链式输送机课程设计.doc

河北工程大学科信学院机械产品设计说明书目 录一、传动方案图-（2）二、设计方案分析-（3）三、各轴的转速，功率和转速-（4）四、传动零件设计计算-（5）1、V带轮设计计算-（5）2、高速级直齿圆柱齿轮设计计算-（7）3、低速级直齿圆柱齿轮设计计算-（11）五、轴系零件设计计算-（16）1、高速轴设计计算-（16）2、中间轴设计计算-（19）3、低速轴设计计算-（24）4、轴承的校核-（28）六、键的选择及计算-（30）七、减速器附件选择-（31）八、心得体会-（32）九、参考资料-（33）一、传动方案图设计链式运输机的传动装置 传动方案可参考图项目设计方案6运动链牵引力F/(KN)1.8输送速度V/(m/s)0.9链节距p/mm63齿数z11 工作环境清洁，小批量生产，工作年限8年，二班制，三年大修。计算与说明主要结果二、设计方案分析本传动装置总传动比不是很大，宜采用二级传动。第一级（高速级）采用圆柱-圆柱齿轮减器；第二级（低速级）采用链条链轮机构传动，即在圆锥-圆柱齿轮减速器与链式运输机之间采用链传动。轴端连接选择弹性柱销联轴器。2.1.选择电动机的类型和结构按工作要求选用笼型三相异步电动机，电压380V2.2.电动机所需工作功率： (其中取0.96)传动装置的总效率： 电机所需的功率为: 技术参数，选电动机的额定功率为2.2KW，因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可，由第十九章表191所示三相异步电动机的2.3.传动比的计算与分配 卷筒轴工作转速为由表2-2可知，一级圆锥齿轮一级圆柱减速器一般传动比为840，又由于V带的传动比推荐值为25，可取V带的传动比i1=2.5，则总传动比范围,故电动机转速的可选范围为ianw=(20100)77.9=15587790r/min 电动机型号额定功率（KW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）额定转矩（KN/m）Y90L22.2300028402.2总传动比: =1.69kwPd=2.04kw= i总=36,5计算与说明主要结果考虑齿轮润滑问题，大齿轮应有相近的浸油深度，查资料得i2=（1.21.3）i3，取i2=1.2 i3，v带传动比i1=2.5，总的传动比i总=i1i2i3其中i总=36.5 i1v带传动比；i2高速圆锥齿齿轮传动比；i3低速直齿齿轮传动比。所以传动比分配为i1=2.5，i2=3.77，i3=3.14。三、各轴的转速，功率和转速3.1.各轴的转速可根据电动机的满载转速和各相邻轴间的传动比进行计算，转速（r/min）。 轴：n1=2840轴：n2=n1i1 轴：n3=n2i2轴 ：n4=n3i33.2.各轴的输入功率（kw） 3.3.各轴输入扭矩的计算i1=2.5i2=3.77i3=3.14n1=2840r/minn2=1136r/minn3=301r/minn4=96r/minP1=2.04kwP2=1.919kwP3=1.824kwP4=1.734kw计算与说明主要结果 将以上算得的运动和动力参数列表如下：轴号输入功率P/KW转矩T/n.mm转速n/r/min 传动比 2.046.859103284011.9191,61310411362.51.8245.7871043013.771.7341,725105963.14四、传动零件设计计算4.1.V带轮设计计算带传动的主要失效形式是打滑和疲劳破坏。要求分析：已知电动机功率p=2.04kw,传动比i1=2.5，为两班制。4.1.1.确定计算功率Pca 由表8-7查得工作情况系数KA=1.2，所以 1.2 2.04=2.448KW4.1.2.选择v带的带型 根据Pca、n1由图8-11选用Z型。4.1.3.确定带轮的基准直径dd1并验算带速va）初选小带轮的基准直径dd1。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd160mmb)验算带速v。按式（8-13）验算得因为5m/sv30m/s，故带速合适。c)计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径ddi1.d2.563mm157.5mm根据表8-8。圆整为dd2160mmd)确定v带的中心距a和基准长度Lda、 根据式（8-20），初定中心距a300mm。b、 由式（8-22）计算带所需的基准长度Pca=2.448kwdd1=63mmv=9.37m/sdd2=160mma0=300mm计算与说明主要结果由表8-2选带的基准长度Ld=1000mmc、 按式（8-23）计算实际中心距a。 中心距的变化范围为 e）.验算小带轮上的包角 f）.计算带的根数z a.计算单根v带的额定功率Pr。 由dd1=63mm和n1=2840r/min，查表8-4a得P0=0.41kW 根据n1=2840r/min，i1=2.5和Z型带，查表8-4b得po=0.04kw。 查表8-5得ka=0.96，表8-2得kl=1.06，于是 Pr=(p0+po) kakl =(0.41+0.04) 0.961.06kw =0.458kw b.计算v带的根数Z。所以取6根。 f）计算单根v带的初拉力的最小值（f0）min 由表8-3的Z型带的单位长度质量q=0.06kg/m，所以 应使带的实际初拉力Fo(Fo)minLd=1000mma=321mmPr=0.458kwZ=6=33.208N计算与说明主要结果g）.计算压轴力Fp 压轴力的最小值为 (Fp)min=2z(F0)min sin() =2633.208sin() =394.12N带型小带轮直径（mm）中心距（mm）根数小带轮包角（）A6332161634.2.高速一级直齿圆柱齿轮设计计算题目要求：二班制，使用年限为10年，载荷平稳，小批量生产。因该例中的齿轮传动均为闭式传动，其失效主要是点蚀。考虑加工的成本和使用性，在满足同样功能的前提下，按使用条件属中速，低载，重要性和可靠性一般齿轮传动，齿轮材料由表10-1选择：小齿轮材料为40Cr，调质处理，齿面硬度为280HBS大齿轮材料为45号钢，调质处理，齿面硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBS。4.2.1.确定许应力a)确定极小应力Hlim和Flim齿面硬度：小齿轮按280 HBS，大齿轮按240HBS，二者材料硬度差为40HBS。由图10-21d按齿面硬度查得接触疲劳强度极限 Hlim1=600MPa，Hlim2=550MPa。b)计算应力循环数N，由式10-13计算N c)计算许应力a.计算接触疲劳许应力(Fp)min=394.12NHlim1=600MpaHlim2=550MpaFlim1=500MpaFlim2=380MPaN1=9.54 109N2=2.98 108计算与说明主要结果取失效概率为0.01，安全系数S=1，由式（10-12）得由图10-19取接触疲劳寿命系数 b.计算弯曲疲劳许用应力。由图10-20c查得弯曲疲劳强度强度极限, .由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88取弯曲疲劳安全数系数S=1.4,由式(10-12)得c.初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸 1)选择齿轮的类型根据齿轮的工作条件和性能要求,选择直齿圆柱齿轮.2)选择齿轮精度等级运输机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度(GB 10095-88).3)初选参数 Z1=24,Z2=243.2=76.8,取Z2=774)初步确定齿轮的主要尺寸因为电动驱动,有轻微震动,根据V,7级精度,由图10-8查得动载系数Kv=1.12;直齿轮,KHa=KFa=1;由表10-2查得使用系数KA=1;由表10-4用插值法查得7级精度,小齿轮相对支撑非对称布置时,KHB=1.423.故载荷系数K=KAKVKhaKHB=11.1211.423=1.594初步计算出齿轮的分度圆直径d1,m等主要参数和几何尺寸.1试算出小齿轮分度圆直径d1t,代入H中较小的值.=540Mpa=522.5MPa303.57Mpa238.86MPaZ1=24Z2=77Kv=1.12KHa=KFa=1KA=1KHB=1.423K=1.594计算与说明主要结果 2计算圆周速度v3计算齿宽bb= d1t =135.66=35.66mm4计算齿宽与齿高之比模数齿高h=2.25mt=2.251.49=3.35mm5按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式(10-10a)得6计算模数m. mm4.2.2.按齿根弯曲强度设计由式(10-5)得弯曲强度的设计公式为d1t=35.66mmv=2.12m/sb=35.66mmmt=1.49=10.6d1=38.17mmm=1.59mm计算与说明主要结果a)计算载荷系数K，由 =10.6，KHB=1.423，查图10-13得KFB=1.35。故K=KAKVKFaKFb=11.1211.35=1.512b)查取齿型系数，由表10-5得Yfa1=2.65，Yfa2=2.226c)查取应力校正系数，由表10-5查得Ysa1=1.58，Ysa2=1.764。d)计算大、小齿轮的并加以比较=0.01379 =0.01644 大齿轮的数值大e)设计计算： 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m的大小主要取决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（即模数与齿数的乘积）有关。可取由弯曲强度算得的模数 1.12 并就近圆整为标准值m=1.5 mm，按接触强度算得的分度圆直径d= 38.17 mm，算出小齿轮齿数Z1= ，取Z1=26大齿轮齿数 Z2=263.2=83.2，取Z2=84这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。KFB=1.35K=1.512Yfa1=2.65Yfa2=2.226Ysa1=1.58Ysa2=1.764m=1.12mmZ1=26Z2=84计算与说明主要结果4.2.3.几何尺寸计算。 a）计算分度圆直径d=Z1m=261.5=39mmd2=Z2m=841.5=126mmb）计算中心距：D c） 计算齿轮宽度b=d=139=39mm取B2=44mm，B1=39mm小齿轮大齿轮齿数2684分度圆直径d（mm）39126齿宽b（mm）4439齿顶圆直径（mm）42129模数（mm）1.5中心距a（mm）82.54.3.低速一级直齿圆柱齿轮设计计算因该例中的齿轮传动均为闭式传动，其失效主要是点蚀。考虑加工的成本和使用性，在满足同样功能的前提下，按使用条件属中速，低载，重要性和可靠性一般齿轮传动，齿轮材料由表10-1选择：小齿轮材料为40Cr，调质处理，齿面硬度为241286HBS大齿轮材料为45号钢，调质处理，齿面硬度为217255 HBS4.3.1确定许应力 a).确定极小应力Hlim和Flim齿面硬度：小齿轮按280 HBS，大齿轮按240 HBS，二者材料硬度差为40HBS。由图10-21d按齿面硬度查得接触疲劳强度极限 Hlim1=600MPa，Hlim2=550MPa。d1=39mmd2=126mma=82.5mmb=39mmB1=44mmB2=39mmHlim1=600MPaHlim2=550MPa计算与说明主要结果由图10-20c按齿轮的弯曲疲劳强度极限 Flim1=500MPa，Flim2=380MPa。 b).计算应力循环数N，由式10-13计算N c).计算许应力a计算接触疲劳许应力取失效概率为0.01，安全系数S=1，由式（10-12）得，由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn1=0.90,Khn2=0.95MPaMPab计算弯曲疲劳许用应力。由图10-20c查得弯曲疲劳强度强度极限FE1=500MPa, FE2=380MPa.由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88取弯曲疲劳安全数系数S=1.4,由式(10-12)得=303.57MPa=238.86MPac)初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸a选择齿轮的类型根据齿轮的工作条件和性能要求,选择直齿圆柱齿轮.b选择齿轮精度等级运输机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度(GB 10095-88).c初选参数 Z1=24,Z2=243.2=76.8,取Z2=77d初步确定齿轮的主要尺寸因为电动驱动,有轻微震动,根据V,7级精度,由图10-8查得动载系数Kv=1.11;Flim1=500MpaFlim2=380MPa540MPa 522.5MPa303.57MPa238.86MPa计算与说明主要结果直齿轮,Kha=Kfa=1;由表10-2查得使用系数KA=1;由表10-4用插值法查得7级精度,小齿轮相对支撑非对称布置时,KHB=1.422. 选用载荷系数=1.3故载荷系数K=KAKVKhaKHB=11.1111.422=1.564初步计算出齿轮的分度圆直径d1,m等主要参数和几何尺寸。4.3.2.试算出小齿轮分度圆直径d1t,代入H中较小的值. 4.3.3.计算圆周速度v4.3.4.计算齿宽bb= d1t =154.6mm4.3.5.计算齿宽与齿高之比模数齿高h=2.25mt=2.252.28=5.12mm4.3.6.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式(10-10a)得K=1.564d1t=54.6mmv=0.86 m/sb=54.6mmmt=2.28mmh=5.12mmd1=58.44mm计算与说明主要结果计算模数m4.3.7.按齿根弯曲强度设计由式(10-5)得弯曲强度的设计公式为 a)计算载荷系数K，由=10.66，KHB=1.423，查图10-13得KFB=1.35。故K=KAKVKFaKFbb)查取齿型系数，由表10-5得Yfa1=2.65Yfa2=2.226c)查取应力校正系数，由表10-5查得Ysa1=1.58，Ysa2=1.764。d)计算大、小齿轮的并加以比较=0.01379 =0.01644 大齿轮的数值大e)设计计算：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m的大小主要取决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（既模数与齿数的乘积），取标准值m=2,则 小齿轮齿数，取=30 大齿轮齿数，取=96f）几何尺寸计算分度圆直径 中心距 齿轮宽度 取 小齿轮大齿轮齿数z3096分度圆直径d/mm60192齿宽B/mm6560齿顶圆直径（mm）64196模数m/mm2中心距R/mm126m=2.43mmK=1.499m=1.71mm计算与说明主要结果五、轴系零件设计计算5.1高速轴承设计计算 5.1.1.对既传递转矩又承受弯矩的重要轴，常采用阶梯轴，阶梯轴的设计包括结构和尺寸设计。滚动轴承类型的选择，与轴承受载荷的大小、方向性质及轴的转速有关。 已知：输入轴输入功率P2=1.919KW，转速n2=1136r/min，,齿轮机构的参数列于下表：级别齿宽/mm高速级26841.51=44,=39低速级30962=65,=60 5.1.2.速级小齿轮的分度圆的分度圆直径为 圆周力Ft1，径向力Fr1的方向如图所示 5.1.3.初步确定轴的最小直径 先按1式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。 根据1表15-3，取A0=110，于是得 取 输入轴的最小直径显然是安装滚动轴承处的直径。为了使所选取滚动轴承的孔相适应，故需同时选取滚动轴承型号。5.1.4.轴的结构设计a）拟订轴上零件的装配方案如下图（图1）b）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。初步选择滚动轴承。普通圆柱齿轮减速器常选用深沟球向心轴承。轴的结构应便于轴的制造和轴系零件的装拆，并有利于提高其疲劳强度。参照小齿轮直径d1=39mm，由轴承产品目录中初步取0基本游隙、标准精度级的深沟球轴承6204，其尺寸为 故，dAB=14mm dBC=16mmdCD=20mmdDE=30mmdEF=42mm dFG=30mmdGH=20mm计算轴各段的长度：输入端，由带轮知取取取挡油环长度为19.5mm，则过渡轴段，由中速轴上小齿轮装配关系，取由高速小齿轮宽度，取b)对此轴进行校核 如图（b）求水平面的支座反力： 如图（c） 求得： 水平面弯矩：1-1截面：求垂直面的支座反力： 如图(d) 求得： 垂直面弯矩：作合成弯矩图 如图(e) 作转矩图： 如图（f）求相当弯矩：因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，故修正值为0.6确定1-1截面为危险截面查资料3表13-2，得：，满足的条件，故设计的轴有足够的强度。5.2.中间轴设计计算 5.2.1.对既传递转矩又承受弯矩的重要轴，常采用阶梯轴，阶梯轴的设计包括结构和尺寸设计。滚动轴承类型的选择，与轴承受载荷的大小、方向性质及轴的转速有关。 已知：中间轴输入功率P3=1.824KW，转速n3=301r/min，齿轮机构的参数列于下表：级别齿宽/mm高速级26841.51=44,=39低速级30962=65,=60输出轴的最小直径显然是安装轴承处轴颈的直径求输出轴上的功率P2，转速n2和转矩T2 由前一部分可知： P3=1.824KW；N3=301r/min； 5.2.2.求作用在齿轮上的力 低速级小齿轮的分度圆的分度圆直径为 圆周力Ft1，径向力Fr1的方向如图所示 高速级大齿轮的分度圆的分度圆直径为 5.2.3.初步确定轴的最小直径 初步确定轴的最小直径先按1式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据1表15-3，取A0=110，于是得, =25mm输出轴的最小直径显然是安装轴承处轴颈的直径5.2.4.轴的结构设计a）拟订轴上零件的装配方案如下图（图1） b）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。初步选择滚动轴承。普通圆柱齿轮减速器常选用深沟球向心轴承。轴的结构应便于轴的制造和轴系零件的装拆，并有利于提高其疲劳强度。参照小齿轮直径d1=60mm，由轴承产品目录中初步取0基本游隙、标准精度级的深沟球轴承6205，其尺寸为 dAB=14mm dBC=25mmdCD=35mmdDE=41mmdEF=35mm dFG=25mm计算轴各段的长度： 取 c)对此轴进行校核 水平弯矩：1-1截面：2-2截面： 求正面的支座反力： 1-1截面： 2-2截面： 作合成弯矩图： 1-1截面： 2-2截面：作转矩图： 求相当弯矩： 因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，取修正系数取0.6 1-1截面： 2-2截面： 因此可确定2-2截面为危险截面对2-2截面进行校核查资料3表13-2得：，满足的条件，故设计的轴有足够的强度。5.3.低速轴设计计算 对既传递转矩又承受弯矩的重要轴，常采用阶梯轴，阶梯轴的设计包括结构和尺寸设计。滚动轴承类型的选择，与轴承受载荷的大小、方向性质及轴的转速有关。齿轮机构的参数列于下表：级别齿宽/mm高速级26841.51=44,=39低速级30962=65,=605.3.1.求低速轴上的功率P4，转速n4和转矩 由前一部分可知： P4=1.734kw n4=96r/min 5.3.2.求作用在齿轮上的力 低速级大齿轮的分度圆的分度圆直径为 圆周力Ft4，径向力Fr4的方向如图所示：5.3.3.轴的结构设计a）拟订轴上零件的装配方案如下图b)材料：45钢正火180HBS查资料2表15-3取A在126103之间各轴段直径的确定如图 c）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。a半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故A-B段的长度应比L1略短一些，现取LA-B=82mm，b初步选择滚动轴承。因轴承只受有径向力的作用，故选用深沟球滚子轴承。查参考文献2表13-2初步取0基本游隙、标准精度级的深沟球滚子轴承6007，其尺寸为其尺寸为dDB=356214， dAB=35mm dBC=40mmdCD=46mmdDE=35mmdEF=32mm dFG=30mm计算轴各段的长度：取 d)对此轴进行校核 水平面的支座反力： 水平弯矩： 1-1截面： 2-2截面： 求垂直面的支座反力： 1-1截面： 2-2截面： 作合弯矩图： 1-1截面：2-2截面： 作弯矩图： 求相当弯矩： 因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，取修正系数取0.6 1-1截面： 2-2截面： 因此可确定1-1截面为危险截面对1-1截面进行校核查课本第265页表13-2得：，满足的条件，故设计的轴有足够的强度。5.4.轴承的校核5.4.1高速轴轴承的寿命校核:轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，此机器的预期计算寿命为轴上装轴承段的直径为25mm，初选轴承为6407，基本额定动载荷，查资料2表13-4取ft=1, 查资料2表13-6由于存在中等冲击故选所选轴承为深沟球轴承取按最不利考虑，则有：选两者较大者，故J校核轴承寿命 故该轴承满足工作要求5.4.2中间轴轴承的寿命校核:轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，此机器的预期计算寿命为轴上装轴承段的直径为45mm，初选轴承为6409，基本额定动载荷，查资料2表13-4取ft=1, 查资料2表13-6由于存在中等冲击故选所选轴承为深沟球轴承取按最不利考虑，则有：选两者较大者，故J校核轴承寿命 故该轴承满足工作要求5.4.3 低速轴轴承寿命校核:轴承的寿命校核；轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，此机器的预期计算寿命为轴上装轴承段的直径为55mm，初选轴承为611，基本额定动载荷，查资料2表13-4取ft=1, 查资料2表13-6由于存在中等冲击故选所选轴承为深沟球轴承取按最不考虑，则有选两者较大者，故校核轴承寿命 故该轴承满足工作要求六、键的选择及计算6.1.中间轴键的选取与校核轴上用于齿轮轴向定位的采用普通平键，根据轴上的尺寸与高速大齿轮查资料1表10-1初选定为 键、轴、轮毂的材料都是45钢由资料3表6-2查得许用挤压应力，取平均值。键的工作长度为键与轮毂键槽的接触高度, 。由公式故此键满足工作要求键标记为：键A GB/T 1096-1979轴上与低速轴齿轮查资料1表10-1初选定为 采用普通平键。键、轴、轮毂的材料都是45钢由资料3表6-2查得许用挤压应力，取平均值键的工作长度为键与轮毂键槽的接触高度, 由公式故此键满足工作要求键标记为：键A GB/T 1096-19796.2.低速轴键的选取与校核轴上用于齿轮轴向定位的采用普通平键，根据轴上的尺寸查资料1表10-1初选定为 键、轴、轮毂的材料都是45钢由资料3表6-2查得许用挤压应力，取平均值。键的工作长度为键与轮毂键槽的接触高度, 由公式故此键满足工作要求键标记为：键A GB/T 1096-1979轴上与联轴器查资料1表10-1初选定为 采用普通平键键、轴、轮毂的材料都是45钢由资料3表6-2查得许用挤压应力，取平均值键的工作长度为键与轮毂键槽的接触高度, 由公式故此键满足工作要求键标记为：键A GB/T 1096-1979七、减速器附件选择。 座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，其次是强度和抗震性能，此外，对具体的机械，还应满足特殊的要求，并力求具有良好的工艺性。 机