机械设计—课程设计 链式输送机传动装置

攀枝花学院学生课程设计说明书题目：机械设计—课程设计链式输送机传动装置学生姓名：学号：所在院(系)：机械工程学院专业：机械设计制造及其自动化班级：2011级机械设计制造及其自动指导教师：职称：教授2013年12月15日目录一课程设计任务书 (3)二设计要求 (3)三设计过程 (4)1. 确定传动方案 (4)2. 选择电动机 (5)3. 运动学和动力学计算 (6)4.带传动的设计 (7)5. 直齿圆锥齿轮传动的设计计算 (9)6 斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 (12)7. 轴的初步设计计算 (13)8.轴承的寿命计算 (23)9.选用键并校核 (24)10.减速器附件的选择 (26)11.润滑和密封 (27)12.心得体会 (29)四参考资料和书籍 (29)一课程设计任务书1.设计题目:设计链式输送机传动装置2.原始数据输出轴功率p／kW输出轴转速n／（r／min）0.44 6.422h03.工作示意图：（二）、已知条件：1.输送链牵引力F= 2200N；2.输送链速度V= 0.2m/s；3.输送链轮齿数Z=19；4.输送链节距P=100mm；5.工作情况两年制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，无粉尘；6.使用期限20年；7.生产批量20台；8.生产条件中等规模机械厂，可加工6~8级精度齿轮和7~8级精度蜗轮；9.动力来源电力，三相交流380/220V;10.检修间隔期四年一次大修，两年一次中修；半年一次小修。

（三）、设计工作量：1、设计说明书1份；2、减速器转配图1张（A0或A1）；3、零件工作图1~3张。

设计过程三设计过程一确定传动方案1）外传动机构为V带传动。

2）减速器为锥齿轮减速器。

3) 方案简图如下图：1.电动机；2.V带传动；3.链式输送机；4.锥齿轮减速器4)该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。

减速器部分锥齿轮减速，这是锥减速器中应用最广泛的一种。

原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。

总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

计 算 及 说 明二 选择电动机1.电动机类型和结构型式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y 系列三相异步电动机。

2.传动装置总效率：查机械设计课程设计指导书—石向东主编附录A ，得：链式输送机效率圆锥齿轮传动效率滚动轴承效率带传动效率97.097.099.096.085.097.097.099.096.06321343321=====⨯⨯⨯==ηηηηηηηηη3.工作机输入功率：kw FV w 0.4410002.022001000p =⨯==mm80L ,mm 55.607D min/1390n k 55.0P 4801Y min /8.21164.50,p min /8.2116~4.50min /3.6)336~8(n ,336~8i 1min/3.6502.0876.0/44.0g ====-<<≥=⨯=⋅=======电动机收伸出长度电动机轴伸出直径电动机满载转速参数：额定功率为：选电动机型号为：且转速满足：根据功率故电动机转速：般范围为：查得常见机械传动比一按课程设计指导书附表为：运输带鼓轮的工作转速确定电动机的型号：电动机所需要功率：r w r n p r r n i r kw kw pp m d d ed a a a aw d ηη三.运动学和动力学计算 1.总传动比及其分配.5i 2.7i 1.6i 23.66.2201350'6.2202.751.6i 2.780540d d i mm 540d A mm 80d 11-8524120.1205z z 24z 40-20.2.7i 5.7~5.3i 7~3i 1.6i 95z z z 19z 6.2203.6/1350n n i 31211d12d 22d d134********212221g 2=====⨯==⨯⨯=⨯⨯=======-====⨯====≤=======锥齿轮传动比：链式输送机传动比：带传动比：比：动比斜齿圆锥齿轮传动、分配减速器的各级传齿轮实际转速：总传动比：型），（，由表纪明刚主编，计第八版小齿轮直径：查机械设齿数比，则选小齿轮齿数数尽量为偶数，轮固定齿龁，小齿轮齿为了保证不使同一对齿之间齿轮齿数在由于选择闭式传动，小取浸油深度相近时，为了保证传动的大齿轮，因为采取油润滑，动比应使高速级圆锥齿轮传致过大，，为使圆锥齿轮尺寸不因为是圆锥齿轮减速器数优先序列选择最好是奇数，由链齿轮，因此又因为链接数常为偶数不宜过大，，为了不发生拖链，传送链齿数总传动比i n n i u i i z z u z z w m akwp kw p p kw p p kw p r n r n n r n n r n n d m 42.0p 42.097.099.0458.0ηη458.097.099.0477.0ηη477.099.096.0502.0ηηp 4min /3.8n min /4.65/37i /min /322.7/205i /min /2281.6/910i /3423221321===⨯⨯===⨯⨯===⨯⨯=============Ⅲ链式输送机ⅡⅢⅠⅡⅠⅢ链式输送机ⅡⅢⅠⅡⅠ：、减速器各轴功率计算：、计算减速器各轴转速m/7.636T T N/m 7.6363.642.01055.91055.9T N/m68.136320.4581055.91055.9T N/m875.192280.4771055.9p 1055.9T N/m45.31390502.01055.9P 1055.9T 5333333233133N n p n p n n ===⨯⨯=⨯==⨯⨯=⨯==⨯⨯=⨯⨯==⨯⨯=⨯=链式输送机ⅢⅢⅡⅡⅠⅠ：、减速器各轴转矩计算6、减速器各轴功率转速转矩列表：轴号 功率p(kw)转速n(r/min) 转矩T（N/m ） 电动机轴 0.44 1350 3.45 Ⅰ轴 0.477 228 19.875 Ⅱ轴 0.458 32 136.68 Ⅲ轴0.426.4 636.7 链式输送机0.42 6.4636.7计 算 及 说 明 结果四 带传动的设计1.确定V 带型号和带轮直径：工作情况系数 KA ：由机械设计156页表8-7确定KA=1.1 计算功率 kw p k d A c 55.0502.01.1p =⨯=⋅=选带型号：（小带轮转速，Pc ） 小带轮直径：d d1=80mm ，由机械设计157页图8-11；大带轮直径：d d2=6.1⨯80=488mm 由机械设计150页（8~15a ）808mm~244mm 3.4122-a a 23-815801.1mm 18002-814622-8158mm4.1975a 4d -d d d 2a 20d d 00d 02d2d1d2d100d 中心距变化范围：）（：中心距：页由表机械设计，选页由表机械设计）；页（由机械设计）（）（基准长度：=+===≈+++≈L L K L L L πmm112D A 46.42.11===取型kwp k c Amm482f e 1z v 10-816166.18127.122sin 5.34322sinz 2F 28-81595.3482.510.0)84.084.05.2(382.555.0500)5.2(p 500F ,/10.0q 3-8149sm82.51000*60n d v .5344.301.1*84.005.014.055.0)(84.0,01.1k ;05.0b 4-8153;14.0P a 4-8152:5-815584.07.122},min{903.2373.57)(180907.1223.57)(18025-8158mm 500a 1136a 6.39720-8152d d 2a d d 7.010Q 220m1d 00000210001202000120100d2d10d2d1=+-==⨯⨯⨯=∂==⨯+-⨯⨯=+-======+=∆+====∆=⇐=⇒=∂∂=∂≥=-+=∂≥=--=∂=≤≤+≤≤+∂∂∂∂）（带此带为普通得页表机械设计带轮结构设计略；页公式轴上载荷：机械设计则张紧力，得页查表机械设计张紧力：求轴上载荷取）（；，页查表由。

页查表机械设计带根数；页表机械设计）包角：页（机械设计取）得页表（由机械设计）（）（被选中心距：B N F Nqv k k vz m kg z k k p p p z K p K ad d a d d c l a c l d d d d π计 算 及 说 明 结果五.直齿圆锥齿轮传动的设计计算：由机械设计191页查表10-1，可取小齿轮选用40Cr,调制处理，硬度为240~280HB ，取平均硬度260HB ；大齿轮选用45号钢，调制处理，硬度为230HB 。

齿面接轴疲劳强度计算：98.01551i i cos /100FK 3-10195,K 18.1K 8-1019425.1K 2-1019388-10210,/m 4V 120245,24z z 22331A Ha V A 1321=+=+=<==≈=⨯===δmmN Z bs z i z t 估计；页表由机械设计齿间载荷分配系数，动载系数页图机械设计，使用寿命页表机械设计级精度。

，选页表由机械设计估计；和精度等级：取齿数吗[])3/1(mm,104d 52.103)5.01(7.4d 123211===⎪⎪⎭⎫⎝⎛-≥R H H E R R mm Z Z Z i KT ψσψψε取18.1K 25.1K 8120,2466.1815.343V A 210=======级精度选用z z NF NF z Q计 算 及 说 明 结果验算圆周速度及KaFt/b47（与原估计值相符）（与估计值相近）mm N mm N bF K mm i d R b z d m N d Ts m n d v mm d d tA R R m m t m m R m /100/00078.04.73216.3,46.02F /14.010006032.86)5.01(23111112111<==+⋅=======⨯==-=ψψπψ确定传动主要尺寸mm mm R b b mm z z m mmmz d mm mz d mm mm z d m R 90b ,6.905.27433.0,5.2742R R 540108,d 5.4m 33.4,m 2221221111==⨯===+========取齿宽，锥距实际大端分度圆直径，取大端模数ψ齿根弯曲疲劳强度计算：47.1Y 168.075.025.0Y 83.1,58.1Y 14.2F 65.2F Y Y .5-1020021S 21Fa ===+=====εεεεFa aVSa a Fa Fa Sa K y Y 齿间载荷分配系数，重合系数，，，应力修正系数齿形系数页查表机械设计68.083.158.114.265.2905.2745401085.4212121==========εY Y Y Y Y mm b mm R mmd mm d mm m Sa Sa Fa Fa计 算 及 说 明结果[][][]()()[][]F2112212F123222332121111F 2lim 22F 1lim 11F F 212lim 1lim Flim 87.1758.165.283.114.211.1911.19155.4243.05.013.068.058.156.22303758.37.41i 5.017.4a7.3014.1480*88.0*a 7.3154.1520*85.0*4.188.0,85.018-10206480520,20-10208,58.3,σσσσψψσσσσσσσσσεβ<=⨯⨯⨯==<=+⨯⨯⨯⨯-⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+-==============Mpa Y Y Y Y Mpa m z Y Y Y KT MP S K MP S K S K K MpaMpaK K K K K K Sa Fa Sa Fa F F R R Sa Fa F FN F FN FN FN F F Fa V A ：许用弯曲应力，安全系数；，取弯曲疲劳寿命系数页由图机械设计页图由机械设计弯曲疲劳极限载荷系数六.斜齿圆柱齿轮传动的设计计算：选择齿轮材料，小齿轮 40Cr,调制，硬``````````````````````度260HB ，大齿轮 45号钢，调制，硬度240HB. 齿面接触疲劳强度计算：mm N n /2303722855.01055.9P 1055.9T T .16161=⨯⨯=⨯=，转矩初步计算[][]mN T Mpa Mpa MpaY Y Y S Mpa Mpa K K F F F F x N N F F F Fa /230376.1296.138Mpa7.3017.3150.10.125.157060090.347.11212121min 2lim 1lim =============σσσσσσ计 算 及 说 明结果七.轴的初步设计计算：mm 45d 18.454.642.0112d mm 30d 2.2732458.0112d mm 15d 32.14228477.0112d 112A 3-153702-15370A 45min 33min 3min 23min 2min 13min 1030min ==⨯≥==⨯≥==⨯≥=⇐≤，取Ⅲ轴：，取Ⅱ轴：取Ⅰ轴：，取页表由机械设计得页机械设计径：切应力估算轴的最小直号钢，调制处理按许用选取：选取轴的材料及热处理nPd计 算 及 说 明结果初选联轴器和轴承：[]302113020930207.2min /3550n /20001075610750Z 5HL .1Ⅲ轴选择圆锥滚子轴承Ⅱ轴选择圆锥滚子轴承Ⅰ轴选择圆锥滚子轴承轴承的选择许用转速：公称扭矩：主要参数尺寸如下：轴器，其型号为：输入轴采用弹性注销联减速器输出轴与工作机联轴器选择r mN T JB C n ==⨯⨯（轴Ⅰ）轴的结构设计1. 拟定轴上零件的装配方案下图为Ⅰ轴上的装配方案轴的材料选用45号钢，调制处理，Mpa Mpa 360,650S B ==σσ根据轴的初步设计:计 算 及 说 明 结果2.轴的长度的确定mml mm d E mm l mm l d d d d d D l mm l d l d mm mm h C B l mm l mm d B mm l mm d 43,22..16.20mm24mm 23,mm 1...40.34212233,5,)5.4~5.3()2~1(2507.0:.)mm 1(16,2530207.50,21mm 48.A 66525235243344433311========⎪⎭⎫⎝⎛⨯-≈==+⨯=====度，确定根据齿轮孔的轴径和长要求，取根据齿轮与内壁的距离要求，取根据安装轴承旁螺栓的，得小均比求，取根据轴承安装方便的要取》要求可得由《机械设计课程设计确定取轴肩高为由经验公式算轴肩高度小比一般为利于固定，可确定前面选取的轴承由轴承决定我们可确定为键槽预留一定长度轮宽为我们由前面的带传动带由带轮的大带轮决定则：计 算 及 说 明 结果确定轴上各力作用点及支点跨距由于选定的是深沟球轴承，其负荷中心在轴向宽度的中点位置，（Ⅱ轴）轴的结构设计： 轴的材料选用： 45号钢，调制处理()做出轴的初步设计：一MpaMpa S 360,650B ==σσ.35.,31,mm 2,mm 1030211.5.37d d ,8375.4.45d ,mm 830.3.mm 37d ,44,mm 2,mm 46.2.352921930207.15524433221211mm d mm l mm mm l mm mm l l l l d l mm mm mm ==========取多出的和大齿轮油板厚度的厚度决定，再加上挡由圆锥滚子轴承取，决定，我们就取由小齿轮的厚度我们就取，而轴肩应大于长度适量取取的过渡，到又考虑到所以取轴应小由齿轮的厚度为，，所以还是取打圆锥齿轮会占，但是小的挡油板，当然轴应当可知，还要预留由轴承可以得到下图 ：计 算 及 说 明 结果（二）轴的数学计算部分：L1=41.5mm.L2=88.5mm,L3=58mm 轴的受力分析：NF F N d T F NNNd T d d d T m N T r n t a t t t a m t R m mt 232.182sin .tan 2531tan 2531108/100068.1362/1000233.216151cos 20tan 47.607cos .tan F F 704.43151cos 120tan 47.607sin .tan F F 47.607/1000.2F mm450540)315.01()5.01(/2F /68.136min,/32,Kw 458.0P 2221222211r 2221121221222=⨯===⨯⨯===+⨯⨯===+-⨯⨯=====⨯⨯-=-=====σαβσασαϕ实实小圆柱齿轮的圆周力：径向力轴向力大圆锥齿轮的圆周力求作用齿轮上的力：轴上的功率计 算 及 说 明结果NL L L L F L L F N L L L L F L L F N L L L F F L F L L F N L L L F F L F L L F N F t t V t t V a a r r a a r r t 1884)(R 1254)(R 6082540275)(R 2.202540275)(R 804cos tan F 3211112223213232113211211212H23211232321H122r2=++++==++++==++⋅+⋅+-+==++⋅+⋅+-+===垂直面上：水平面上：求支反力：σα根据受力图画出剪力图和弯矩图： 竖直方向受力图：剪力图：计算及说明结果Mv：水平方向受力图：剪力图：剪力和：M 合：由上图可知应力最大处的位置，校核此处即可 由于扭转切应力的脉动循环变应力，取6.0=α 因此轴的计算应力：计 算 及 说 明 结果MpaMpaT a60][1-153625.37321.0)68.1366.0(87.75)(M 122221==⨯⨯+=+=--σωασ查得，页表许用应力值由机械设计[]11--<σσ因此另外小齿轮的两个端面处较危险，左端按轴颈d=35mm 若弯曲组合按最大处计算，则有：()[]312211.028l a d Mpa T M =⇐<=+=--ϖσϖασ其中轴Ⅲ的设计：1. l1的尺寸有联轴器确定，我们留出30mm 的余量，则可取l1=80mm,d1由联轴器内的内径确定取d1=50mm 。