链式运输机传动装置-课程设计

1、釈械工课程设计说明书课程名称：机械设计设计题目：链式运输机传动装置院系:机械工程系学生姓名学号专业:机械制造设计及其自动化班级:08级数控（1 ）班指导教师：XXXX第1章设计任务书3第2章设计步骤一.传动方案的拟定4二.电动机的选择4三.传动装置的总传动比和各级传动比的分配5四.传动装置运动和动力参数的计算5五.传动零件的设计计算1.高速轴齿轮的设计计算72.低速轴齿轮的设计计算9六.斜齿圆柱齿轮的作用力计算15七.轴的设计计算15八.滚动轴承的选择及寿命计算19九.键联接的选择和验算20十.联轴器的选择计算20十.箱体结构的设计20十一.润滑密封设计2122第3章设计小结23第4章参考资料

2、链式运输机传动装置第1章设计任务书设计题目设计要求：1.拟定传动关系：由电动机、减速器、联轴器、工作机构成；2. 工作条件：链式运输机采用两班制工作，连续工作不超过3小时，然后停歇 1小时，双向传动，工作中受中等震动，工作年限5年，同时要求电动机轴线与驱动链轮轴线平行；3.原始数据：工作机输入功率为4.6KW工作机轴输入转速为160r/mi n4. 工作示意图：如图下图所示niii工作机|4#1电动n11#n工作计划：1.第一阶段：设计准备和传动装置的总体设计（2天）； 第二阶段：装配图设计（9天）； 第三阶段：零件工作图设计（3天）； 第四阶段：整理和编写计算说明书和设计总结和答辩（1天）7

3、 nii 651:齿轮1 （高速轴）2:齿轮2 （中速轴从动轮）3、7:联轴器4 :工作机5 :齿轮（低速轴）6:齿轮3 （中速轴主动轮）8:电动机课程设计要求每个学生完成以下工作：1.减速器装配图一张（0号图纸）；2. 零件工作图两张（A3）;3. 计算说明书一份。参考文献阅读：1 机械设计（第四版）邱宣怀主编，高等教育岀版社；2 机械设计课程设计林光春主编，四川大学岀版社；3. 机械原理（第七版）孙恒主编，高等教育岀版社；4机械制图马俊、王玫主编，北京邮电大学岀版社；5. 减速器设计实例精解张春宜主编，机械工业出版社；6. 互换性与技术测量廖念钊主编，中国计量岀版社。第2章设计步骤、确定传

4、动方案1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成；2. 确定传动方案：由工作要求，拟定以下三种传动方案如下图所示:(a) 图所示为第一级用带传动，带轮虽然能缓冲、吸振，过载保护作用，但用于链 式，有教材可知带传动和链传动不能同时选；(b) 图所示为第一级用带传动，与单级圆柱齿轮减速器相联结(主要考虑到传动比 不大)，圆柱齿轮易于加工，但结构上宽度和长度较大；(c) 图所示为两级圆柱齿轮减速器，这种减速器多用于载荷比较平稳的场合，但噪音较大；综合考虑本题要求，由机械设计课程设计中减速器的类型及特点(P5)且后面驱动的是链轮，带传动和链传动不能同时选，所以可以选择方案(C)设计过程计算结果二、

5、选择电动机：传动装置总功率32,on =n 小 小 宀 =0.99汉0 993汉0 972汉0.99=0.89481234其中，n 1=0.99为弹性联轴器效率n 2=0.98为一对滚动轴承效率n =89.48%6n 3=0.97为一级斜齿圆柱齿轮传动效率n 4=0.99为弹性联轴器效率动机所需工作功率为：pd = Pg = 4.6/0.8948 二 5.14kW综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格减速器的传动比，选定型号为丫132S 4的三相异步电动机，额定功率为 5.5kW,额定电流11.6A，满载转速 nm = 1440r/min，同步转速1500r/min。三.传动装置的总传动比

6、和各级传动比的分配：1. 总传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为ia = nm/n = 1440/160 = 92. 分配传动装置传动比ia = i1 X i2式中i1, i2分别为高速级和低速级的传动比根据各原则，得高速级传动比为i1 = 2.8，贝U i2 = ia / i1 = 3.22四.传动装置运动和动力参数的计算：1.减速器各轴转速计算（根据轴的转速大小依次编号I、II、山 轴）n = nm 二 1440 r/minnn = n: / J = 1440/2.8 = 514.3r/min= nn / i 2 = 514.3/3.22=160 r

7、/min2.减速器各轴功率计算Pi = pd X 1 = 5.14 X 0.99 = 5.09kWPn = Pi X n 2X 3 = 5.09 X 0.99 X 0.97 = 4.89kWPh = Fn X n 2 X 3 = 4.859 X 0.99 X 0.97 = 4.70kW轴号功率P(KW)转速 n( r/min)转矩T(N.m)I5.09144033.76n4.89514.394.52h4.70160280.53减速器各轴功率、转速、转矩列表如下:Pd = 5.14kWia = 9i1 =2.8， i2 =3.22 n =1440r/mi nnn =514.3r/mi n门皿=1

8、60r/mi n8计算项目计算 过 程五.传动零件的设计计算(圆柱斜齿轮)：1.高速级：(1).选择齿轮材料小齿轮 40Cr调质HB1=280；大齿轮 45调制HB2=24°；(2).初步计算：齿宽系数由表12.13,取讥=1.0接触疲劳极限由图12.17c初步计算的许用接触应力Ad值初步计算的小齿轮直径初步确定齿宽(3).齿面接触疲劳强度计算圆周速度精度等级齿轮齿数模数m:初选螺旋角1 =15°-Hi 2 0.9fmi =0.9 710L'H 2 1 = °.9二 H lim 2 = °.9 580由表12.16d1-Ad 3打”2 udd1

9、=1 70螺旋角计算结果=1.0二 Hiim1 =710MPa二 H lim 2 = 580MPat hJ - 639MPaJ H 2 L 522MPa取 Ad 二 95如6100。21 = 52.4mm2.8取 d 70mmb = 70mm d1n1二 70 1440v =60 1000 60 1000由表12.6初取齿数乙=23,则z2和忆=2.8 23= 3.04mm= d1cos 乙70 cos15°=2.94mm,由查表 12-3一 arccosmn3=arccosmt3.040= 10.4v = 3.92m/s选8级精度乙二 23, z2 二 65=3.04mmmn=3：

10、=10.4°2310使用系数动载系数齿间载荷分配系数由表12.9由图12.9由表 12-10,先求 Ft =更=2*33760=9646Nd170KaR1.50汇9646.=20.67N c 100N / mm b-:二 1.88-3.270駅cos*88-3.2； 96 !，竺匚=70 Si，0.4。二 1.34314mnKa =1.50Kv = 1.220cosjo.4；r = ； .；= 1.67 1.34 = 3.01tang +tan20°“ c°a t = arctanz- = arctan =20 3cosPcos10.4cos b =cos ： c

11、os n/co cos10.40cos200/cos20.30 =0.992由此得：Kh = Kf 广 /cos ： b = 1.67/0.992 = 1.67= 1.34广 3.。1:严 20.30Kh 戸1.70齿向载荷分布系数载荷系数弹性系数节点区域系数重合度系数螺旋角系数接触最小安全系数总工作时间-/ 、 b21+0.6l d1丿一ld1丿由表 12-11 Kh，A BC 10b5 =1.47= 1.170.16 1.6 0.61 10 60K =KaKvKh：.Kh2=1.50 1.22 1.70 1.47由表12.12由图12.16由公式12-31，因=1.34 1,取；-：=1,

12、故 ZZ B = Jcos P = PCOS10.40 = 0.99由表12.14th =5 300 16 0.75K = 4.57ZE =189.8Zh =2.374 -；.；：鳥"77Z-0.77Z 二 0.99SH min = 1.05£ =18000h12应力循环次数接触寿命系数NLi =60 n£ =60 1440 18000N L2 = N li / 匚2 =1.56 1。9/2.8由图12.18=:H lim 1Z N1Shmin710 0.98 1.05许用接触应力人】上;m2ZN 5801.08Sh min1.05NL1=1.56 1098NL2

13、=5.57 10Zn1 = 0.98ZN2 = 1.08L H1 】=663MPa t HJ - 597MPa验算接触应力7H ®HZbd12Ku 1= 189.8 2.37 0.772 停 337602*8 12.8270 70-H =423MPa ： H2 1计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整(4).确定传动的主要尺寸实际分度圆直径di =乙=3.04 23 = 70mm d2 二 mtZ2 = 3.04 65 = 198mmdi = 70mm d2 二 198mm中心距齿宽(5).齿根弯曲疲劳强度验算计算齿形系数d1 d270 198a =2 2b 二丁抽=1

14、 70 = 70mm乙厂Z1 cos'323/ cos 10.4 = 24.2应力校正系数重合度系数a= 134mm取= 70mm, b2 = 60mm3cc c65/ cos 10.4 = 68.3由图12.21得由图12.22；貯1.88-3.2 X1Z V1zV2=1.88 3.2 X( 1/24.2 + 1/68.3 ) X cos10.4 = 1.68Yf：1=2.65 ,=1.58 ,Yf, =2"5=1.7614'-F1许用弯曲应力F2=Slim2 Yn2Yx Sf min450 0.95 1.01.25验算ci2KT1bd1 mnYFa1Ysa&quo

15、t;：2 4.57 3376070 70 32.65 1.58 0.70 0.91CF2YFa 2YSa2YFa1YSa1tF 432MPa =331.2MPa二F1 =56MPa ： AF11二F2 =53MPa ： 4F21-562.25 1.762.65 1.580.75 c "0.75Y - 0.250.25 芯邑1.68丫 一 0.70螺旋角系数；：=1.34 匕 1,取；：=1Y min 二 1 - 0.25 ；:二 1 - 0.25 1 二 0.75P10 40丫衍1 & 片 20° " 1200 =0.9" 丫丽Y = 0.91齿

16、间载荷分配系数由Kf厂Kh：T70K F - = 1.70齿向载荷分布系数由图 12.14，b/h=70/ 2.25 3 =10.37K=1.35载荷系数K 二 KaKvKf 一 Kf，1.50 1.22 1.70 1.35K =4.2弯曲疲劳极根由图12.23c；Fiim1 = 600MPa 匚 Flim2 =450Mpa弯曲最小安全系数由表12.14SF min = 1.25丫阳=0.90弯曲寿命系数由图12.24Yn2 =0.92尺寸系数由图12.25Yx "O| F liml丫N1YX600 0.90 1.0F min1.25所以传动无过载，故不作表强度校核2.低速级：（1）

17、.选择齿轮材料小齿轮 40Cr调质HBZBO；大齿轮 45调制HB2=240；16(2).初步计算:齿宽系数接触疲劳极限初步计算的许用接触应力Ad值初步计算的小齿轮直径初步确定齿宽(3).齿面接触疲劳强度计算圆周速度精度等级齿轮齿数模数m:初选螺旋角一：=15°螺旋角使用系数动载系数由表12.13,取讥=1.0由图12.17c0.9二 Hlim1 二 °97102 I = 0.9”-'H lim 2 = 0.9 580由表12.16=95 3：d2n2 二 83 514.3 v =60 1000 60 1000由表12.6二 H lim1 = 710MPa ；Hli

18、m2 = 580MPa t HJ - 639MPaJH2I- 522MPa取 Ad 二 9594.52 10003221 = 65.36mm21 5223.22取 dr = 83mmb 二 83mmv = 2.24m/s选9级精度初取齿数乙=27,则z2二)2乙=3.22 27m=汁齐307mm= d1cos讨乙83><c°s15 = 2.96mm ,由查表 12-327P = arccos = arccosmt- = 12.26°3.07由表12.9由图12.9z 27, z2 = 81=3.07mm取 mn=3-=12.26°K A =50Kv =

19、1.2418齿间载荷分配系数由表 12-10,先求 Ft =西=2* 94520= 22776N d283KaFl。22776 “GN <100N/mmb831.690cosi226=bsZ = B312.26： 1.873.14mn:=1.87；-；.；-1.69 1.87= 3.56,ta ng,tan2000a t = arctan= arctan = 20 43cosPcos12.26cos0b = cosBcosotn/cow t =cos12.26°cos20°/cos20.430 = 0.972由此得：Kh：.二 Kf 广；：/cos =1.69/0.9

20、72r = 3.56:t = 20.43°齿向载荷分布系数载荷系数弹性系数节点区域系数重合度系数螺旋角系数接触最小安全系数总工作时间应力循环次数-由表 12-11 KHp =A + B 1 + 0.6= 1.17 0.16 1.6 0.61 10 8321_bd2C 10，bK h -： = 1.38K =KaKvKh：.K =1.50 1.24 1.80 1.38由表12.12由图12.16由公式12-31，因:=1.34-1，取；一1,故 zJ » ：1；9K= 4.62ZeZh= 189.8二 2.44= 0.77 z；=0.77Z p = JcosP = pcos1

21、2.26° = 0.98由表12.14th =5 300 16 0.75NL1 =60 nth =60 514.3 18000NL2 =NL1/i2 =5.55 108/3.22Z = 0.99SH min= 1.05£ =18000hNl1=5.55 1088NL2=1.72 1020接触寿命系数由图12.18ZN1 = 1.08 Z N2 = 1.15许用接触应力验算接触应力'. H lim 1Z N1H1 JSh min710 1.081.05' H lim 2Z N2 580 1.15H2 JSH min1.052 KT 2 u Tbd22=189.

22、8 2.44 0.77 0.982 462 94520 322 1283 833.22计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整(4).确定传动的主要尺寸实际分度圆直径d1 =mtZ<i =3.07 27 = 83mm d2 = mt z2 = 3.07 81 = 249mmt H J - 730MPaL H2 】=635MPaH 二 494MPa ： H2 1di =83mm d2 = 249mm中心距齿宽(5).齿根弯曲疲劳强度验算计算齿形系数d1+d283+249a =2 2b =討=1 83 = 83mma = 166mm取 b1 =83mm, b 83mm应力校正系数

23、重合度系数二 Z1cos'Z23COS由图12.21得由图12.221.8832 X3“27/ (3cos 12.26 ) = 293cr65/ (cos 12.26 ) = 87Yf：1=2.55 ,=2.22Yf： 2Ys/62 , Ys： 2 二1781Z v11ZV2=1.88 3.2 X( 1/29 + 1/87 ) X cos12.26 = 1.69Y；：=0.25°.75=0.25.0.751.69Y；： = 0.6922螺旋角系数齿间载荷分配系数齿向载荷分布系数 载荷系数弯曲疲劳极根弯曲最小安全系数弯曲寿命系数尺寸系数许用弯曲应力验算:=1.87 丄 1,取；

24、：=1Y min = 1 - 0.25 ； ： = 1 - 0.25 1 = 0.75P12 26°YT0亠1 '2o26 =0.9 Y：minY，0.9120120尸由 Kf：二 Kh：. = j80Kf：二 1.80K f店=1.36 由图 12.14，b/h=83/ 2.25 3 =12.3K =KaKvKf一 Kf，1.50 1.24 1.80 1.36K = 4.55由图12.23c由表12.14由图12.24由图12.25L，F2:-F lim 1丫N1YXF minF lim 2Yn 2YxSf min2KT2bd2 mn600 0.92 1.01.25450

25、0.94 1.01.25YFa1Ysa1Y：2 4.55 9452083 83 32.55 1.62 0.69 0.90F 2YFa 2YSa2YFa1YSal= 1072.22782.55 762所以传动无过载，故不作表强度校核二 Fim1 二 600MPa；Fim2 =450MPaSFmin 工1*25Yn1 =0.92Yn2 294Yx -1.0»F1 亠 442MPa2 l-338.4MPa匚 F1 =107MPaF11匚 F2 二 102MPa ： F2 】24b)RMvd)AfaVA/aA/be)WbMf)其中15MbHO y/?IH1Z2 =81.5mm3 二 57.3

26、mmr = 64.8mm由机械设计课程设计装配草图的设计，初步设计轴九.键联接的选择和验算（以中轴上的键为例）设计内容计算与说明结果1、键的选择选用A型普通平键。对Z3齿：剖面尺寸：bx h X L=14X 9X 60对乙齿：剖面尺寸：bx h X L=14X 9X 40 采用的配合为D/je对于齿轮2处键连接的挤压应力为2、键的强度校核4TO4x26000gp =口 =MPa = 4805MPad4hl 4.7 X 0.9 汉(60.9 )6= 4805 N/2/ cm取键、轴及齿轮的此阿里奥都是为钢，由表8-33查得U】=125_150MPag < ti】，强度足够ppp丰iA o

27、bl、白白他上工丰iAo bl、白白他 dbfr甘侖命 口命夕键连接强度足够齿轮3处的键长于齿轮 2处的键，故其强度也足够十.联轴器的选择计算1.类型选择（无论输入还是输出轴的联轴器）为了补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性套柱销联轴器2. 载荷计算（输入轴的联轴器）查表19.3，取Ka = 1.5，则计算转矩：兀玄二 KaT, =1.5 33.760 = 60.768N m由表13-4查得GB/T 5014-1985中的HL2型联轴器符合要求：公称转矩为315Nmm，许用转速5600r/min,由转矩小于联轴器公称转矩，则选取HL2型弹性套柱销联轴器3. 载荷计算（输出轴的联轴

28、器）查表19.3，取Ka = 1.5，则计算转矩：Tea 二 KaT3 =1.5 280.530 二 420.795N m由表13-4查得GB/T 5014-1985中的HL3型联轴器符合要求：公称转矩为630N *mm，许用转速5000r/min,由转矩小于联轴器公称转矩，则选取HL2型弹性套柱销联轴器十一.箱体结构的设计1.箱体（盖）的材料 由于本课题所设计的减速器为普通型，故常用HT15-33灰铸铁制造。这是因为铸造的减速箱刚性好，易得到美观的外形，易切削，适应于成批生产。为制造方便箱体设计成直壁形式（见箱体图）2.箱体的设计计算（参照机械设计课程设计表3-1轴铁减速器机体主要结构尺寸*

29、P16）箱体的结构尺寸见下表：符号名称计算与说明尺寸/mm6箱体厚度d = 0.025a+36a为低速级传动的中心距5 =0.025汉166 + 3= 7.15v8取6 =8箱盖壁厚S i=0.02a+3=0.02 X i66+ 3=6.32取 61=816箱体加强筋厚5 = 0.85® = 0.85 汉 8 = 6.8取6 = 8&箱盖加强筋厚越畑 0.8出 1 = 0.85兀 7 = 5.9取 61 = 6b箱体分箱面凸缘厚b 止 1.56 =1.5汉8 = 12取 b = 12bi箱盖分箱面凸缘厚d 止 1.5$ =1.5汉8=12取 bi =12b2平凸缘底厚b2 牝

30、2.56 =2.58 = 20取 b2 =20dr地脚螺栓df =0.036a+12 =17.97取 df =18di轴承螺栓d1 =0.75df =0.75心8=13.5取 di =16d2联接分箱螺栓d2 = ( 0.5 0.6 ) df =9 10.8取 d2 =10d3轴承盖螺钉d3 = ( 0.4 0.5 ) d f = 7.2 9d3=8d4检查孔螺钉d4 = ( 0.3 0.4 ) d f =5.4 7.2d4=8n地脚螺栓数由 a<250,则：n=4n=4Ci凸缘 上螺 栓凸 台 的 结 构 尺 寸2222C22016A >1. =9.610Ri2020氐2>

31、815li轴承座孔外端面至箱外的距离h =G +G +(5 10)I =50IID2轴承端盖（轴承座）外径112, 114, 128112, 114, 128十二.润滑密封设计由于齿轮的圆周速度2.8 m/s大于2 m/s ,所以我参照P23油沟设计，禾U用机体内油的飞溅直接润滑轴承。第3章设计小结原计划三个周完成的机械设计课程设计，我用了差不多四个周才结束，这在工程上相当 于一个未定时完成的任务，在同等产品条件下，不利于竞争。这也是我第一次完成像这样的 作业，大多数通过自己的独立完成，我基本上了解了一个机械产品的前期设计过程，感觉比较有实际意义。当自己还在上大二的时候就看到了我们的师哥师姐们

32、完成这样的画图，只看到他们大部分时间都在用计算机计算，于是当时就产生了一种很强的畏惧感。不过起初刚接触到，还是有点不知所措，但是随着时间的推移，越来越有信心。现在就来说说我在设计中遇到的一些问题以及如何解决的。第一，最开始我就犯了一个大错，第一个周老师的用意就是叫我们每个学生先熟悉设计 的内容，重在看书。自己当时并没有先仔细的看书，而是粗略的一边看书，一边就按照书上内容开始了设计。主要是想到任务可能完不成，所以就草率的开始了设计，果然是得不偿失。 无论是传动比的高低速级的分配，还是高速轴中心距的间距在100以上和两大齿轮相差 30至50。都不满足比较合理的要求。在这一阶段重在了解设计的内容，以及要心中做到很清 晰减速器的内部结构。 从而为了后续工作的顺利展开。当第二个周老师告诉我们设计时的注意是，才知道我的设计很不科学，于是就是有重新开始，看到别的同学都在画图