链板式输送机传动

/机械课程设计说明书设计题目：设计一链板式传输机传动装置专业班级：姓名：学号:指导教师：目录TOC\o”1—3”\h\u167111机械课程设计任务书 313169电动机的选择 4266463V带的设计 6118224锥齿轮的设计计算 7244445轴的设计计算 12291175。1输入轴的设计计算 12301255。2输出轴的结构设计 15292346联轴器的选择 17313147轴承的选择与校核 17258158键的选择与校核 19268249箱体设计 192813510润滑和密封设计 212289110.1齿轮的润滑 212385110.2轴承的润滑 21670710.3端盖与轴间的密封 213089711设计总结 214390参考文献 221机械课程设计任务书题目：设计一链板式输送机传动装置工作条件载荷有轻微震动,连续单向旋转，使用期限10年,小批量生产,两班倒。原始数据输送链的牵引力F/KN输送链的速度v/（m/s)输送链链轮的节圆直径d/mm1。20.7592传动方案的拟定本设计采用V行带和斜齿齿轮传动,电动机输出的扭矩经过v行带和斜齿齿轮传到输送链链轮上去设计计算说明书计算项目及内容主要结果电动机的选择2．1选择电动机的类型和结构形式考虑结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便等因素，选者Y系列三相笼型异步电动机.2.2选择电动机的容量（功率）输送链轮的有效功率=FV=1.2*0。75=0.9查表3-1得各部分运动副或传动副的效率如下：名称效率数量锥齿轮传动0。961V带传动0。961联轴器0.991滚子链传动0.961滚动轴承0。993从电动机到工作机输送带间的总效率=123453=0。86电动机所需的输出功率2.3确定电动机的转速输送链轮的转速nW由表3—2查得各种传动的传动比参考值:V带传动;锥齿轮传动初选V带传动比，锥齿轮传动比初设定电动机的转速查表17-7得电动机的的型号为Y90S—4，其额定功率Pm=1.1kw，满载转速为nm=1400r/min。2。4传动参数的计算确定传动装置总传动比和分配传动比传动装置的总传动比 锥齿轮的传动比V行带的传动比 计算传动装置的运动和动力参数各轴转速n：与大传送带轮相连的轴的转速与大锥齿轮相连的轴的转速与链轮相连的轴的转速各轴的输入功率P各轴的输入转矩T根据以上计算数据列出下表2,供以后设计计算使用表2传动参数的数据表电动机轴轴1轴2链轮轴功率P/kw1。11.040.990.97转矩T(N·m)7。528.461.860。9转速n/(r/min）1400350153153传动比i42.291.00效率ƞ0.950。950.98传动零件的设计3V带的设计3.1确定计算功率Pca查课本的表8—7得工作情况系数KA=1.2，故3.2选择V带的带型根据Pca=1.32、nm=1400r/min，插图8-11选Z型带3。3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v1)初选小带轮的基准直径d1,。由表8—6和8-8，取小带轮的基准直径d1=71mm。2)验算带速v。按式（8-13）验算带的速度因为5m/s<v〈30m/s，故带长选择合适。3）计算大带轮的基准直径。根据式（8—15a）,计算大带轮的基准直径dd2根据表8-8，圆整为dd2=280mm。3。4确定Ｖ带的中心距ａ和基准长度Ld１)根据式（8—20），初定a0=500mm2）由式（8—22)计算带所需的基准长度查表8—2选带的基准长度Ld=1400mm3）按式8-23）计算实际中心距a。3。5小带轮上的包角α13.6计算带的根数z1)单根V带的额定功率Pr由dd1=71mm，和nm=1400r/min,查表8—4a并计算根据nm=1400r/min,i=4和Ｚ型带，查表8—4b得△P0=0。03kw。查表8—5并计算查表8-2得KL=1。14，所以Z=4Z=43。7计算V带的根数z.z=4取4根。z=4计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min。由表8-3得Z型带的单位长度质量q=0。06kg/m，所以应使带的实际初拉力F0>(F0）min。3.8带轮设计：小带轮的直径d1=71mm，将小于发动机轴的直径的2.5倍，所以采用实心式；大带轮的直径d2=280mm，采用腹板式根据《机械设计手册（单行本-机械传动）》表12-1—10可查得z型带的取f=8，e=12B=50mm所以带轮的宽度B=50mm材料选用45钢，正火处理.4锥齿轮的设计计算4。1。选定齿轮精度等级、材料及齿轮材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质）硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。因为要求的精度不是很高，选用7级精度Z1=30Z2=69选小齿轮齿数z1Z1=30Z2=694.2按齿面接触强度设计1）由设计计算公式(10-9a)进行试算，即2）试选载荷系数Kl=1。3计算小齿轮传递的转矩.3）选取齿宽系数Фd=1/34）由表10—6查得材料的弹性影响系数5）由表10—21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa。由式10-13计算应力循环次数。7）由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=1。0，KHN2=1.4。8)计算接触疲劳许用应力。取失效率概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12)得估算结果d1td1t=55.7mmmt=1.85mmV=1。02m/sR=69.6mm大端模数大端圆周速度vb=23.2mm齿宽B=50mmb=23.2mmB=50mm齿高齿宽与齿高之比查图10-8得kv=1;这里采用直齿轮，所以由表10-2查得使用系数KA=1由10-4近似用φd=0。4得KHβ=1。179查图10-13得KFβ=1.5所以载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1X1X1X1。79=1.79实际小锥齿轮的分度圆直径计算模数m=4.1mmm=4.1mm按齿根弯曲疲劳强度计算确定公式内各计算数值1）查图10—20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限2)由图10—18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0。86，KFN2=0.883)计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10—12）4）计算载荷系数K5)查取齿形系数由表10-5查得6)查取应力校正系数。由表10—5得7）计算大小齿轮的并比较对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于模数m的大小主要取决于弯曲接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取模数2。04为标准值m=2。25mm,按接触强度算得的分度圆直径d1=55.7mm，算出小齿轮齿数大齿轮齿数Z2=2。29X25=57.2≈57分度圆直径d2=2。29X55.7=127.5mm分锥角：齿顶圆直径当量齿数Zv1=33。8Zv2=178dZv1=33。8Zv2=178d1=123。5mmd2=282.8mmZ1=31Z2=71名称代号小锥齿轮大锥齿轮齿数Z2557模数m2。25节锥角δ分度圆直径d（mm)55.7127。5齿顶高ha(mm）2。25齿根高hf(mm）2。7齿顶圆直径da(mm）59。8129.3齿根圆直径df(mm)50.7125。3锥距R（mm）94。8683顶隙c（mm）0。25分度圆齿厚S(mm）3。53当量齿数ZV27.2142.9齿宽B（mm)23.2齿宽系数φR1/3齿轮的结构设计因为小锥齿轮的齿顶圆直径d1=53mm<160mm，故做成实心结构的齿轮，大锥齿轮的齿顶圆直径d2=130.7mm<160mm，故做成实心结构.5轴的设计计算5.1输入轴的设计计算根据轴上零件的定位、拆装方便的需要,同时考虑到强度的原则，齿轮轴设计为周向力：FtFt=200NFr1=68.2NFa1=25.5N径向力：轴向力:dmindmin=16。1mm5.1.1初步确定轴的最小直径先按式（15—2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取A0=112，得该轴的最小处应该是在安装带轮处,因为大带轮的直径d2=284，所以带轮的孔选dⅠ—Ⅱ=225。1。2轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案根据题目要求得出下面的简图123456（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足大带轮的轴向定位要求Ⅰ-Ⅱ轴段右端需有一轴肩,故取Ⅱ—Ⅲ的直径dⅡ-Ⅲ=26mm，左端用轴端挡圈定位，按轴的直径取挡圈的直径D=30.大带轮的宽度是B=50mm,为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在轴的端面上。故Ⅰ—Ⅱ段的长度应比带轮的长度短，现取lⅠ—Ⅱ=48mm。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，但这轴向力不会很大，故可选角接触球轴承。参照工作要求并根据dⅡ-Ⅲ=26mm,初步选取7206C轴承，其基本尺寸为,故dⅢ—Ⅳ=30mm,dⅤ—Ⅵ=30mm，左轴承的右端面和右轴承的左端面用轴肩固定，查表15—3得dⅣ—Ⅴ=36,l=15mm.3)取安装齿轮处的轴段的直径dⅦ—Ⅷ=25;齿轮的左侧与右轴承之间采用套筒定位.锥齿轮右端面用轴端挡圈固定，为了保证轴端挡圈只压在锥齿轮上，根据齿轮的宽度b=23。5,取lⅦ—Ⅶ=22.挡圈的长度设为15，孔的直径设为23。4)取大带轮到箱体外壁的距离a=20mm,至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。轴上零件的周向定位齿轮、大带轮与轴的周向定位采用平键连接。带轮轴段的直径dⅠ-Ⅱ=22mm，查表14-26得键的尺寸，长为40mm,同时为了保证带轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮轮毂与轴的配合为;同样齿轮与轴的连接，选用平键，长为28,配合公差为，,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，这时轴的公差为m6。根据表15-2与带轮配合的轴端的倒角为2X45°。与锥齿轮配合的轴端的倒角为1X45°5.1.3轴向载荷首先根据结构图做出轴的计算简图，两轴承的间距为l5+9+9=33；根据轴的计算简图做出弯矩图和扭矩(假设力的作用点都在该零件的中点).由图可知危险截面在C截面。齿轮的现将计算出的C截面的MH、MV及M的值列于表载荷水平面H垂直面V支反力ＦFNH1=-43。13NFNH2=64NFNv1=-160NFNv2=422N弯矩MH=1337.03N.mmMV1=35026N.mmMV2=4960N。mm总弯矩扭矩28400N.mm5。1。4按弯扭合成应力校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度，因为轴单向转动，扭转切应力为脉冲循环变应力,取=0。6，轴的计算应力为该轴材料为45号钢，调质处理,查得其许用应力因此，，故满足要求。5。2输出轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配123456（2)确定轴各段直径和长度根据上面计算可以知道：初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0=112，于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dⅠ—Ⅱ'。故需先选取联轴器型号。联轴器的计算转矩查表14—1,考虑到转矩变化很小，故KA=1.3，则按照计算转矩Tca应该小于联轴器功称转矩的条件，选用LT5弹性套柱销联轴器，其公称转矩为125N.m.半联轴器的孔径d1=30,故取dⅠ—Ⅱ=30mm，半联轴器长度L1=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=55mm.轴的结构设计（1）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要求，Ⅰ—Ⅱ轴端上端端需有一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ轴段的直径dⅡ—Ⅲ’=36，下端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=68mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=55mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上不压在轴的端面上，去lⅠ—Ⅱ’=50mm.2）初步选择滚动轴承。因为轴承同时有径向力和轴向力的作用，但其轴向力不大，故可选用叫接触球轴承。根据dⅡ—Ⅲ’=36mm.选取角接触球轴承7208C其基本尺寸为，故dⅢ—Ⅳ'=dⅦ-Ⅷ’40mm.上端的轴承采用轴肩进行定位，因7208C轴承的，故取dⅣ—Ⅴ=49mm.3）取大齿轮的轴段的直径为dⅥ—Ⅶ'=45mm；大锥齿轮的下端用轴肩固定，齿轮的上端与轴承之间用套筒定位，为了能有效固定齿轮，lⅥ—Ⅶ’应比轮廓的长度短,取lⅥ-Ⅶ’=22.取套筒的长度lⅦ—Ⅷ=20mm4）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脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器的距离l=30mm,故取lⅡ—Ⅲ=50mm5)取锥齿轮下端到下轴承的距离为57（应大于小锥齿轮的分度圆直径）至此，已经初步确定而来轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位锥齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按dⅠ-Ⅱ=30mm,查表选平键截面bXh=8X7,l=45mm,为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器轮廓与轴的配合为，同理可得，锥齿轮与轴配合选用键截面bxh=18X11，l=18mm，锥齿轮与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处轴的直径尺寸公差为m6。（4)确定轴上倒角的尺寸参考表15—2，取轴倒角为1。2X45。求轴上的载荷由图可知危险截面在2截面。齿轮的现将计算出的2截面的MH、MV及M的值列于表载荷水平面H垂直面V支反力Ｆ弯矩M总弯矩扭矩T61800N。mm6。按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，只需要校核轴上承受最大的弯矩和扭矩的截面的强度。根据式（15—5）,轴的计算应力。前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15—1差的，因此,故安全.6联轴器的选择大锥齿轮的最小直径联轴器的计算转矩查表14—1，考虑到转矩变化很小，故KA=1.3，则启动载荷为名义载荷的1.25倍,按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选择联轴器型号为选用选用LT5弹性套柱销联轴器,其公称转矩为125N.m。半联轴器的孔径d1=30,半联轴器长度L1=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=55mm。7轴承的选择与校核减速器轴承选取高速轴选用6011，中间轴选用7208C，低速轴选用6008减速器各轴所用轴承代号及尺寸型号外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）内径d外径D宽度BDaminDbmaxramax高速轴7206C30621636561中间轴7208C40811847731链轮轴6008406815466212. 高速级轴承寿命验算：1） 预期寿命要求使用寿命L=10年×300天×16小时=48000小时，;;；而查表15-1知基本额定动载荷故查表得，，,则当量动载荷,载荷系数，，因，所以按轴承1的受力大小验算因轴承预计寿命L=10×300×16=48000h,故，满足要求。8键的选择与校核9.1输入轴上键的选择及校核在工作轴中，键的选择大小由轴的大小确定，校核公式为：与带轮相连的轴的轴径为22mm,查表14—26得键的尺寸键的尺寸，长为L40mml=L-b=40—6=34mm.K=0.5h=0.5×6=3mm查课本表6-2，得轻微冲击载荷时，键联接的许用挤压应力[σ］p=100～120MPa。所以键的挤压强度足够。中间轴上键的选择与校核半联轴器与轴配合轴的直径dⅠ-Ⅱ=30mm,查表选平键截面bXh=8X7,l=45mm，l=L-b=45—8=37mm，K=0.5h=0.5×7=3。5mm链轮轴上键的选择与校核半联轴器与轴配合轴的直径dⅠ—Ⅱ=30mm,查表选平键截面bXh=8X7，l=45mm，K=0.5h=0.5×7=3。5mm9箱体设计起吊装置：采用箱盖吊环螺钉、箱座吊耳通气器：由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M12×1。25油面指示器：选用油尺M12放油螺塞:选用外六角油塞及垫片M16×1。5名称尺寸（mm)箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径12地脚螺钉数目4小锥齿轮轴轴承旁连接螺栓直径10大锥齿轮轴轴承旁连接螺栓直径10盖与座连接螺栓直径8轴承端盖螺钉直径M8视孔盖螺钉直径M6定位销直径6`凸台高度39大齿轮顶圆与内箱壁距离10箱盖，箱座肋厚6.8主动端轴承外径62被动端轴承外径72箱体及其附件参数箱体的附件包括窥视孔及窥视孔盖、通气器、轴承盖、定位销、启箱螺钉、油标、放油孔及放油螺塞、起吊装置等等。箱体

加工工艺路线:铸造毛坯→时效→油漆→划线→粗精加工基准面→粗、精加工各平面→粗、半精加工各主要加工孔→精加工主要孔→粗、精加工各次要孔→加工各紧固孔、油孔等→去毛刺→清洗→检验。减速器的装拆顺序及注意事项：箱体和箱盖通过螺栓连接，拆下螺栓即可将箱盖取下，对于两轴系零件，整个取下该轴,即可一一拆下各零件.其它各部分拆卸比较简单。拆卸零件不要用硬东西乱敲，以防敲毛敲坏零件，影响装配复原。对于不可拆的零件，如过渡配合或过盈配合的零件则不要轻易拆下。对拆下的零件应妥善保管，以免丢失。技术要求：1.装配前滚动轴承用汽油清洗，其它零件用煤油清洗，箱体内不允许有任何杂物存在，箱体内壁涂耐磨油油漆；2.齿轮副的侧隙用铅丝检验，侧隙值应不小于0。14mm；3。滚动轴承的轴向调整间隙均为0.05-0。1mm；4.齿轮装配后,用涂色法检验齿面接触斑点,沿齿高不小于65%，沿齿长不小于60％;5。减速器剖面分面涂密封胶或水玻璃，不允许使用任何填料;6。减速器内装L—AN15（GB443—89)，油量应达到规定高度;7。减速器外表面涂绿色油漆。10润滑和密封设计10。1齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为1.54m/s,为锥齿轮传动,浸油高度应没过大锥齿轮齿宽，至少应没过1/2齿宽，齿顶距箱底至少30mm,这里为设计为45mm.选用CKC150润滑油。10。2轴承的润滑由于浸油齿轮的圆周速度，齿轮不能有效的把油飞溅到箱壁上，因此选用脂润滑方式。脂润滑具有形成润滑膜强度高，不容易流失,容易密封，一次加脂可以维持相当长一段时间，也有利于传动装置的维护。选用ZL—2号通用锂基润滑脂.10。3端盖与轴间的密封轴承用轴承盖紧固,已知轴承用脂润滑，且轴的最高圆周速度不超过2m/s,属于低速范畴，因此这里可以使用毡圈油封.毡圈油封结构简单，摩擦较大，易损耗，应注意及时更换。11设计总结以上就是本次设计计算的全过程。这次设计不仅使我对所设计的设备有了更深的了解,还使我学到了许多在书本上学不到的东西,这对我以后走上社会，走向工作岗位都有十分重要的意义。课程设计是综合运用所学知识进行设计实践的环节，为对我们在生产实际中进行调查研究的能力、观察问题、分析问题能力的培养至关重要。这次的课程设计使我学到了不少新知识和研究方法，完善了知识结构，它使我在大学里所学的基础理论知识、专业技术知识得到了融会贯通.通过做链板式输送机传动装置，使我增强了解决实际生产问题的能力