机械设计课程设计-链式运输机传动
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课程设计任务书
2012-2013学年第一学期
学院:工学院班级:姓名:学号:
课程名称:机械设计课程设计
设计题目:链式运输机传动装置设计
指导老师(签字): 2013年1月日系(教研室)主任(签字):年月日
目录
1 设计任务 (5)
2 传动方案分析 (6)
3 原动件的选择与传动比的分配 (7)
原动件的选择 (7)
计算总传动比和分配传动比 (8)
传动系统运动和动力参数的计算 (9)
4 传动零件的设计计算 (10)
减速器内部传动零件的设计计算 (12)
5 轴的设计计算 (20)
减速器低速轴的设计计算 (20)
减速器高速轴的设计计算 (23)
减速器中间轴的设计计算 (26)
6 滚动轴承及键联接的校核计算 (29)
滚动轴承的校核计算 (29)
键联接的校核计算 (30)
7 减速器的结构、润滑和密封 (32)
减速器的结构设计 (32)
减速器的润滑和密封 (33)
8 设计小结 (34)
9 参考资料 (35)
1、设计任务
设计任务如图所示,为用于链式运输机单向运转,工作中载荷有轻微振动,输送机效率,工作年限8年,大修期限3年.每年工作250天,两班制工作,工作机允许速度误差±5%;在专门工厂小批量生产;三相交流电源的电压为380/220V。
已知数据:
运输链牵引力F(KN):
输送速度 V(m/s):
链轮节圆直径D(mm):140
图链式输送机传动系统简图
1—动力与传动系统; 2—联轴器; 3—链式输送机
2.传动方案分析
合理的传动方案,首先应满足工作机的性能要求,其次应满足工作可靠,转动效率高,结构简单,结构紧凑,成本低廉,工艺性好,使用和维护方便等要求。任何一个方案,要满足上述所有要求是十分困难的,要多方面来拟定和评比各种传动方案,统筹兼顾,满足最主要和最基本的要求,然后加以确认。
本传动装置传动比不大,采用二级级传动,减速箱内两级直齿圆柱齿轮减速,轴端连接选择弹性柱销联轴器。
图链式输送机传动方案示意图
1—电动机;2—联轴器;3—滚动轴承;4—圆柱齿轮; 5—链式输送机
3原动件的选择与传动比的分配
原动件的选择
1.电动机类型的选择
根据动力源和工作条件,选用一般用途的Y 系列三相交流异步电动机,卧式封闭结构,电源的电压为380V 。
2.电动机容量的选择
根据已知条件,工作机所需要的有效功率为
kw
Fv Pw 68.110007.024001000=?==
设: 4w η—输送机的的效率;w 4η=
b η—对滚动轴承效率,b η=;
g η—闭式圆柱齿轮传动效率(设齿轮精度为7级),g η=; c η—联轴器效率,c η=;
估算传送系统总效率为
011223344w ηηηηηη=????
99.001==c ηη
120.990.980.9702b g ηηη==?= 230.990.980.9702b g ηηη==?= 340.990.990.9801b c ηηη==?= 90.04=w η
则传动系统的总效率η为
823.090.09801.09702.09702.099.0=????=η
工作时,电动机所需的功率为
kw kw P P w
d 04.2823.068
.1==
=
η
查表可知,满足e d P P ≥条件的Y 系列三相异步电动机额定功率e P 应取为。 3.电动机转速的选择
根据已知条件,可得输送机的工作转速
min
54.95min 14014.37.060000min 60000w r r r D v =??==πη
初选同步转速为1500r/min 和1000r/min 的电动机,查表可知,对应于额定功率为的电动机型号分别为Y100L1-4和Y112M-6型。现将有关技术数据及相应算的总传动比列于下表中。
通过对上述两种方案比较可以看出:方案Ⅰ选用的电动机转速高、质量轻、价格低,总传动比对二级减速传动而言不算大,故选方案Ⅰ较为合理。
Y100L1-4型三相异步电动机的额定功率为,满载转速m in 1430r n m = 由表查得电动机中心高H=110mm ,轴伸出部分的直径和长度分别为D=28mm 和
E=60mm 。
计算总传动比和各级传动比的分配
链式输送机传动系统的总传动比
97.1454.951430===w m n n i
由传动系统方案知341i =
101=i
由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比为
97
.141197
.1434012312=?==?=∑i i i i i i
为了便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑,当两级齿轮的配对材料相同、齿面硬度350HBS ≤、齿宽系数相等时,考虑齿面接触强度接近相等的条件,取高速级传动比为
412.497.143.13.112=?==∑i i
低速级传动比为
39.3412.497.141223===
∑i i i
传动系统各级传动比分别为
101=i ;412.412=i ;39.323=i ;341i =
传动系统的运动和动力参数计算
传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下所示。 0轴(电动机轴):
m
N n P T kw
P P r n n d m .624.13143004
.29550955004.2min 143000000=?======
1轴(减速器高速轴):
m N n P T kw
P P r i n n .49.13143002.295509550
02.299.004.2min 14301
143011*********=?===?=====
η
2轴(减速器中间轴):
m
N m N n P T kw
kw P P r i n n .75.57.116.32496
.19550955096.19702.002.2min 116.324412
.4143022212121212====?=====
η
3轴(减速器低速轴):
m
N m N n P T kw
kw P P r i n n .80.189.6.9590
.19550955090.19702.096.1min 6.9539
.3116.32433323232323====?=====
η
4轴(输送机轴):
m
N m N n P T kw
kw P P r i n n .0.186.6.95862
.195509550862.19801.090.1min 6.951
6.9544434343434====?=====
η
传动系统的运动和动力参数
4
传动零件的设计计算
减速器内部传动零件的设计计算
一、高速级圆柱齿轮传动的设计
根据已知:输入功率kw P 02.21=,小齿轮转速m in 14301r n =,传动比
412.4=i ,传递的转矩m N T .49.131=,工作寿命8,两班制,250天,工作轻
微冲击
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)按传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动。
(2)输送机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度
(3)材料选择。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 ,硬度差为40HBS 。
(4)选小齿轮齿数123z =,大齿轮齿数10123412.42=?=z 2、按齿面接触强度设计 由设计计算公式 2
1t d ≥ (1)、确定公式内的各计算数值 1)、试选载荷系数 1.3t K = 2)、选取齿宽系数1d Φ=
3)、查得材料的弹性影响系数1
2
189.8E Z MPa =
4)、按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600H MPa σ= 大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2550H MPa σ= 5)、计算应力循环次数
8
9
29
111023.6412.41075.21075.2250168114306060?=?=?=?????==N jL n N h
6)、取接触疲劳寿命系数91.01=HN K ,94.02=HN K 7)、计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1
[][]MPa
S
K MPa
S
K H HN H H HN H 51755094.054660091.02lim 221lim 11=?===?==σσσσ
(2)、计算
1)、试算小齿轮分度圆直径1t d ,代入[]H σ中较小的值
[]mm Z i i KT d H E d t 081.33132.232
11=???
? ???+?Φ≥σ
2)、计算圆周速度v
s
m n d v 48.21000601430
081.3314.31000
601
1=???=
?=
π
3)、计算齿宽b
mm d b t d 081.33081.3311=?=Φ=? 4)、计算齿宽与齿高之比b
h
模数
mm z d m t t 44.123081.3311===
齿高mm m h t 24.344.125.225.2=?==
21.1024.3081.33==h b
5)、计算载荷系数
由v=s ,7级精度,查得动载系数09.1=V K 直齿轮1H F K K αα== 查得使用系数 1.25A K =
查得7级精度,小齿轮相对支撑非对称布置时,415.1=βH K
由21.10=h b
,415.1=βH K 查得33.1=βF K
93.1415.1109.125.1=???==βαH H V A K K K K K
6)、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
mm K K d d t t 74.373.193
.1081.3333
11=?==
7)、计算模数m mm
z d m 64.12374.3711=== 3、按齿根弯曲强度设计 由设计公式
m ≥
(1)、确定公式内各计算值
1)、查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FE MPa σ= 大齿轮的弯曲疲劳强度极限2380FE MPa σ= 2)、取弯曲疲劳寿命系数83.01=FN K ,87.02=FN K 3)、计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=
[][]MPa
S K MPa
S K FE FN F FE FN F 143.2364.138087.043.2964.1500
83.02
22
1
11=?===?=
=σ
σ
σσ
4)、计算载荷系数K
81.133.1109.125.1=???==βαF F V A K K K K K
5)、查取齿形系数 查得1 2.69Fa Y =,18.22=Fa Y
1 1.575Sa Y =,79.12=Sa Y
6)、计算大、小齿轮的
[]
Fa Sa
F Y Y σ并加以比较
[]
[]
01652
.0143
.23679
.118.201573
.043.296575
.169.222
21
1
1=?=
=?=F
Sa Fa F Sa Fa Y Y Y Y σσ
大齿轮的数值大
(2)、设计计算
15.101652.023110349.181.123
2
4
=?????≥
m
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,由于齿轮模数的大小主要决定于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取由弯曲强度算得的模数并将就近圆整为标准值m=,由按接触强度算得的分度圆直径mm d 74.371=,算出小齿轮齿数
255.174.3711===
m d z
大齿轮齿数3.11025412.42=?=z ,取1102=z
4、几何尺寸计算
(1)、计算分度圆直径
mm m z d mm
m z d 1655.11105.375.1252211=?===?== (2)、计算中心距
mm
d d a 25.10121655.37221=+=+=
(3)、计算齿轮宽度 mm d b d 5.375.3711=?=Φ= 取mm B mm B 38,4021==
高速级齿轮传动的主要几何尺寸
二、低速级圆柱齿轮传动的设计
根据已知:输入功率kw P 96
.11=,小齿轮转速m in 116.3241r n =,传动比
39.3=i ,传递的转矩T1=57 .,工作寿命8年,两班制,每年250天,
工作时有轻微冲击
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)按传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动。
(2)输送机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度
(3)材料选择。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 ,硬度差为40HBS 。
(4)选小齿轮齿数123z =,大齿轮齿数782339.32=?=z 2、按齿面接触强度设计 由设计计算公式 2
1t d ≥ (1)、确定公式内的各计算数值 1)、试选载荷系数 1.3t K = 2)、选取齿宽系数1d Φ=
3)、查得材料的弹性影响系数1
2
189.8E Z MPa =
4)、按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600H MPa σ= 大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2550H MPa σ= 5)、计算应力循环次数
8
8
28
1110835.139.31022.61022.62501681116.3246060?=?=?=?????==N jL n N h
6)、取接触疲劳寿命系数93.01=HN K ,96.02=HN K 7)、计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1
[][]MPa
S
K MPa
S
K H HN H H HN H 52855096.055860093.02lim 221lim 11=?===?==σσσσ
(2)、计算
1)、试算小齿轮分度圆直径1t d ,代入[]H σ中较小的值
[]mm Z i i KT d H E d t 93.53132.232
11=???
?
???+?Φ≥σ
2)、计算圆周速度v
s
m n d v 915.010*******.32493.5314.310006011=???=?=π
3)、计算齿宽b mm d b t d 93.5393.5311=?=Φ=?
4)、计算齿宽与齿高之比b
h
模数
mm z d m t t 345.22393.5311===
齿高mm m h t 28.5345.225.225.2=?==
21.1028.593.53==h b
5)、计算载荷系数
由v=s ,7级精度,查得动载系数05.1=V K 直齿轮1H F K K αα== 查得使用系数 1.25A K =
查得7级精度,小齿轮相对支撑非对称布置时,420.1=βH K
由21
.10=h b
,420.1=βH K 查得21.3K F β=
86.1420.1105.125.1=???==βαH H V A K K K K K
6)、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
mm K K d d t t 77.603.186
.193.5333
11=?==
7)、计算模数m
mm z d m 64.22377.6011===
3、按齿根弯曲强度设计 由设计公式
m ≥
(1)、确定公式内各计算值
1)、查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FE MPa σ= 大齿轮的弯曲疲劳强度极限2380FE MPa σ= 2)、取弯曲疲劳寿命系数88.01=FN K ,90.02=FN K 3)、计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=
[]
[]MPa S K MPa
S K FE FN F FE FN F 29.2444.138090.029.3144
.1500
88.0222111=?===?==
σσσσ 4)、计算载荷系数K
7325.132.1105.125.1=???==βαF F V A K K K K K
5)、查取齿形系数 查得1 2.69Fa Y =,226.22=Fa Y
1 1.575Sa Y =,76.12=Sa Y
6)、计算大、小齿轮的
[]
Fa Sa
F Y Y σ并加以比较
[]
[]
01604
.029
.24476
.1226.201348
.029
.314575
.169.222
21
1
1=?=
=?=F
Sa Fa F Sa Fa Y Y Y Y σσ
大齿轮的数值大
(2)、设计计算
82.101604.023110775.57325.123
2
4
=?????≥
m
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,由于齿轮模数的大小主要决定于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取由弯曲强度算得的
模数并将就近圆整为标准值m=2mm ,由按接触强度算得的分度圆直径
mm d 77.601=,算出小齿轮齿数
1181.23322.5
d z m =
=≈ 大齿轮齿数7.1013039.32=?=z ,取1012=z
4、几何尺寸计算
(1)、计算分度圆直径
mm m z d mm
m z d 2022101602302211=?===?== (2)、计算中心距
mm
d d a 131220260221=+=+=
(3)、计算齿轮宽度 mm d b d 606011=?=Φ= 取mm B mm B 60,6521==
低速级齿轮传动的主要几何尺寸
5、轴的设计计算 减速器低速轴的设计计算
根据已知:输出轴上的功率kw P 90.13=,转速m in 6.953r n =,转矩
m N T .80.1893=
1、 求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为mm d 2022=
N F F N
d T F
t r t 68420tan 2.1879tan 2.1879202
1080.189223
23=?===??==?
α
圆周力t F 、径向力r F 的方向如图所示 2、 初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢,调质处理,取0112A =
mm n P A d 34.306.9590.111233
330min =?==
输出轴的最小直径为安装联轴器处轴的直径12d -,为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号,联轴器的计算转矩
3ca A T K T =,考虑到转矩变化小,取 1.5A K =
mm N T K T A ca .2847001898005.13=?==
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩,查标准,选用HL2型的弹性柱销联轴器,其公称转矩为,半联轴器的孔径mm d 321=,取mm d 3221=-,半联轴器长度L=82mm ,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm 。
3、 轴的结构设计
4、 (1)、拟定轴上零件的装配方案如下图
(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要求,1-2轴段左端需制处一轴肩,取2-3段的轴颈的d2-3=38mm ;右端用轴端挡圈定位,按轴端直径取轴端挡圈直径D=40mm ,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm ;为了保证轴端挡圈
只压在半联轴器而不压在轴的端面上,故1-2段的长度比L1略短一些,取L1-2=58mm;
2)、初步选择滚动轴承,因轴只受径向力的作用,故选深沟球轴承,参照工作要求,根据d2-3=38mm ,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙0级公差的深沟球轴承6208,其尺寸为mm mm mm B D d 188040??=??,故d3-4=40mm ,左端采用挡油盘定位,由手册上查得,6208型轴承的安装尺寸
mm da 47min =,所以,取d4-5=47mm 。
3)、取安装齿轮处的轴段6-7的直径d6-7=46mm ;齿轮的左端与左轴承之间采用挡油盘定位,已知齿轮轮毂的宽度为60mm ,为了使挡油盘端面可靠的压紧齿轮,此轴端应略短于轮毂宽度,取L6-7=58mm ,齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度h>,取h=5mm ,轴环处直径d5-6=56mm ,轴环宽度b>,取L5-6=10mm 。
4)、轴承端盖的总宽度为28mm ,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承润滑的要求,取端盖的外端面与半联轴器的左端面间的距离l=15mm ,故取L2-3=43mm ,
5)、取齿轮距离箱体内壁的长度a=12mm ,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距离箱体内壁一端距离s,取s=8mm , 轴承的宽度T=18mm ,故轴段7-8长度L7-8=18+8+12+2=40mm ,轴段3-4的长度L3-4=14+18=32mm ,根据结构需要,取4-5段的长度L4-5=50mm 。
至此,已基本确定了轴的各段长度和直径。
(3)、轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接,按d6-7=46mm ,查得平键截面mm mm h b 914?=?,键槽用铣刀加工,长为50mm ,同时为了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
7
6
H n ;同样,半联轴器与轴的连接,选用平键为mm mm mm 50810??,半联轴器与轴的配合为
7
6
H k 。 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6。
(4)、确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为245?,各轴肩处的圆角半径见图。 4、求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距L2+L3=112mm+60mm=172mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的及的值列于下表。
载
荷
水平面H垂直面V
支反力F
N
F NH45
.
655
1=,
N
F NH75
.
1223
2=
N
F NV6.
238
1=,
N
F NV4.
445
2=
弯矩M
m
N
M H.
73425
=m
N
M v.
26724
=
总弯矩
m
N M.
08
.
78137
=
扭矩T
mm
N T.
189800
3=
5、 按弯扭合成应力校核轴的强度
校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C )的强度。根据上表中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取0.6α=,轴的计算应力
()
()
MPa
W
T M ca 2.14461.01898006.008.7813732
22
32=??+=
+=
ασ
前已选定轴的材料为45钢,调质处理,查得[]160MPa σ-=。 因此[]1ca σσ-<,故安全。
减速器高速轴的设计计算
根据已知:输出轴上的功率kw P 02.21=,转速m in 14301r n =,转矩
mm N T .134901=
6、 求作用在齿轮上的力
已知低速级小齿轮的分度圆直径为mm d 5.371=
N F F N d T F t r t 9.26120tan 47.719tan 5.7195
.3713490
2211=?===?==
?
α
圆周力t F 、径向力r F 的方向如图所示 7、 初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢,调质处理,取0120A =
mm n P A d 5.13143002.212033
110min =?==
轴的最小直径为安装联轴器处轴的直径12d -,为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号,联轴器的计算转矩1T K T A ca =,考虑到转矩变化小,取3.1=A K
mm N T K T A ca .175********.11=?==
因为查表得电动机Y100L1-4的输出轴的直径是D=28mm,所以得选择孔直径为28mm 的联轴器,按照计算转矩应小于联轴器公称转矩,查标准,选用HL2型的弹性柱销联轴器,其公称转矩为,半联轴器的孔径mm d 281=,取
mm d 2821=-,半联轴器长度L=62mm ,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=44mm 。
8、 轴的结构设计
(1)、拟定轴上零件的装配方案如下图