1/2计算应力循环次数N 160n1 jL h 602920 1(1630010) 8.41 109N 2N18.41 1093.26108R0.33i2.58由机械设计 （第八版 ）图10-19 取接触疲劳寿命系数KHN 1 0.90, KHN 20.98H lim1570MPaH lim 2350MPa计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数 S=1，得ZE189.8MPa 1/2KHN1H lim 1570513MPaH10.90SN18.41109KHN2H lim

15、20.98350H2S343MPa3.26108N 2（2） 计算.下载可编辑 .1）试算小齿轮分度圆直径d1 ，代入H中较小的值ZE2KTd 2.921321HR (1 0.5R )u189.821 17.52.92 359.47mm3431/3(10.50.33)22.62）计算模数 md159.47m2.97z120取整， m3 ，所以d1m1 z160mmd2m2 z2352156mm3）计算齿轮的主要参数取20ha*1c*0.20根据 ucot 1tan 2计算得 121.1268.9当量齿数 zv1z121.417不会发生根切现象 。cos1R d1u2183.6mm2齿宽 bR

16、R127.6mm查手册 14-205表14-3-8得 x10.42x2x1齿顶高ha1ha*x1m4.26mmha2ha*x2m1.74mm齿高 h2ha*c*m6.6mm3、按齿根弯曲疲劳强度1）K KKKFKF1 1.22 1.4 1.67 2.85A v2） 计算当量齿数H1513MPaH2343MPad1t60.47mmm2.97d160mmd2156mm.下载可编辑 .120zzv121.44cos1cos21.1z152zv2144.45cos2cos68.93） 由机械设计 （第八版）表 10-5 查得齿形系数YFa 12.76YFa 22.06应力校正系数Ysa11.56Ysa

17、 21.974） 由机械设计 （第八版）图 20-20c查得小齿轮 、大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 1FE 2500MPa5） 由机械设计 （第八版 ）图 10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN 10.88 KFN 20.906） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，得FFKFN1FE11SKFN2FE22S0.88500314.29MPa1.40.90500321.43 MPa1.47）校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式2KTYFa YSa进行校核Fbm2 (1 0.5FR)2ZF12KTYFa 1YSa1b1m2 (10.5R)2Z122.85205002.761.56175.62M

18、PaF332(10.51/ 3)22013F 22KTYFa 2YSa2b2m2 (10.5R)2Z222.85205002.061.9736.35MPaF332(10.51/ 3)25223满足弯曲强度 ，所选参数合适 。.下载可编辑 .圆柱齿轮传动的设计计算K2.851、选择圆柱齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用 40Cr 调质，齿面硬度为 240260HBS 。 大齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度 220HBS；根据教材 P210 表 10-8 选 7 级精度 。齿面粗糙度 Ra 1.63.2 m2、按齿面接触疲劳强度设计KT1u1ZE2根据教材 P

19、203 式 10-9a ： d32.323进行计duH算确定有关参数如下 ：传动比 i234取小齿轮齿数 Z320 。则大齿轮齿数 ： Z4iZ 342080实际传动比 i0 80 / 204传动比误差 ： ii0 / i4 4/40%<2.5%可用齿数比： ui04 由教材 P205 表 10-7 选取齿宽系数d =1 转矩T2T2 =43.37Nmm 载荷系数 k取 k=1 许用接触应力Hzv121.44zv2 144.45YFa12.76YFa22.06Ysa11.56Ysa21.97.下载可编辑 .K HNlim1H=S由教材 P209 图 10-21d 查得：Hlim3 =57

20、0MPaHlim4=350MPa由教材 P206 式 10-13 计算应力循环次数 NN 3 =60n2 jL h60282.945 116 30010 =8.1108F1175.62MPaF 1N 4 =N 3 / i2.04 108由教材 P207 图 10-19 查得接触疲劳的寿命系数 ：K HN 3 0.95K HN40.98F236.35MPa通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求 ，选取安全系数F 2SH =1.0H 3= K HN3 lim3=541.5MPaSH4 = KHN4lim4=343MPaS故得：d32.32 3 KT1u 1ZE216110041 189.82=2

21、.323=51.2mmduH14541.5模数： md3 / z3 =51.2 / 20=2.56mm取标准模数 ： m3mm3、校核齿根弯曲疲劳强度根据教材 P201 公式 10-5a ：F2KTY1 FaYSaFd m3z12确定有关参数和系数 分度圆直径 ：.下载可编辑 .d3mz332060mmi23 4d4mz4380240mm齿宽： bd d316060mmZ320 Z480 齿形系数 YFa 和应力修正系数YSai0434根据齿数 Z =20 ，Z =120 由机械设计 （第八版）表 10-5查得齿形系数Fa 32.8Fa 42.22YY应力校正系数u4Ysa31.55Ysa 4

22、1.77 许用弯曲应力F 根据公式 ： F= Flim/ SFFlim3 =290MpaFlim4=210MpaFT=43.37N mm按一般可靠度选取安全系数 S =1.252计算两轮的许用弯曲应力 =/S =290/1.25=232MpaF 3Flim3F =/S =210/1.25= 168MpaF 4Flim4F 将求得的各参数代入式2KTY Fa 3YSa3212345502.81.55F 3190.89MPa<d m3 z321 432022KTY Fa 4YSa4212345502.221.55F 414.5MPa<d m3 z421 43802F 1F 2故轮齿齿根

23、弯曲疲劳强度足够Hlim3 570Mpa4、计算齿轮传动的中心矩aHlim4 350Mpaam / 2 z3z4150mm5、计算齿轮的圆周速度VN3 =8.1108.下载可编辑 .vd3n3 / 60 1000 0.97m/sN 4 =2.04 108KHN30.95KHN40.98H 3 =541.5MPaH 4 =343MPad348.9mmm=2.56mmd360mmd3240mm.下载可编辑 .七、 轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用 45 调质，硬度 217255HBS根据教材 P370（15-2 ）式，并查表 15-3 ，取 A =1100d1 A03 P1103

24、 6.1314.08mmn2920考虑有两个键槽 ，将直径增大 10%，则：d=19.7× (1+10%)mm=15.488mm选 d=18mm1、求输入轴上的功率P1 、转速 n1 和转矩 T1P5.46kwn2920r/minT17.5N m111b60mmYFa3=2.80YSa3=1.55YFa4=2.22YSa4=1.77Flim3 =290MpaFlim4 =210MpaSF=1.252、求作用在齿轮上的力 =232MpaF 3已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为F 4=168Mpa 而Ft2T1175002dm150FrFttancosFaFttansin11700N70

25、0tan 20cos21.1237.70N700tan 20sin 21.191.72NF3=90.89MPa3、 初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选用 45 调质，硬度 217255HBSF4=4.5MPa根据教材 P370（ 15-2 ）式，并查表 15-3 ，取 A0=110d1A03 P110 3 5.4613.55mmn2920.下载可编辑 .考虑有两个键槽 ，将直径增大 10% ，则：d=13.55 × (1+10%)mm=14.91mma =150选 d=18mm为了使所选的轴直径d12 与联轴器的孔径相适应 ，故需同时选取联轴器型号 。v 0.97m/s联

26、轴器的计算转矩Tca KAT 2 ，查机械设计 （第八版 ）表14-1 ，由于转矩变化很小 ，故取 K A 1.5 ，则Tca KAT 21.5 17.5 26.25N m=26250N mm查标准 GB/T 5843-1986 ，选 YLD4 型凸缘联轴器 ，其公称转矩为40N m ，半联轴器的孔径为 18mm ，故取 d1 218mm ，半联轴器长度 L 42mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm 。4、 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案 （见图 7.1）图 7.1 高速轴（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足半联轴器的轴向定位，1-2 轴段右端需制出

27、一轴肩，故取 2-3 段的直径 d2 322mm2） 初步选择单列圆锥滚子轴承。因轴承同时受有径向力和轴向.下载可编辑 .力，但轴向力相对较小，故选用深沟球轴承 ，参照工作要求并根据 d2 322mm ，由机械设计课程设计 表 5-12 中初步选取0 基本游隙组 ，标准精度级的单列圆锥滚子轴承32005 ，其尺寸为 d D T 25mm 47mm 15mm， d 3 4 d5625mm ，而l 3 415mm 。这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械零件设计手册 查得32005 型 轴 承 的 定 位 轴 肩 直 径 da 30mm ， 因 此 取d4 530mm3） 取安装齿轮处的轴段6-7

28、 的直径 d6 7 22mm ；为使挡油环可靠地压紧轴承 ， 5-6段应略短于轴承宽度 ，故取 l 56 13mm 。4） 轴承端盖的总宽度为 20mm 。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求 ，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离 l 30mm ，故取 l2 3 50mm5） 由机械设计手册 锥齿轮轮毂宽度为 1.2 d6 726.4mm ，为A0=110使套筒端面可靠地压紧齿轮取 l 6 738mm 。6） l 4550mmd1 14.08mm（3） 轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，因为 d6 722mm 由机械设计（第八版）表 6-1 查得平键截面 b h 8m

29、m7mm ，键槽d=18mm用键槽铣刀加工 ，长为20mm ，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性 ，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H 7 ；滚动轴承与轴的周k6向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6 。.下载可编辑 .（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 2455、 求轴上的载荷表 7.1高速轴载荷载荷水平面 H垂直面 VFt700NFr237.70NFNH 1534.5NFNV 139.43N支反力 FFa91.72NFNH 21681.5NFNV 278.47N弯矩 MMH68.56N mMV 16.22N mM V 2 13.28N m总弯矩M68.5626.22268.84N m扭矩 TT 217.5Nmd mi