机械设计课程设计-矿用链板输送机传动装置设计.doc

机械设计说明书 机自05-6班 学号: 指导教师： 1、 机械设计课程设计任务书设计题目: 矿用链板输送机传动装置设计1、设计条件：（1）机器功用：井下煤矿运输；（2）工作情况：单向运输，中等冲击；（3）运动要求：链板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：10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）生产厂型：矿务局中心机厂 中型机械厂2、链板输送机简图1 链板运输机 2 电动机 3 减速器4 运输机主轴 5 运输机主动星轮3、 原始数据： 题号: G8 运输机链条拉力：20KN； 运输机链条速度：0.6 m/s； 主动星轮齿数：11； 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 其他； （2）设计工作量：减速器装配图一张 零件图二张 设计计算说明书一份2、 传动方案的确定 传动形式的选择:链传动 减速器类型选择:二级锥圆柱直齿轮减速器三、电机的选择1、电动机输出功率计算 传动装置的总效率 由参考文献1表9-1查得： 圆柱齿轮传动 8级精度的一般齿轮传动:1=0.97； 圆锥齿轮传动 8级精度的一般齿轮传动:2=0.96； 链传动 滚子链:3=0.96； 联轴器 挠性联轴器:4=0.992； 滚动轴承 球轴承:5=0.99； 总效率=123454=0.970.960.960.9920.994=0.852 已知工作机上的作用力F和线速度v 则 P=Fv/1000=(200000.6)/(10000.852)=14.085kw2、 确定电动机的型号 对功率储备系数K取1.15 电动机所需额定功率P和电动机输出功率P有 P=PK=14.0851.15=16.20kw 查参考文献1表16-2选择电动机的型号为Y180M-4，额定功率18.5kw，满载转速1470r/min。4、 总传动比及传动比分配1、 总传动比n=601000v/Zp=6010000.6/1164=51.14 r/min（1） 总传动比：i=n/n=1470/51.14（2）链传动的传动比选2.0 则减速器总传动比为i0=i/2=14.372 可得各级传动比： 直齿圆锥齿轮（高速级）传动比i1=0.25i0=3.593 直齿圆柱齿轮（低速级）传动比i2=4五、传动装置运动参数的计算（1）各轴转速计算 n1=n/i0=1470/1=1470 r/min n2=n1/i1=1470/3.593=409.13 r/min n3=n2/i2=409.13/4=102.28 r/min n 电动机转速 i0电动机至轴传动比 i1 i2轴至轴传动比,轴至轴传动比（2）各轴功率计算P1=P12=16.20.9920.99=15.9 kw P2=P123=15.90.990.96=15.11 kwP3=P223=15.110.990.96=14.36 kw 1联轴器效率 2轴承效率 1齿轮传动效率（3）各轴扭矩计算 T1=9550P1/n1=955015.9/1470=103.30 Nm T2=9550P2/n2=955015.11/409.13=352.70 Nm T3=9550P3/n3=955014.36/102.28=1340.81 Nm6、 链传动的设计 链传动的功率P=16.41KW,转速n=102.28 r/min ,求传动比i=2（1）选择链轮齿数小链轮齿数z1 估取链速为0.63 m/s,由查参考文献2表5.3取 小链轮齿数z2 z2=iz1=219=38 （2） 确定链节数Lp 初取a0=40p,则链节数为 Lp=2a0/p+(z1+z2)/2+p/a0(z2-z1)/22 = 80p/p+(19+39)/2+p/40p(39-19)/22 = 109.25（3） 确定链节距p 载荷系数kA 查表5.4 小链链齿系数kz 查表5.5多排链系数km 查表5.6 链长系数kL 查图5-13 由式5-9 P0kAP/kzkL km （1.310）/（11.031） 根据小链轮转速n和P0,查图5-12,确定链条型号 （4） 确定中心距a由式5-12 （5）验算链速v v=z1np/601000=19102.2838.1/601000 （6）计算压轴力Q链条工作拉力F F=1000P/v=100016.41/1.23 压轴力系数KQ KQ=1.2由式5-13 压轴力Q Q =KQF =1.2 13341.5 七、锥齿轮的设计与校核（1）选择齿轮材料,确定许用应力由表6.2选 小齿轮：40Cr，调质 HBS1=260HBS 大齿轮：45钢，正火 HBS2=210HBS许用接触应力 由式6-6 接触疲劳极限Hlim 查图6-4 接触强度寿命系数ZN 英里循环次数N 由式6-7N1=60n1jLh=6014701(123008) N2=N1/i=2.12109 /3.593 查图得ZN1 ZN2 接触强度最小安全系数SHmin 则H1=7001/1 H2=5501.04/1 许用弯曲应力F由（机械设计课本）式612， 弯曲疲劳极限Flim 查图6-7 弯曲强度寿命系数YN 查图6-8 弯曲强度尺寸系数YX 查图 弯曲强度最小安全系数SFmin 则F1=54011/1.4 F2=42011/1.4 （2） 齿面接触疲劳强度设计计算小轮打断分度圆直径d1,由式6-20得齿宽系数dm 查表6.14 小轮齿数z1在推荐值2040中选取 大轮齿数z2 z2=iz1=253.593 齿数比u u= z2/z1=90/25=3.6传动比误差u/u u/u=(3.6-3.593)/3.6=0.00190.07小轮转矩T1 T1=9.55106P/n1=9.5510615.9/1470载荷系数K K=KAKVKKA 使用系数 查表6.3 KV 动载系数 由推荐值11.051.4 K 齿向载荷分布系数 由推荐值1.01.2载荷系数K K=KAKVK=11.21.1 材料弹性系数ZE 查标6.4 节点区域系数ZH 查表6-3 故 齿轮模数m m=d1/z1=93.3/25=3.22 小轮大端分度圆直径d1 d1=mz1=425小轮平均分度圆直径dm1 圆周速度vm vm=dm1n1/60000=147087.37/60000 齿宽b b=dmdm1=0.5487.37=47.18 圆整 （3）齿根弯曲疲劳强度校核计算由式6-21 当量齿数zv zv1=z1/cos1=25/ zv2=zv1u2/cos1=24.093.62齿行系数YFa 查表6.5 小轮YSF1 =2.62 大轮YSF2 =2.20 应力修正系数YSa 查表6.5 小轮YSa1 =1.59 大轮YSa2 =1.78 故 F1= f2= （4）齿轮其他主要尺寸计算大轮大端分度圆直径d2 d2=mz2=490 锥距R R= 小轮大端顶圆直径 da1=d1+2cos1=100+240.9423 大轮大端顶圆直径 da2=d2+2cos2= 360+240.3347 八、圆柱齿轮的设计与校核（1）选择齿轮材料,确定许用应力由表6.2选 小齿轮：40Cr，调质 大齿轮：45钢，正火 许用接触应力 由式6-6 接触疲劳极限Hlim 查图6-4 接触强度寿命系数ZN 英里循环次数N 由式6-7N1=60n1jLh=60409.31(103008) N2=N1/i5.89108 /4 查图得ZN1 ZN2 接触强度最小安全系数SHmin SHmin=1则H1=7001.03/1 H2=5501.13/1 许用弯曲应力F由（机械设计课本）式612， 弯曲疲劳极限Flim 查图6-7 弯曲强度寿命系数YN 查图6-8 弯曲强度尺寸系数YX 查图 6-9 弯曲强度最小安全系数SFmin 则F1=54011/1.4 F2=42011/1.4 （2）齿面接触疲劳强度设计计算小轮打断分度圆直径d1,由式6-5得齿宽系数d 查表6.9 小轮齿数z1 在推荐值2040中选取 大轮齿数z2 z2=iz1 =425 齿数比u u= z2/z1 =100/4传动比误差u/u u/u=0e,查表10.5 X=0.44,Y=1 故P2=（x2R2+y2A2）=4549.25N因A3/R3=1.2e,查表10.5 X=0.44,Y=1 故P3=（x3R3+y3A3）=3089.07N5) 计算轴承寿命因P2P3，故应按P2计算，由表10.3 取温度系数=1故 =36656.89H240000H 寿命合格十、 轴的设计与校核滚动轴承的选择与寿命计算（1）计算作用在圆柱齿轮上的力转矩T2=352700Nmm主动轮分度圆直径 d2=100mm圆周力Ft2=2T2/d2=2352700/100=7054N径向力Fr1= Ft1tan an =7054tan20=2567.45NFn= Ft2/cos=7054/cos20=7506.71N 计算作用在锥齿轮上的力圆周力Ft1=- Ft1=-2364.66N径向力Fr1= -Fa1=230.35N轴向力Fa1=- Fr1=829.27N （2）初步估算轴的直径选取45号钢作为轴的材料，调质处理由式8-2 计算轴的直径并加大3%以考虑键槽的影响查表8.6 取A=115则 39.45mm（3） 轴的结构设计1)由参考文献得2）由轴承、齿轮及键的位置可得力的作用点位置L1=103.7mm L2=134mm L3=93.7mm（4） 绘制轴的弯矩图和扭矩图1)求轴承反力H水平面RH1=4178N RH2=511.23NV水平面Rv1=1435.66N Rv2=1362.14N2）齿宽中点出的弯矩H水平面MH=433259N.mmV水平面Mv=148878N.mm合成弯矩=458124N.mm扭矩TT2=352700 N.mm（5）按弯扭合成强度校核轴的强度轴的材料为45号钢调质处理，由表8.2查得由表8.7查得材料许用应力当量弯矩取折合系数=0.6则齿宽中点处当量弯矩 Mca1=147459 N.mm=40.37N/mm2该轴满足强度要求( 6 )轴承较合 查设计手册，7408B轴承的主要性能参数为：Cr=67000N, Cor=475000N,e=0.431) 计算轴承支反力 合成支反力R1=1019.47N R4=4281.63N2) 计算轴承派生轴向力由表10.7轴承派生轴向力SS1=R10.5=509.74NS4=R40.5=2140.63N3) 计算轴承所受的轴向载荷A1=2140.81N A2=2140.81N4) 计算轴承所受当量动载荷轴承工作有中等冲击，由表10.6载荷系数=1.5 因A1/R1e,查表10.5 X=0.44,Y=1.3 故P1=（x1R1+y1A1）=3577.94N因A3/R3=1.2e,查表10.5 X=0.44,Y=1 故P4=（x4R4+y4A4）=2260.70N5) 计算轴承寿命因P1P4，故应按P2计算，由表10.3 取温度系数=1故 =262400.70H240000H 寿命合格十一、 轴的设计与校核及滚动轴承的选择与寿命计算(1)计算作用在圆柱齿轮上的力圆周力Ft3=7054N径向力Fr3=2567.45N Fn3=7506.71(2)初步估算轴的直径选取45号钢作为轴的材料，调质处理由式8-2 计算轴的直径并加大3%以考虑键槽的影响查表8.6 取A=115则 （3） 轴的结构设计1)由参考文献得2）由轴承、齿轮及键的位置可得力的作用点位置L1=125.5mm L2=245.5mm L3=25.82mm（4）绘制轴的弯矩图和扭矩图1)求轴承反力H水平面RH1=4667.8N RH2=2386.2NV水平面Rv1=-1698.95N Rv2=868.50N2）齿宽中点出的弯矩H水平面MH=585809N.mmV水平面Mv=213218N.mm合成弯矩=323405N.mm扭矩TT3=1340810N.mm（5）按弯扭合成强度校核轴的强度轴的材料为45号钢调质处理，由表8.2查得由表8.7查得材料许用应力当量弯矩取折合系数=0.6则齿宽中点处当量弯矩 Mca1=1017758N.mm=32.37N/mm2该轴满足强度要求( 6 )轴承较合 查设计手册，7412B轴承的主要性能参数为：Cr=118000N, Cor=85500N,e=0.51) 计算轴承支反力 合成支反力R1=3969.83N R3=28683.48N2) 计算轴承派生轴向力由表10.7轴承派生轴向力SS1=R10.5=1984.92NS3=R30.5=14341.74N3) 计算轴承所受的轴向载荷A1=14341.74N A3=14341.74N4) 计算轴承所受当量动载荷轴承工作有中等冲击，由表10.6载荷系数=1.5 因A1/R1e,查表10.5 X=0.44,Y=1.12 故P1=（x1R1+y1A1）=21371.37N因A3/R3=1.2e,查表10.5 X=0.44,Y=1 故P3=（x3R3+y3A3）=15144.88N5) 计算轴承寿命因P1P4，故应按P2计算，由表10.3 取温度系数=1故 =26897.59H240000H 寿命合格十二、联轴器的选择公称转矩：由文献【2】表2.6-3选用ML8型梅花形弹性联轴器 GB5272-85。弹性硬度C94 主动端：Z型轴孔，C型键槽 从动端：Y型轴孔，B型键槽 校核：；由文献【1】表19.5，取 适合十三、键联接的选择和验算 大齿轮处轴的尺寸为：95135；由文献【2】表2.4-30得键为： 2816 GB1096-90 即圆头普通平键（A型），键的参数为：b=28mm;h=16mml=125mm(1)、键的校核 键的接触长度为：；则键联接所能传递的扭矩为：由文献【1】表7.1得120MP；强度符合要求 联轴器处的轴的尺寸为：75140；由文献【2】表2.4-30得键为：2012 GB1096-90 单圆头普通平键（C型），键的参数为：b=20mm;h=12mmL=125mm(2)、键的校核 键的接触长度为：;则键联接所能传递的扭矩为：由文献【1】表7.1得120MP；强度符合要求十四、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。十五、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，轴承座孔两端用轴承盖封闭。采用凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中有密封装置。（4）定位销： 为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造和加工时的精度，在箱盖与箱座的纵向联接凸缘上配装定位销，彩用两个圆锥销。（5）油尺： 为方便检查减速器内油池油面的高度，以经常保待油池内有适量的油，在箱盖上装设油尺组合件。（6）放油螺塞； 为方便换油时排放污油和清洗剂，在箱座底部、油池的最低位置开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，放油螺塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈。（7）启箱螺钉： 为方便拆卸时开盖，在箱盖联接凸缘上加工2个螺孔，旋入启箱用的圆柱端的启箱螺钉。十六、润滑和密封 齿轮传动用浸油方式润滑，圆锥滚子轴承用润滑脂润滑；轴承端盖处采用垫片密封，输入输出轴处采用橡胶圈密封，箱盖和箱处接处部分用密封胶或水玻璃密封。1=0.972=0.963=0.964=0.992=0.852P=14.085kwP=16.20kwi=28.745i1=3.593i2=4n1=1470 r/minn2=409.13r/minn3=102.28r/minP1=15.9 kwP2=15.11 kwP3=14.36 kwT1=103.30 NmT2=352.70 NmT3=1340.81 Nmz1=19z2=39Lp=110kA=1.3kz=1km=1kL=1.03P012.62kw24A单排链P=38.1mm1538.26mmv=1.23m/s符合估计F=13341.5NKQ=1.2Q =16009.76Hlim1=700N/mm2Hlim1=550N/mm2N1=2.12109N2=5.9108ZN1=1ZN2=1.04 SHmin=1H1=700N/mm2H2=572 N/mm2H= 572N/mm2Flim1=540N/mm2Flim2=420N/mm2YN1=YN2=1YX=1SFmin=1.4F1=386 N/mm2F2=300 N/mm2dm =0.54 z1=25z2=90u=3.6合格T1=103296N