机械设计课程设计-链式输送机传动装置.doc

课程设计说明成绩评阅教师日期阳泉职业技术学院课程设计说明书 班 级： 机电一体化一班 姓 名： 学 号： 指导教师： 23设计题目：链式输送机传动装置原始数据：项目参数输出功率pkw25输出轴转速n/(rmin)90 传动装置运动简图1.电动机2.带传动3.减速器4.链传动 目录设计题目 01第一章 机器传动装置的总体设计03 1.1 电动机的选择031.2 传动比计算与分031.3 传动装置对运动和动力参数计算03第二章 传动零件的设计计算和轴系零件初步选择 042.1 外部零件设计计算052.1.1 普通 v 带传动062.减速器内部零件圆锥齿轮设计计算072.3 初算轴的直径072.4 初选滚动轴08第三章 减速器结构与润083.1 箱体083.2 减速器的附件093.3 减速器的润滑09第四章 减速器装配图设计 10 箱体的结构尺寸初定 104.2 减速器装配草图设计11第五章 轴的设计计算125.1 高速轴的设计计算135.2 低速轴的设计计算14第六章 滚动键连接的设计计算 156.1 高速轴上键联结的选择计算 166.2 低速轴上键连接的选择计算17第七章 滚动轴承的选择和计算 187.1 高速轴轴承的选择和计算 197.2 低速轴轴承的选择和计算19.第八章 减速器结构尺寸的确定208.1 箱体218.2 减速器整体尺寸22附录：装配图和零件图23第一章 机器传动装置的总体设计方案1.1 电动机的选择1.1.1 电动机类型的选择电动机类型根据动力源和工作条件，选用y 系列三相异步电动机1.1.2 电动机功率的选择由手册查的传动装置中v带传动=0.96,三对轴承=0.98滚子链=0.96锥齿轮传动=0.97总功率=09.6*0.98*09.8*0.98*0.96*0.97=0.841电动机功率p2.5/0.841=2.98kw查手册选y132s-6型电动机 额电功率p=3kw 满载转速n=960r/min1.2 传动比的设计计算和分配计算总传动比取n1=960r/min 960/90=10.667 所以总传动比为：14.76， 为使v带传动的外部尺寸不致过大 取传动比3则10.667/3=3.561.3 传动装置的运动和动力参数计算1.3.1 各个轴的转速计算 = /i1 =960/3.56=269.67r/min = /i2 =269.67/3 =90 r/min1.3.2 各轴的输入功率计算电动机轴功率2.831kw 2.719kw1.3.3 各轴的输入转矩计算100.26(nm) 288.87(nm)第二章 传动零件的设计计算和轴系零件初步选择2.1 外部零件的设计计算(本节所查表均出自机械设计华中理工大学出版社2000 版)2.1.1 普通v 带传动计算功率pc：取工况系数ka=1.2（表410），则（kw）选取v 带型号：根据pc=3.6kw 和nm =960r/min,根据图4-7 可得的其工作点位于a、b型区域，本题选择a 型带计算小带轮基准直径dd1 和大带轮基准直径dd2：我们希望结构紧凑，取dd1=100mm，选取 =0.01，则大带轮基准直径dd2=100i1（1- ）=352.44mm，取dd2=280mm。此时从动轮实际转速n1=9601000.99/355=267.7r/min转速误差：(269.67-267.7)/ 269.67=0.0070.075,合适。验算带速：5.01m/s (5m/sv120,可以满足要求单根v 带所能传递的功率：由n=960r/min,dd1=100,查表4-4 得=0.97kw单根v 带传递功率增量a 型v 带，n1=960, 3.55 查表4-5 得p0=0.11kwv 带的根数, z3.59取4, 查的za=0.92 1.01作用在带轮上178.94n , q=0.1kg/mfb=2z1389.43kn选取a 型带：a-160042.2 减速器内部传动零件的设计计算2.2.1 齿轮传动：取8 级精度软齿面标准传动。小齿轮45 钢，调质处理，齿面硬度为240hbs；大齿轮选用45 钢，正火处理，齿面硬度为180hbs。按接触强度设计计算，弯曲强度校核计算。齿面粗糙度均为 3.22.2.1.1 按接触疲劳强度强度计算： （2.2-1）传动比u=i=3齿宽系数（表6-5） 取r 0.3小齿轮转矩t1=1.003105 nmm载荷系数（表6-3）k=1.45材料弹性系数（表6-4）： 节点区域系数（图6-13）： h z =2.37许用接触疲劳应力：小齿轮和大齿轮 接触疲劳应力分别为：h lim1 =590n/mm2 ， h lim2 =520n/mm2小大齿轮最小许用接触安全系数： 接触寿命系数:小大齿轮每转一周同一侧齿面的啮合次数：1齿轮传动工作时间t=530016=24000h小大齿轮应力循环次数：n1=60r1n1t=38.8 107 n2=60r2n2t=17.96 107（图6-20）得1 n/mm2 , 598n/mm2取=554n/mm2按式2.2-1 得小齿轮大端分度圆直径d1=87.63mm，取d1=93mm,模数m=3，小齿轮齿数为25，大齿轮齿数为90，大齿轮大端分度圆直径d2=270mm,.2.2.1.2 弯曲疲劳强度校核：（2.2-1）齿形系数（图6-16）： fa1 y =2.6 ， fa2 y =2.12应力修正系数（图6-17）： sa1 y =1.6 ， sa2 y =1.84许用弯曲疲劳应力： （2.2-2）270n/mm2， 250n/mm2小大齿轮尺寸系数： x y =1小大齿轮最小许用弯曲安全系数（表6-9）：. 1弯曲应力循环次数：28107， .9.3107小大齿轮弯曲寿命系数（图6-21）：1得 270n/mm2 ，250n/mm2代入2.2-2 得： =104.8270， 34.93250小大齿轮满足弯曲疲劳强度要求2.2.1.3 小大齿轮结构设计d1=90mm,d2=270mm,m=3 da1=m(2 cos 1 )=91.9mmda 2=m( z22 cos2 )=271.896mmdf1=m( z12.4 cos 1 )=83.19mmdf2=m( z22.4 cos 2 )=267.72mm 结构见装配图.2.3 初算轴的直径2.3.1 主动轴8主动轮带轮轴颈估算：选轴的材料为45 钢，正火a=126103， 22.55 27.59 ，取d=30mm小齿轮段传递功率p= 2.690.950.99=2.803(kw),转速n=267.7r/min，选轴的材料45钢，正火，d=27.5722.53mm，取d=30mm2.3.2 从动轴大齿轮段轴径：传递功率p=2.69kw，n=90r/min,d=31.6139.8,取d=45 mm2.4 初选滚动轴承因该减速器采用圆锥齿轮传动，齿轮受轴向、径向和周向载荷，使轴承是轴承承受较大的轴向和径向力，且需要调整传动件锥齿轮的轴向位置，所以可选用角接触球轴承和圆锥滚子轴承。因圆锥滚子轴承装拆调整方便，价格低廉，所以采用之。第三章 减速器结构与润滑3.1 箱体箱体的选择 箱体有铸造箱体和焊接箱体两种。前者刚性较好，外形美观，易于切削加工，能吸收振动和消除噪声，但重量大，适用于批量生产。后者针对于单体或小批量生产的箱体，采用钢板和焊接而成，箱体壁薄，重量小，材料省，生产周期短但技术含量高。本题传动有轻微振动，考虑到技术性能而采用铸造箱体。3.2 减速器附件1窥视孔2通气器 一件 q235a3轴承盖 四件 ht2004. 定位销 两件 销gb117-86-b10305. 油面指示装置 选用油标6. 油塞 一件 q235a m161.57. 起盖螺钉 两件 q235a 螺栓gb5783-86-m10258. 起吊装置 两件 q235a 螺栓gb825-88-m103.3 减速器润滑该装置齿轮传动采用闭式，所以润滑油粘度荐用值为118。又v=1.3m/s,调质钢，齿面硬度280hbs,所以选用ckc 150 工业齿轮用油对于滚动轴承润滑，因为v=1.3m/s2m/s，所以采用脂润滑。第四章 减速器装配图设计比例尺： 1：2视图布置：采用三视图，局部剖视图、向视图以及局部放大视图。箱体结构方案采取沿齿轮轴线水平剖分结构4.1 箱体的结构尺寸箱盖壁厚： （=0.0260.031.） ，取=8箱座、箱盖、底座凸缘厚度：轴承旁凸台的高度和半径： 由结构确定，轴承盖外径： ,本减速器采用轴承，地脚螺钉： d=16,n=4通孔直径： d=20mm底座凸缘尺寸：=26mm=25mm凸缘尺寸： c =22mm,箱体外壁至轴承座断面：大齿轮顶圆与箱体内壁距离： 齿轮端面与箱体内壁的距离： 4.2 减速器装配草图初绘箱体尺寸见4.1初估轮毂宽度：1 2 l=45mm,l=54mm箱体内壁线的确定： 大小齿轮轮毂端面与箱体内壁的距离2 =12mm, =10mm 大锥齿轮顶圆与箱体内壁距离为，以小锥齿轮中心线作为箱体对称线，初估1 2 l=65mm,l=100mm。轴承支承方式为两端支承，正装轴承部件的调整和套杯结构：采用垫片调整小齿轮的轴向位置；套杯壁厚s1=10mm,端面壁厚s2=10mm, 前端杯口厚： =10mm ， 外圆直径d=80+2s2+2.5d3=120mm, 套杯长l=120+19.252+10+10=178.5mm箱体高度初估：考虑大锥齿轮浸油深度以及齿顶距箱体底面不小于3050mm，箱体高度第五章 轴的设计计算5.1 高速轴的设计计算（如下图） 1 2 3 4 5 61.轴的材料选用45 钢，调质处理，力学性能为：抗拉强度 b = 640mpa ，弯曲疲劳极限1= 275mpa ，剪切疲劳极限 = 155mpa ，许用弯曲应力 1 60mpa 。2.计算轴的最小直径由前面章节求得dmin=22.51mm,取d=30mm。3.根据轴向定位的要求确定各轴直径和长度，轴上零件从两端装入，左端装轴承30208和小锥齿轮，右端装轴承30208 和带轮。1）左端第一段装带轮，由第一章计算得出带轮轮毂宽度为63.7 毫米，所以以此段取轴径d=32mm，长l=80 毫米2）第二段长度取50 毫米，为外伸轴，为第二阶梯，取d=38mm.3）第三段为支承段，为便于轴承轴向定位，此段轴径d=40mm,采用30208 轴承，此段轴长l=16mm,采用套筒定位。4）第三段右侧需对左侧轴承轴向定位，此段轴径d 45mm,另外此段轴位于套杯内，为了达到弯曲强度，所以取轴长l=120mm.5）第五段为支承段，采用30208 圆锥滚子轴承，为了保证截面5 的轴向定位，所以此段轴径取d=40mm,长l=16mm。6）第六段安装小齿轮，由前得：d=30mm,l=70mm4. 确定轴上的周向定位：齿轮与轴的周向定位均采用普通圆头平键联结，尺寸分别为齿轮 bhl = 8736(mm3 ) ，为了保证齿轮与轴的对中性，选择其配合为h7/n6；滚动轴承与轴的周向定位依靠过盈配合保证，此处选轴的直径公差为m6；带轮与轴的周向定位采用圆头普通平键，其尺寸为 bhl = 8756(mm3 )5. 确定轴向圆角与倒角尺寸：轴端倒角为c2，圆角为r26. 按弯扭合成强度校核轴的强度1）作轴的计算简图 (图5-1)垂直面内： nv1 f =285.64n， nv 2 f =-3401.36n， nv 3 f =1455359n， nv 4 f =-98.99n水平面内： nh1 f =285.64n， nh 2 f =-899.7n， nh 3 f 1164.87n， nh 4 f =537.82n2）作出垂直面和水平面内的弯矩图（图5-1）bfnh 2cfnv 1fnv 2fnh 3（a）垂直面受力图水平面受力图(c)垂直面内弯矩图(d)水平面内弯矩图(e)合成弯矩图）当量弯矩图.垂直方向：mnv1=130.6nm;mnv2=0;mnv3=46.70nm;mnv4=-8.34nm水平面内：mnh1=18.42nm;mnh2=0;mnh3=119.40nm;mnh4=45.84nm3) 作出合成弯矩图（图5-1 e）m= mh2+mv2; 所以m1=131.89 nm，m2=0；m3=128.21nm；m4=46.60nm4）作出扭矩图（图5-1 f）m=75.49 nm5）校核轴的强度，由图可以看出在截面b 处受载荷最大，是危险截面，其上的弯矩和扭矩分别为mh=131.89 nm，th=75.942 nm此处最大应力为 w。7.轴的安全疲劳系数校核。易知左端第二截面为危险截面，校核其左右即可。左侧：则， ， 故安全同理右侧：故安全5.2 从动轴校核1.材料同主动轴，输出轴转矩t=218.986nm，n=113.4r/min2. 按弯扭合成强度校核轴的强度.1）作轴的计算简图（图5-2）bc（a）abfnv2（b） (d) 水平弯矩图（e）垂直弯矩图(f)合成弯矩图(g)转矩图(h)当量弯矩图水平面内：fnh1=218.37n,fnh2=285.64n,fnh3=476.91n16垂直面内：fnv1=1548.09n,fnv2=2025n,fnv3=476.91n2）计算弯矩并作出弯矩图：mh1=13639.3nmm,mh2=44274.2nmmmnv1= 73921.3nmm，mnv2=73921.3 nmm合成弯矩：m1=86165.91 nmm扭 矩：t=218986 nmm3）作出合成弯矩图4）作扭矩图，由图可知b 为危险截面，mh1=13.64 n，,mh2=44.27 nm,mv=73.921 nm合成弯矩m1=75169.27 nmm,m2=86165.91 nmm,w=0.1d3=9112.5 ca=17.24mpa h = 60mpa,故安全第六章 键联结的设计及计算6.1 高速轴上键联结的选择和计算高速轴段有两处需要键联结，其一为外伸部分与带轮的联结。由第五章得带轮段轴径为28 毫米， 外伸轴长60 毫米， 带轮轮毂宽50 毫米， 根据gb1096-79 选取bhl =8745(mm3)所以安全可用的a 型圆头普通平键。大带轮传递转矩t1=100.26n m ， 键的许用应力为100mpa ， 则 =43.898mpa100 mpa 故安全。联结小锥齿轮处轴径为30 毫米， 齿轮轮毂宽为45 毫米， 所以选取bhl =8745(mm3) 的a 型圆头普通平键