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链式输送机传动装置设计论文

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链式输送机传动装置设计论文

目录第一章机械设计课程设计任务书211设计题目212原始数据2第二章前言221分析和拟定传动方案222方案优缺点分析3第三章电动机的选择与传动比的分配331电动机的选择计算332计算传动装置的总传动比I并分配传动比333计算传动装置各轴的运动和动力参数4第四章链传动的设计计算441选择链轮齿数442确定计算功率543确定链条型号和节距,初定中心距A0,取定链节数LP544求作用在轴上的力545选择润滑方式5第五章齿轮的设计计算551圆柱斜齿轮的设计552锥齿轮的设计8第六章轴的设计计算与校核1161高速轴的设计1162中间轴的设计1463低速轴的设计18第七章轴承的计算与校核2271轴承1的计算与校核2272轴承2的计算与校核2373轴承3的计算与校核23第八章箱体的设计24第九章键的选择25第十章减速器的润滑与密封26第十一章参考文献27邵阳学院课程设计第2页共27页第一章机械设计课程设计任务书11设计题目设计链式输送机传动装置12原始数据输送链的牵引力F/KNF5KN输送链的速度V/M/SV06M/S输送链链轮的节圆直径D/MMD399MM设计工作量设计说明书1份减速器装配图1张零件工作图1~3张工作条件连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期10年(每年300个工作日),两班制工作,输送机工作轴转速允许误差为5,链板式输送机的传送效率为095。第二章前言21分析和拟定传动方案机器通常由原动机、传动装置和工作装置三部分组成。传动装置用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要,是机器的重要组成部分。传动装置的传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。满足工作装置的需要是拟定传动方案的基本要求,同一种运动可以有几种不同的传动方案来实现,这就是需要把几种传动方案的优缺点加以分析比较,从而选择出最符合实际情况的一种方案。合理的传动方案除了满足工作装置的功能外,还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。所以拟定一个合理的传动方案,除了应综合考虑工作装置的载荷、运动及机器的其他要求外,还应熟悉各种传动机构的特点,以便选择一个合适的传动机构。众所周知,齿轮传动的传动装置由电动机、减速器、链传动三部分组成,而减速器又由轴、轴承、齿轮、箱体四部分组成。所以,如果要设计输送机的传动装置,必须先合理选择它各组成部分,下面我们将一一进行选择。22方案优缺点分析邵阳学院课程设计第3页共27页1在高速端应用圆锥齿轮,可以减小锥齿轮的尺寸,减小其模数,降低加工难度。2在输出端,即低速端采用链传动,因为链传动的瞬时传动比是变化的,引起速度波动和动载荷,故不适宜高速运转。3在高速输入端应用联轴器,结构紧凑,但启动电动机时,增大了电动机的负荷,因此,只能用于小功率的传动。4圆锥齿轮端,可能由于两锥齿轮尺寸过小,不能很好的利用润滑油。第三章电动机的选择与传动比的分配电动机是常用的原动机,具体结构简单、工作可靠、控制简单和维护容易等优点。电动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、容量和转速、确定具体型号。按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭三相异步电动机。31电动机的选择计算工作机的有效功率为PWFWVW/506/0953158KW从电动机到工作机间的总效率为∑1234567809909609709940960877式中,1为联轴器效率099,2为锥齿轮效率(7级)097,3圆柱齿轮的效率(7级)098,4567为角接触球轴承的效率099,8滚子链传动效率096。所以,电动机所需工作功率为PDWP3158/087736KW选择电动机的类型电动机额定功率PMPD因同步转速的电动机磁极多的,尺寸小,质量大,价格高,但可使传动比和机构尺寸减小,比较Y132M14与Y112M4两电动机,其中PM4KW,符合要求,但后者容易制造且体积小。故选Y112M4。由此选择电动机型号Y112M14电动机额定功率PM4KN,满载转速NM1440R/MIN工作机转速NW60V/PID28570R/MIN电动机型号额定功率满载转速起动转矩最大转矩Y112M4414402223选取B3安装方式32计算传动装置的总传动比I并分配传动比邵阳学院课程设计第4页共27页总传动比I按表32推荐的链传动比6。取链传动的传动比为45,则整个减速器的传动比为I总NM/NW1440/2857050403II总/4511201分配传动比I12II高速级圆锥齿轮传动1I32中间级圆柱齿轮传动比2I3533计算传动装置各轴的运动和动力参数各轴的转速Ⅰ轴N11440R/MINⅡ轴N21440/32450R/MINⅢ轴N3128571R/MIN链轮的转速N428571R/MIN各轴的输入功率Ⅰ轴P1PM14099396KWⅡ轴P2P1243960970993803KWⅢ轴P3P2353689KW各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩TD9551064/1440265NMⅠ轴T19550P1/N1262625NMⅡ轴T29550P2/N2807NMⅢ轴T39550P3/N3274012NM第四章链传动的设计计算41由32知链传动速比I45输入功率P3689KW选小链轮齿数Z117。大链轮齿数Z2IZ1451776,Z2120,合适。42确定计算功率已知链传动工作时有轻微振动,由表96选KA10,设计为双排链取KP175,由主动链轮齿数Z17,查主动链轮齿数系数图913,取KZ155计算功率为邵阳学院课程设计第5页共27页PCAP3KAKZ/KP101553689/175KW327KW43确定链条型号和节距,初定中心距A0,取定链节数LP由计算功率PCA和主动链轮转速N3128571R/MIN,查图911,选用链条型号为16A,由表91,确定链条节距P254MM。初定中心距A03050P7201270,取A01000。78746528128取LP128节取偶数。链传动的最大中心距为AF1P2LPZ1Z2由LPZ1/Z1Z112817/7617188查表97,得F1024312A024312254212893100657MM44求作用在轴上的力平均链速VZ1N3P/60100017128571254/600000925M/S工作拉力F1000P/V10003689/092539882N工作时有轻微冲击,取压轴力系数KFP115轴上的压力FPKFPF11539882N45863N45选择润滑方式根据链速V0925M/S,链节距P254MM,链传动选择滴油润滑方式。设计结果滚子链型号16A2128GB1243183,链轮齿数Z117,Z276,中心距A100657MM,压轴力FP55024N。第五章齿轮的设计计算齿轮传动是应用最广泛的一种传动形式,其传动的主要优点是传递的功率大、速度范围广、效率高、工作可靠、寿命长、结构紧凑、能保证传动比恒定,齿轮的设计主要围绕传动平稳和承载能力高这两个基本要求进行的。51圆柱直齿轮的设计511选择材料热处理齿轮精度等级和齿数由表得选择小齿轮材料40CR钢,调质处理,硬度280HBS;大齿轮材料45钢,调质处理,硬度240HBS,精度7级。取Z119,I35,Z2Z1I1935665,取Z267512按齿面接触疲劳强度设计计算公式D1T3121322UUTKZDTHET1807NM试选KT为13邵阳学院课程设计第6页共27页EZ查表106得EZ1898MPA21由图1021D按齿面硬度差得小齿轮德接触疲劳强度极限1LIMH600MPA;大齿轮的接触疲劳强度极限2LIMH550MPA由式1013计算应力循环次数N160N1JLH60450128300101296810N2N1/4309810查图1019取接触疲劳寿命系数KHN1095,KHN2098计算接触疲劳许用应力取失效概率为1,安全系数S1,由式1012得H1SKHS1LIM1095600570MPAH2SKHN2LIM2098550539MPA取H为53725MPA试算小齿轮分度圆直径D1TD1T3121322UUTKZDTHE59624MM计算圆周速度VV10006011NDT1000601070143624590335M/S计算齿宽BBDD1T0959624536616MM计算齿宽与齿高之比模数MND1T/Z13138齿高H225MN7061MMB/H760算载荷系数根据V、7级精度由图可得动载系数VK11。直齿轮HKHK10查表得使用系数AK125,KAKKVKK1866邵阳学院课程设计第7页共27页按实际的在和系数校正所得的分度圆直径,由式1010A得311TTKKDD6958MM计算模数MN533190776711ZDMN513按齿根弯曲强度设计由式105得弯曲强度的设计公式是31212FSAFADYYZKTM由图1030C查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE500MPA;大齿轮的弯曲疲劳强度极限2FE380MPA由图1018取弯曲疲劳寿命系数1FNK0822FNK085;计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14,由式1012A得SKFNFNF11129286MPASKFNFNF22123886MPA计算载荷系数KFFVAKKKKK1251051131706查取齿形系数由表105得1FAY285,2FAY222查取应力校正系数由表105查得1SAY1542SAY177计算大小齿轮的FSAFAYY并加以比较111FSAFAYY001498222FSAFAYY001645由上只大齿轮的数值大邵阳学院课程设计第8页共27页设计计算MN31212COS2FSAFAADNYYZYKTM239按圆柱直齿轮的标准将模数MN圆整为2582652/0776711MDZ272Z4227113514几何尺寸计算计算中心距AA(D1D2)/2175MM计算分度圆直径D1Z1MN675MMD2Z2MN2825MM计算齿轮宽度BDD16075MM取小齿轮宽度B160MM,取大齿轮宽度B265MM。52锥齿轮521选择材料热处理齿轮精度等级和齿数由表得选择小齿轮材料40CR钢,调质处理,硬度280HBS;大齿轮材料45钢,调质处理,硬度240HBS,精度8级。选取齿数Z124,I32,Z2Z1I2432768取Z277522按齿面接触疲劳强度设计计算公式DT12923122501RRTHEUTKZT1262625NMM试选KT为13EZ查表106得EZ1898MPA21由图1021D按齿面硬度差得小齿轮德接触疲劳强度极限1LIMH600MPA;大齿轮的接触疲劳强度极限2LIMH550MPA由式1013计算应力循环次数N160N1JLH6014401283001041472810N2N1/321296810查图1019取接触疲劳寿命系数KHN109,KHN2095由表查得软齿面齿轮,对称安装,取齿宽系数R1/3计算接触疲劳许用应力取失效概率为1,安全系数S1,由式1012得邵阳学院课程设计第9页共27页H1SKHS1LIM109600540MPAH2SKHN2LIM20955505225MPAH为H1H2中的较小值H5225MPA试算小齿轮分度圆直径D1T对于直齿锥齿轮D1T2923122501RRTHEUTKZ5329MM计算圆周速度VV10006011NDTSM/0159410006014402953计算载荷系数查表得AK,VKHKHK的值使用系数AK由表102查得AK125,动载荷系数VK由图108查得VK118。齿间载荷分配系数FBKHK15KHBE轴承系数KHBE由表109查得KHBE125。得HKFBK151251875K125118118752766按实际的在和系数校正所得的分度圆直径,由式1010A得311TTKKDD682112MM523按齿根弯曲强度设计由式105得弯曲强度的设计公式是322121150114FSAFARRYYUZKTM由图1030C查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE500MPA;大齿轮的弯曲疲劳强度极限2FE380MPA由图1018取弯曲疲劳寿命系数1FNK0852FNK088;邵阳学院课程设计第10页共27页计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S14,由式1012A得SKFNFNF11130357MPASKFNFNF22123886MPA计算载荷系数KFFVAKKKKK2766查取齿形系数由表105得1FAY265,2FAY2226查取应力校正系数。由表105查得1SAY1582SAY1764计算大小齿轮的FSAFAYY并加以比较算得111FSAFAYY001379222FSAFAYY001644由上知大齿轮的数值大设计计算MN322121150114FSAFARRYYUZKTM18959按圆锥齿轮的标准将模数MN圆整为23410563411MDZV分度圆直径1DV21ZV68IZ2/Z1TAN&2COT&12得&27264537238′43″&11735471721′17″平均模数M1DV/1ZV2大端模数MMN/105R24取大端模数25邵阳学院课程设计第11页共27页分度圆处圆柱直齿轮模数M2,小齿轮齿数1ZV34分度圆直径1DV68平均模数MN2端面模数M25小齿轮齿数Z11ZVCOS&13245取32分度圆直径DM1DVCOS&1649D1DM1/10503337788大齿轮的参数Z2Z1I1024,取Z2102D2D1I249216锥距R131125MM齿宽B43MM齿顶高HAM25MM齿根高HF3125齿根角ΘFTANΘFHF/R3125/131125ΘF130′分锥角&11721′17″&27238′43″第六章轴的设计计算与校核轴主要用来支撑作旋转运动的零件,如链轮、带轮,以及传动运动和动力。本减速器有三根轴,根据设计要求,设计具体步骤、内容如下61高速轴的设计齿轮机构的参数Z132,Z2102轴上功率P396KW转速N1440R/MIN转矩T≈262625NM按转矩法初定该轴的最小直径MIND3MINNPCD1764MM最小端与联轴器相连,联轴器的转矩T1KT1326262510003414125NMM选取H2,公称转矩160NM,半联轴器的孔径1D30MM。长度L30MM,半联轴器与轴配合毂长度L125MM611轴的结构设计轴的结构设计主要有三项内容1各轴段径向尺寸的确定;2各轴段轴向长度的确定;3其他尺寸﹙如键槽、圆角、倒角、退刀槽等﹚的确定。拟定草图如下邵阳学院课程设计第12页共27页径向尺寸的确定从轴段1D30MM开始,逐段选取相临轴段的直径。,2D25MM,3D与轴承内径相配合,所以3D30MM,由于轴承右端定位D436,D5D330MM,D625MM。轴的轴向尺寸的确定从轴段L136MM,L250MM,L319MM,L466MM,L516MM,L636MM612轴的强度校核第一根轴计算齿轮受力弯扭组合图如下878944538FRFAFT齿轮切向力TF2T/DM2262525/649809N径向力RFFTTAN20COS&124925N轴向力AFTFTAN20SIN&17541N计算支反力和弯矩并校核垂直平面上AVF348N向上BVF98N向下MV8036NMM垂直弯矩图如下邵阳学院课程设计第13页共27页MMAX8036NMM水平面上AHF1243N向上BHF434N向下MH35596NMM水平弯矩如图MMAX35596NMM求合成弯矩,画出合成弯矩图MMV2MH21/236500NMM画出转矩T图T265NMT262625NMM校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时只校核轴上的最大弯矩和扭矩的截面的强度扭转切应力为脉动循环应力,取A03CA(M2AT2)1/2/W邵阳学院课程设计第14页共27页轴上的抗弯截面系数WD22MMW01D310648MM3CA(M2AT2)1/2/W1385MP前已经选定了轴的材料为45钢,调质处理。由表151查得160MPCA1安全。613精确校核轴的疲劳强度判断危险截面为Ⅰ,Ⅱ,Ⅲ,Ⅳ;其中最危险的截面为Ⅳ抗弯截面系数W01D310648MM3抗扭截面系数WT02D321296MM3弯矩M及弯曲应力为M31488NMMBM/W2015MP扭矩T及扭转切应力T26500NMMTT/WT8048MP轴的材料为45钢,调质处理,查得B640MP1275MPT1155MP截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数AA及AT按附表32查取,查得AA209,AT166又查得轴的材料灵敏系数为QA076,QT06,故有效应力集中系数为KA1QAAA11824KT1QTAT11396由附图32的尺寸系数A095由附图33的扭转尺寸系数B0925轴按磨削加工,由附图34得表面质量系数AT092综合系数KAKA/A1/A1201KTKT/T1/T11596取碳钢的特性系数A01,T005计算安全系数SCASA1/KAAAAAM679STT1/KTTATTM11276SCASAST/SA2ST21/2581415安全故该轴在最危险截面也是安全的,此截面的左侧直径大,其他情况相同,故安全。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性,故可略去静强度校核。62中间轴的设计621已知参数轴上功率P381KW大锥齿轮的齿数Z1102小圆柱齿轮的齿数Z119,对应的大齿轮齿数Z280邵阳学院课程设计第15页共27页转速N450R/MIN转矩T80700NMM按转矩法初定该轴的最小直径MIND3MINNPCD2583MM根据最小端与角接触球轴承配合,取7206C型,故选取1D30MM。计算齿轮圆周速度10006011NDV07065/MS5/MS∴齿轮和轴承均采用脂润滑。622轴的结构设计轴的结构设计主要有三项内容1各轴段径向尺寸的确定;2各轴段轴向长度的确定;3其他尺寸﹙如键槽、圆角、倒角、退刀槽等﹚的确定。拟定草图如下径向尺寸的确定从轴段1D30MM开始,逐段选取相临轴段的直径。起周端固定作用故2D36MM,固定轴肩3D42MM,D436,与第一段相同D530MM。可知此轴为对称结构。轴的轴向尺寸的确定从轴段L142MM,L263MM,L320MM,L438MM,L548MM623轴的强度校核第二根轴计算齿轮受力受力分析图如下邵阳学院课程设计第16页共27页FR2FT2FA2FR1FT1圆锥齿轮齿轮切向力TF12T/DM1809N径向力RF1FTTAN20COS&27541N轴向力AF1TFTAN20SIN&224925N圆柱直齿轮齿轮切向力TF22T/DM22390N径向力RF2FT2TAN20/COS&2870N计算支反力和弯矩并校核A垂直平面上AVF7254N向下BVF6949N向下MV4425489NMM垂直面上的弯矩图M14425489M2344166M333581NMMNMMNMMB水平面上AHF17826N向上邵阳学院课程设计第17页共27页BHF14164N向上MH1087386NMM水平扭矩图如下M11087386NMMM2679872NMMC求合成弯矩MMV2MH21/2117400NMMD画出转矩T图T80700NMT80700NMME校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时只校核轴上的最大弯矩和扭矩的截面的强度扭转切应力为脉动循环应力,取A03CA(M2AT/2W2)1/2/W轴上的抗弯截面系数WD36MMW01D346656MM3CA(M2AT2)1/2/W36581MP前已经选定了轴的材料为45钢,调质处理。由表151查得160MPCA1安全。邵阳学院课程设计第18页共27页624精确校核轴的疲劳强度由上知,截面Ⅳ为危险截面,有因此截面左侧的直径小,所以校核左侧截面。抗弯截面系数W01D32700MM3抗扭截面系数WT02D5400MM3弯矩M及弯曲应力为M67360NMMBM/W2495MP扭矩T及扭转切应力T80700NMMTT/WT1494MP轴的材料为45钢,调质处理,查得B640MP1275MPT1155MP截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数AA及AT按附表32查取,查得AA20,AT131,又查得轴的材料灵敏系数为QA076,QT06故有效应力集中系数为KA1QAAA1176KT1QTAT11186由附图32的尺寸系数A085由附图33的扭转尺寸系数B09轴按磨削加工,由附图34得表面质量系数AT092,轴未经表面强化处理,即A1,综合系数KAKA/A1/A1205KTKT/T1/T11407取碳钢的特性系数A015,T008计算安全系数SCASA1/KAAAAAM5376STT1/KTTATTM7169SCASAST/SA2ST21/215安全故该轴在最危险截面也是安全的,因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性,故可略去静强度校核。63低速轴的设计631已知参数轴上功率P3689KW转速N107141R/MIN转矩T≈328850NMM链轮的分度圆直径D13819MM,齿数Z19;齿轮毂长离外壁10MM,总长54MM。链轮轴受到的轴向力F55024N按转矩法初定该轴的最小直径MIND邵阳学院课程设计第19页共27页3MINNPCD4095MM周端与轴承或链轮,取轴承的型号为7210C,故选1D50MM。计算齿轮圆周速度10006011NDV028/MS5/MS∴齿轮和轴承均采用脂润滑。632轴的结构设计草图拟定如下径向尺寸的确定从轴段1D50MM开始,轴承的轴肩轴向固定取2D54MM,对齿轮起轴向定位作用3D58MM,与第一段相同D450MM,D548MM,D645MM。轴的轴向尺寸的确定从轴段L147MM,L258MM,L374MM,L431MM,L550MM,L654MM轴的强度校核第三根轴计算齿轮受力受力图如下邵阳学院课程设计第20页共27页FFTFRFH1FH2FR1FR2齿轮切向力TF2T/DM155024N径向力RFFTTAN20/COS870N轴向力AFTFTAN2390N633计算支反力和弯矩并校核A垂直平面上垂直面上弯矩图如下M16245224NMMM2188283025NMMAVF287455N向下BVF924695N向上MV6245224NMMB水平面上弯矩图如下邵阳学院课程设计第21页共27页MMAX10020583NMMAHF152986N向上BHF860N向上MH10020583NMMC求合成弯矩,画出合成弯矩图MMV2MH21/26245224NMMD校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时只校核轴上的最大弯矩和扭矩的截面的强度扭转切应力为脉动循环变应力,取A06CA(M2AT2)1/2/W轴上的抗弯截面系数WD50MMW01D312500MM3CA(M2AT2)1/2/W5239MP前已经选定了轴的材料为45钢,调质处理。由表151查得160MPCA1安全。634精确校核轴的疲劳强度判断轴承的右端面为危险截面,故只校核右截面。抗弯截面系数W01D3110592MM3抗扭截面系数WT02D3221184MM3弯矩M及弯曲应力为M5722496NMMBM/W51744MP扭矩T及扭转切应力T328850NMMTT/WT1487MP轴的材料为45钢,调质处理,查得B640MP1275MPT1155MP邵阳

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