机械零件课程设计-矿用链板输送机传动装置设计.doc

机械零件课程设计设计说明书 院 系： 机械与动力工程学院指导教师： 专业班级： 机设04-4班组 数： 第 十 组设 计 者： 学 号： 日 期： 河南理工大学目 录一 设计任务书 3二 传动方案的拟定 4三 电机的选择 4四 运动和动力参数的计算 5五 传动件的设计计算 6六 轴的设计 13七 滚动轴承的选择与寿命计算 21八 联轴器的选择 25九 键联接的选择和验算 26十 箱体的设计 27十一 减速器附件的设计 28十二 润滑和密封 28十三 设计总结 28参考文献29一、设计任务书矿用链板输送机传动装置设计1、设计条件：（1）机器用途：煤矿井下运煤；（2）工作情况：单向运输，中等冲击；（3）运动要求：输送机运动误差不超过7%；（4）工作能力：储备余量15%；（5）使用寿命：十年，每年300天，每天8小时；（6）检修周期：半年小修，一年大修；（7）生产批量：小批量生产；（8）制造厂型：矿务中心机厂，中小型机械厂；2、输送机简图：如图13、原始数据： 运输机链条速度：0.5m/s； 运输机链条拉力：28kn； 主动星轮齿数：9； 主动星轮节距：64mm；4、设计任务： （1）设计内容：电动机选型传动件设计减速器设计联轴器选型设计； （2）设计工作量：装配图1张零件图2张；二、传动方案的拟定 根据传动装置各部分的相对位置（如图1），综合考虑工作机的性能要求、工作条件和可靠性，以使结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低、传动效率满足要求等，选择二级圆锥-圆柱齿轮减速器，机构运动简图如图2：三、电机的选择1、计算运输机主轴的转速和功率（1）转速由原始数据可得主动星轮的直径d=184.44,则=52r/min（2）功率 pw=fv=280.5=14kw2、电动机的功率（1）传动装置的总效率 由参考文献查得： 弹性联轴器效率 1=0.992； 2； 滚动轴承效率 2=0.99； 3； 圆锥齿轮传动效率3=0.96； 1； 圆柱齿轮传动效率4=0.97； 1； 滑动轴承效率 5=0.96 1；总效率=1223345=0.99220.9930.960.970.96=0.85（2）所需电动机的功率 pr=pw/=14/0.85=16.47kw 故取ped =18.5kw.3、选择电动机的型号 根据工作条件：煤矿下运输，应选择防爆电机。y系列笼型三相异步电动机，卧式封闭型电动机。查参考文献选择电动机的型号为y225s-8，额定功率18.5kw，满载转速730r/min,电动机轴伸直径60mm。四、运动和动力参数的计算1、分配传动比（1）总传动比：i=730/52=14.04（2）各级传动比： 直齿圆锥齿轮（高速级）传动比i1=0.25i=3.51 斜齿圆柱齿轮（低速级）传动比i2=4（3）实际总传动比 i =i1i2=3.514=14.04， 故传动比满足要求。2、运动和动力参数计算（各轴标号见图2）（1）轴0（电动机轴） p0=ped=18.5kw n0=730r/min t0=955018.5/730=242.02nm（2）轴1（高速轴）p1=p01=18.50.99218.5kw n1=n0=730r/min t1=9550p1/n1=955018.5/730=242.02nm（3）轴2（中间轴） p2=p123=18.50.990.96=17.44kw n2=n1/i1=730/3.51=292r/min t2=9550p2/n2=955017.44/292=570.38nm（4）轴3（低速轴） p3=p224=17.440.990.97=16.75kw n3=n2/i2=292/4=52r/min t3=9550p3/n3=955016.75/52=3076.20nm五、传动件的设计计算1、闭式直齿圆锥齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料，确定许用应力 由参考文献查得大、小齿轮材料均选用20cr，渗碳，淬火，硬度均为5662hrc. hlim=1500mpa, flim=460mpa 查参考文献查得,取sh=1,sf=1.1则 h1= kn1hlim/sh=0.91500=1350mpa h2= kn2hlim/sh=0.951500=1425mpa f1= kn1flim/sf=0.85460/1.1=355.45mpa f2= kn2flim/sf=0.88460/1.1=368mpa（2）按齿面接触强度设计小齿轮的大端模数 取齿数z1=21，则z2=z1i12=213.51=73.71取z2=74 实际齿数比=z2/z1=3.52分锥角1= arctan=15.902 2= 90-1=74.098 取载荷系数k=1.5 由参考文献查得de1=1951=1951=93.4 大端模数m=de1/z1=4.45 查参考文献查得，取m=4.5（3）齿轮参数计算 大端分度圆直径d=zm=214.5=94.5 d=zm=744.5=333 齿顶圆直径=94.5+24.5cos15.902=103.16 333+24.5cos74.098=335.47 齿根圆直径=94.5-2.44.5cos15.902=84.11 =333-2.44.5cos74.098=330.04 取齿宽系数 外锥距73.5/2sin15.902=134.13 齿宽40.24,取b=40 中点模数2.97 中点分度圆直径62.48 220.15 当量齿数22,270 当量齿轮分度圆直径 803.48 当量齿轮顶圆直径70.71 809.22 当量齿轮根圆直径61.05 755.02 当量齿轮传动中心距434.23 当量齿轮基圆齿距 啮合线长度=9.16 端面重合度 齿中部接触线长度=17.06（4）验算齿面接触疲劳强度 由参考文献查得： 取，代入各值可得： 小齿轮=1087.34mpa=1350mpa 大齿轮 =1299.24mpa=1425mpa 故齿轮的齿面接触疲劳强度满足要求。（5）校核齿轮弯曲疲劳强度 由参考文献查得： 式中查参考文献得：，再由参考文献查得 =0.25+0.75/1.05=0.968所以=307.02mpa=355.45mpa=108.81mpa 齿宽b及模数 =1101.26 mm 由此可得：b/h= 4计算纵向重合度 5计算载荷系数 由已知条件：使用系数， 圆周速度v=1.5m/s 查参考文献可得 故载荷系数为： 6 校正分度圆直径 =122.60mm 7计算模数 =4.96mm3. 按齿根弯曲强度设计模数 1 由已知条件可算得载荷系数k2 由 查参考文献得3 计算当量齿数 4查齿型系数 5查应力校正系数查得弯曲疲劳系数取s=1.46并加以比较=故大齿轮数值大。4.设计计算 =3.53mm 故取=4mm 故取则5几何尺寸计算1计算中心距 圆整为299mm2按圆整后的中心矩修正3分度圆直径4计算齿面宽度圆整后取5主要几何尺寸 =4 =4.09 =29 =116 = 294.09=118.61 =1164.09=474.44 =116.81+24=124.81 =474.44+24=482.44 =0.5(118.61+474.44)=299六、轴的设计1、减速器高速轴1的设计（1）选择材料 由于传递中小功率，转速不太高，故选用45优质碳素结构钢，经调质处理，查参考文献表12-1得材料的力学性能数据为： mpa mpa mpa（2）初步估算轴径 由于材料为45钢，查参考文献表19.3-2选取a=112，则得： =32.90 考虑装联轴器加键需将其轴径增加4%5%，故取轴的最小直径为35（3）轴的结构设计 如图3所示，主要尺寸已标出.（4）轴上受力分析（如图4所示） 齿轮上的作用力圆周力：=7747n径向力：=2711.769n轴向力：=772.584n 求轴承的支反力 水平面上支反力： 垂直面上支反力：=1115.37n =3827.14n（5）画弯矩图（如图4） 剖面b处弯矩： 水平面上弯矩=604.27nm 垂直面上弯矩 =163.25nm 合成弯矩=625.93nm 剖面c处弯矩：=24.17nm（6）画转矩图（如图4） 242.02nm（7）计算当量弯矩 因单向回转，视转矩为脉动循环，则=0.6 剖面b处当量弯矩 =642.55nm 剖面c处当量弯矩 =147.21nm（8）判断危险剖面并验算强度 剖面b处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，故剖面b为危险剖面 =mpa=51.4mpa59mpa 剖面c处直径最小，为危险剖面 mpa=23.0mpampa 所以该轴强度满足要求。2、减速器中间轴2的设计（1） 选择材料由于传递中小功率，转速不太高，故选用45优质碳素结构钢，经调质处理，查参考文献表12-1得材料的力学性能数据为： mpa mpa mpa（2）初步估算轴径 =43.78 考虑安装齿轮加键，需将其轴径增加4%5%，故取轴的最小直径为45（3）轴的结构设计 如图5所示，主要尺寸已标出。（4）轴上受力分析（如图6） 齿轮2上的作用力 齿轮2的受力与齿轮1大小相等，方向如图6a所示: 圆周力：=7747n 径向力：772.584n 轴向力：2711.769n齿轮3上的作用力 圆周力：=9304.73n 径向力：=3491.85n 轴向力：=2337.19n求轴承的支反力 水平面上支反力：=-（9304.73907747332）/454=3820.66n =(9304.73332774790)/454=5268.59n垂直面上支反力： =(2711.769220.15/2+772.584364+3491.85122-2337.19122.60/2)/454=1899.68n =(2337.19122.60/2+3491.85332+772.58490-2711.769220.15/2)/454=2364.75n（5）画弯矩图（如图6） 剖面d处弯矩： 水平面上：=1225268.590.001=642.77nm 垂直面上：=1222364.750.001=288.50nm =(1222364.75-2337.19122.60/2)0.001 =145.23nm 合成弯矩：=704.55nm =658.97nm（6）画转矩图（如图6） =570.38nm（7）计算当量弯矩 用剖面d处的最大合成弯矩计算当量弯矩： =783.27nm（8）判断危险剖面并验算强度 剖面d处当量弯矩最大，为危险剖面： =56.54mpa=59mpa 即该轴强度满足要求。3、减速器低速轴3的设计（1）选择材料： 查参考文献表12-1选40cr合金钢，调质处理，=750mpa,=118mpa,=69mpa。（2）轴的结构设计 如图7所示，主要尺寸已标出。（3）轴上受力分析（如图8）齿轮4的作用力齿轮4的受力与齿轮3的受力大小相等，方向如图8a所示圆周力：=9304.73n径向力：=3941.85n轴向力：=2337.19n 求轴承的支反力水平面上：=9304.73125/454=2561.88n =9304.73329/454=6742.85n垂直面上：=(3491.85125+2337.19478.4/2)454=2192.81n =(3491.85329-2337.19478.4/2)/454=1299.04n（4）画弯矩（如图8） 剖面c处弯矩： 水平面上：=842.86nm 垂直面上：=721.43nm =(2192.81329-2337.19478.4/2)0.001=162.38nm 最大合成弯矩： =1109.45nm（5）画转矩图（如图8） =3076.20nm（6）计算当量弯矩 剖面c处当量弯矩=2153.50nm 剖面d处当量弯矩 =1845.72nm（7）判断危险剖面并验算强度 c处当量弯矩最大，为危险剖面。 mpa=62.78mpa69mpa d直径最小，并受较大转矩，为危险剖面 mpa=67.21mpae=0.35 查表14-12，=1.5 =1.5(0.43765.79+1.74293.76)=13208.56n 轴承:=3521.18/11972.02=0.249e=0.35 =1.5(0.44266.88+1.72073.09)=7846.51n 轴承：=1254.96/5774.95=0.22l=24000h故所选轴承满足要求。3、减速器低速轴滚动轴承的选择与寿命计算（1）轴承的选择 根据受力要求，轴承将承受较大的径向力和轴向力，选取圆锥滚子轴承，由参考文献表15-3选用型号为30213，其主要参数为：d=65,d=120,cr=112kn,e=0.42,y=1.4。 查参考文献表14-11：当时，x=1，y=0；当时，x=0.4,y=1.4（2）计算轴承受力（如图11） 求轴向载荷根据“轴的设计”中已算出的低速轴3的轴的支反力： 3372.19n 6866.84n 求轴向载荷轴承内部轴向力fs,按参考文献表14-13： 3372.19/21.4=1204.35n =6866.84/21.4=2452.44n 轴承的轴向载荷：其中 =2337.19n,因使得轴承被“压紧”，故： =2452.44+2337.19=4789.63n =1204.35n（3）求轴承的当量动载荷 轴承:=4789.63/3372.19e=1.42 查参考文献表14-12，=1.5 1.5(0.43372.19+1.44789.63)=12081.51n 轴承:=1204.35/6866.84=0.36l=24000h 即所选轴承满足使用要求。八、联轴器的选择1、输入端联轴器的选择 根据工作情况要求，决定高速轴1与电动机轴之间选用弹性柱销联轴器。按参考文献15-1，计算转矩为，由转矩变化较小，查参考文献表15-1有=1.5，又因=240.02nm,所以=1.5242.02=363.03nm 根据=363.03nm小于公称转矩，n=730r/min小于许用转速及电动机轴伸直径=60,高速轴轴伸直径d=40,查参考文献表22.5-37，选用型其公称转矩630nm,许用转速5000r/min,轴孔直径范围d=3048,孔长=82，=82，满足联接要求。 标记为:hl3联轴器2、输出端联轴器的选择 根据工作情况要求，决定低速轴3与运输机主轴之间也选用弹性柱销联轴器。按参考文献15-1，计算转矩为，依然查参考文献表15-1有=1.5，此时t=3076.20nm,所以=1.53076.20=4614.30nm 根据=4614.30nm小于公称转矩，=52r/min小于许用最高转速及输出轴轴伸直径d=55,查参考文献表22.5-37，选用lh7型其公称转矩6300nm,许用转速2240r/min,轴孔直径范围d=70110,孔长=82，=82，满足联接要求。 标记为:hl5联轴器九、键联接的选择和验算1、联轴器与高速轴轴伸的键联接 采用圆头普通平键（gb1095-79），由d=40，查参考文献表3.2-18得bh=128,因半联轴器长82，故取键长l=70，即d=40,h=8,l=l-b=58,t=242.02nm 由中等冲击，查参考文献得=90mpa, 所以41000242.02/40858=52.16mpa=90mpa 故此键联接强度足够。2、小圆锥齿轮与高速轴1的键联接 采用圆头普通平键（gb1095-79），由d=30，查参考文献表3.2-18得bh=128,取键长l=50，即d=40,h=8,l=l-b=38,t=242.02nm 由中等冲击，查参考文献得=90mpa, 所以41000242.02/40838=79.61mpa=120mpa 故采用双键联接41000570.38/4691.536=102=100mpa 故采用双键连接410003076.20/7012801.5=108。6、输出端与联轴器的键联接 采用圆头普通平键（gb1095-79），由d=55，查参考文献表3.2-18得bh=1610,因半联轴器长82，故取键长l=70，即d=55,h=10,l=l-b=54,t=3076.20nm 由轻微冲击，查参考文献得=120mpa, 所以410003076.20/551054=115.36mpa=120mpa 故此键联接强度足够。十、箱体的设计 箱体是减速器中所有零件基基座，必须保证足够的强度和刚度，及良好的加工性能，便于装拆和维修，箱体由箱座和箱盖两部分组成，均采用ht200铸造而成，具体形状及尺寸见装配图。十一、减速器附件的设计（1）检查孔：为检查传动零件的啮合情况，并向箱体内注入润滑油，在箱体顶部能直接观察到齿轮啮合的部位处设置检查孔，平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。（2）通气器： 减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，在箱体顶部装设通气器。（3）轴承盖： 为固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴