设计说明书(链条).doc

机械设计课程设计任 务 书江西理工大学南昌校区机电工程系设计步骤（目录）1) 机械零件课程设计任务书-32) 电动机的选择-43) 设计链传动- 84) 设计一单级斜齿圆柱齿轮减速器中的齿轮传动-115) 主动轴的设计-136) 从动轴的设计-207) 滚动轴承的选择及寿命计算-258) 联轴器的设计-269) 键的选择、螺栓、螺母、螺钉的选择-2810) 减速器的润滑与密封-2811) 装配图上的小数据-3012) 设计心得-32机械零件课程设计任务书姓名:汪俊华 专业:数控 班级:09数控2班 学号:09313231设计题目 带式输送机传动装置中的一级斜齿圆柱齿轮减速箱及链传动运动简图 工作条件 输送带连续工作，单向运转，载荷变化不大，启动载荷为名义载荷的1.25倍，使用期限10年，两班制工作，输送带速度容许误差为5%。参数输送带拉力F（N）输送带速度v（m/s）滚筒直径D（mm）数据26001.6450 原始数据设计工作量 设计说明书1份 减速箱装配图1张 减速箱零件图3张（主动轴、大齿轮及箱体底座）指导教师：王春华，伍胜男开始日期：设计项目设计题目设计的基本步骤一、电动机的选择二、设计链传动三、设计单级斜齿圆柱齿轮减速器中的齿轮传动四轴的设计五、滚动轴承的寿命计算六、联轴器的选择七、键的选择螺栓、螺母、螺钉的选择八、减速器的润滑与密封 九、装配图上的小数据十、设计心得计算与说明 试按下列一组数据，设计一带式输送机的传动装置，传动简图如下。 工作条件及要求：用于运输碎粒物体，工作时载荷有轻微冲击，输送带允许速度误差4，二班制，使用期限10年（每年工作日300天），连续单向运转。设计原始数据于下表运输带牵引力FW（N）运输带速度VW（m/s）传动滚筒直径D（）26001.6450 带式输送机的传动装置简图电动机的选择及运动参数的计算一般电动机均采用三相交流电动机，如无特殊要求都采用三相交流异步电动机，其中首选Y系列全封闭自扇冷式电动机。13) 确定皮带输送机所需功率 PW=FWVW/1000=2600*1.6 /1000=4.16kw 式（11）传动装置的效率 =1（2）2345 式（1-2）式中：1-联轴器的效率0.97 2-滚动轴承的效率（球轴承）0.99（一对） 3-齿轮传动效率（一级直齿闭式圆柱齿轮8级精度）0.974-链传动的效率-0.965-运输机平型带传动效率（一般取0.97左右或根据原始提供的数据） =1（2）2345=0.97*0.992*0.97 *0.96*0.97=0.858730.86电动机的额定功率：PPW/= FWVW/（kw） 式（1-3）PPW/= FWVW/=4.16/0.86=4.84kw2)确定电动机的转数：滚筒轴的工作转速为：nW=601000VW/D（r/min） 式（1-4）nW=601000VW/D=60*1000*1.6/(3.14159*450)=67.91r/min 式中：VW-皮带输送机的带速 D-滚筒的直径电动机的转速：n电机=i总 nW 式（1-5）式中：i总 是由电动机到工作机的减速比 i总=i1i2i3in 式（1-6） i1i2i3in是各级传动比的范围。链传动的传动比i1=2-5单级齿轮传动i2=35n电机=i总 nW=（6-25）*67.91=（4071698）r/min 按n电机的范围选取电动机的转速n（见指导书P119附录八查表） 列出电动机的主要参数（Y160M2-8） 电动机额定功率P（KW）5.5电动机满载转速nm（r/min）720电动机轴伸出端直径d（mm）42电动机轴伸出端的安装高度（mm）160电动机轴伸出端的长度（mm）1103)总传动比的计算及传动比的分配传动装置总传动比 i=nm/nW 式 （2-1）i=nm/nW= 720/67.91=10.60分配传动装置各级传动比 i=i1i2i3in 式（2-2）一级斜齿圆柱齿轮 i1=3链 i2=10.60/3=3.53 4)传动装置的运动和动力参数的计算各轴的功率计算： P1=P1 式（3-1）P1=P1=4.840.97=4.69KWP2=P123 式（3-2）P2=P123=6.350.970.99=4.51kw各轴的转速计算：高速轴转速 n1=nm （r/min） 式（3-3）n1=nm=720低速轴转速 n2=nm/i1（r/min） 式（3-4）n2=nm/i1=720/4=240r/min各轴扭矩的计算： TK=9.55106PK/nK (N.mm) 式（3-5）TK=9.55106PK/nK=95504.84/720=64.2N*mT1=TK1=64.20.97=62.24N.mT2=T1i123=62.2430.990.97=179.3N.m二、设计链传动已知链条传递功率P=P22=4.46KW, 小链轮n1=240r/min,大链轮 n2=67.9r/min, 电动机驱动，载荷平稳，两班制工作。1)选择链轮齿数Z1，Z2传动比 i=n1/n2=240/67.9=3.53估计链速 V=0.6-3m/s,根据表9.9选取小链齿轮数Z1=20，则大链轮齿数Z2=iz1=3.53*20=712)确定链节数 初定中心距 a=40p，由P154式9.8 Lp=2a/p+(Z1+Z2)/2+(Z1-Z2)/ (2*)2*p/a=127 3根据额定功率曲线确定链型号 由表9.4查得KA=1；由表9.5查得KZ=1.06；由表9.6查得Ki=1.0239；由表9.7查得Ka=1;采用单排链由表9.8查得Kpt=1.由(p156式9.5) P0KAP/Kz*ki*ka*kpt=4.11KW 由图9.9选取链号为12A，节距p=19.05润滑方式为滴油或者油浴润滑,飞溅润滑.4）验算链速VV=Z1pn1/(60*1000)=20*19.05*240/(60*1000)=1.52链速度在0.63m/s范围内，与估计相符。5）计算实际中心 由式 6）确定润滑方式 查图9.11知应选用油滴润滑。 7）计算对链轮轴的压力F=1.25F=1.25*1000P/v=3668 8 ）链轮的设计（详见参考书）链轮齿轮应该有足够的接触强度和耐磨性，常用45钢，小齿轮材料应优与大齿轮，并进行热处理。三、设计单级斜齿圆柱齿轮已知：传递功率P=4.69kW，电动机驱动，小齿轮转速n1=720r/min，传动比i=3，单向运转，载荷平稳。使用寿命10年，两班制。（1）选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45钢调质，硬度为220250HBS（P127）；大齿轮选用45钢正火，硬度为170210HBS。预选9级精度（2）按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为软齿面钢质齿轮，故主要失效形式为齿面点蚀，按齿面接触疲劳强度设计斜齿齿面接触疲劳强度设计公式1） 转矩T12）载荷系数K查表10.11（P192） 取K=1.25 3）弹性系数ZE查表10.12（P186） 取ZE=206000Mpa 泊松比为0.34）齿数、和齿宽系数d软齿面，取Z1=36， 则Z2=Z1i=108 因是软齿面，斜齿轮对称布置，查表10.20（P203）取d =b/d1 =1. 00）许用接触应力H和弯曲应力F由P180式10.13 查图10.2425（P181）根据HBS1=220 取HLim1=600MPa FLim1=250MPa根据HBS2=170 取HLim2=450MPa FLim2=200MPa查表10.10（P190） 取SH=1.0 SF=1.3 应力循环次数 N1=60nJLh=609551(105240)= 1.19109N2=N1 /i=3.97108查图10.26 27（P190）得：ZNT1=1.0， ZNT2=1.1YNT1=0.9， YNT2=0.9故： = 76.43*(1.1*62207*5/(6002*4)1/3mn =d1/z1 取标准值mn =1.5 中心距a=m(Z1+Z2)=1.5*(36+108)=108mm （3）求齿轮主要尺寸Z1 =36 Z2 =108d1=mn Z1=54mmmn =1.5d2=mn Z2=162mmb=dd1=54圆整后b1取65； b2取60（4）验算齿根弯曲强度根据 查表10.13 10.14（P195） 齿形系数YF1=2.46 应力修整系数 YS1=1.65根据 齿形系数YF2=2.18 应力修整系数 YS2=1.80（5）验算齿轮的圆周速度v由表10.22 （P211）查得初选的8级是合适的四. (一)主动轴的设计1.选择轴的材料确定许用应力由已知条件知减速器传递功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经正火处理。查表14.2(p266)取=600=55MPa2.按弯曲许用切应力，初估轴的最小直径由表14.1(教材p271),查得C=107118。则因轴上开有键槽,应增大轴颈以考虑键槽对轴强度的削弱,则直径应增大3%5%，取为22.2824.58mm.并且轴的最小直径处与电动机相连接则初步确定轴的最小直径为d1=30mm3.设计轴的结构并绘制结构草图由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装电动机1）确定轴上零件的位置和固定方式要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。确定齿轮从轴的右端装入，齿轮左端用轴肩定位，右端用套筒固定。这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接。轴承对称安装与齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。2）确定各轴段直径如图14.21a所示，轴段1（外伸端）直径最小，=30mm；考虑到要对安装在轴1上的电动机进行定位，上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，故取轴段2的直径d2为35mm；轴段3的直径d3为40mm；段5和轴段2的直径大小相同定为35mm;轴段4的直径为50mm；为了便于拆卸左轴承，可查出6207滚动轴承的安尺寸为35mm，3）确定各轴段的长度齿轮轮毂宽度为65mm，为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，取该间距为15mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为17mm），并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁距离为5mm，所以轴5的长度取为20，轴3的长度取为62，轴承支点距离2l=102mm；根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的要求，取；查阅有关的手册取为55mm；在轴段1上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约510mm，键槽的宽度按轴段直径查手册得到。4）选定轴的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸按设计结果画出轴的结构草图。 轴的结构图4.按弯扭合成强度校核轴径已知传递功率P1=4.69kW，主动轴的转速为n1=720r/min分度圆直径d1=54mm，转矩=62207.64N圆周力径向力1）画出轴的受力图2）作水平面内的弯矩图支点反力为-截面处的弯矩为：MHU=1152*61N=70272N-截面处的弯矩为：3）作垂直面(V平面)内的弯矩图d，支点反力为Fva=Fvb=Fr1/2=370N -截面弯矩为：-截面处的弯矩为：4)作合成弯矩图-截面：-截面：5）作转矩图T=9.55*106*P/n=62207.64Nmm6）求当量弯矩因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6。-截面：-截面：7)确定危险截面及校核强度由图14.21可以看出，截面-、-所受转矩相同，弯矩,但轴上还有键槽，故截面-截面-都可能为危险截面，故两轴都要进行校核。-截面：-截面：查表14.2得，满足的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。8）修改轴的结构因所设计轴的强度裕度不大，此轴不必再做修改。(二)从动轴的设计已知传递功率P2=4.51kW，转速n2=240r/min，分度圆直径d2=162mm，转矩T=179460N.mm由式（10.34）得圆周力Ft2=Ft1=2304N径向力Fr2=Fr1=740N1.选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器传递的功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。查表14.4(教材)取=650MPa查表14.2(教材)得=60MPa2.按扭转强度估算轴径由表14.1(教材),查得C=107118。则因轴上开有键槽,应增大轴颈以考虑键槽对轴强度的削弱,则直径应增大3%5%，取为29.332.8mm，并且1轴与链轮相连接则初步确定轴的最小直径为d1=40mm3.设计轴的结构并绘制结构草图由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装链轮。1）确定轴上零件的位置和固定方式要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。参考图14.8，确定齿轮从轴的右端装入，齿轮左端用轴肩定位，右端用套筒固定。这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接。轴承对称安装与齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。2）确定各轴段直径如图所示，轴段（外伸端）直径最小，=40mm；考虑到要对安装在轴1上的链轮进行定位，上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，故取轴段2的直径d2为45mm；用相同的方法确定确定轴段5,4,3的直径d5=45mm、d4=60mm ,d3=50mm；(可查出6209型滚动轴承的安装尺寸为45mm)3）确定各轴段的长度齿轮轮毂宽度为60mm，为保证齿轮固定可靠，轴段3的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为58mm；为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，取该间距为15mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为19mm），并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁距离为5mm，所以轴的长度取为17mm，轴承支点距离2l=99mm；根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的要求，取l=50mm；查阅有关的联轴器手册取为80mm；在轴段1、3上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约510mm，键槽的宽度按轴段直径查手册得到。4）选定轴的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸按设计结果画出轴的结构草图。 4.按弯扭合成强度校核轴径已知传递功率P2=4.51kW，从动轴的转速为n2=240r/min分度圆直径d2=162mm，转矩T2=179460N.mm1）画出轴的受力图2）作水平面内的弯矩图支点反力为-截面处的弯矩为：-截面处的弯矩为：3）作垂直面内的弯矩图d，支点反力为-截面弯矩为：-截面处的弯矩为：4)作合成弯矩图-截面：-截面：5）作转矩图6）求当量弯矩因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6。-截面：-截面：7)确定危险截面及校核强度由图14.21可以看出，截面-、-所受转矩相同，但弯矩,且轴上还有键槽，故截面-可能为危险截面。但由于轴径，故也应对截面-进行校核。-截面：-截面：查表14.2得，满足的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。8）修改轴的结构因所设计轴的强度裕度不大，此轴不必再做修改。（一）、主动轴滚动轴承的寿命计算主动轴已预选了深沟球轴承6207。已知主动轴的直径d主=35mm,转速n主=720r/min。工作温度正常,要求轴承预期寿命Lh=105280=41600h主动轴上的轴承1)求当量动载荷P查表(15.12)得.查表(15.13)得:X=1 Y=0 则 P主=1.5*1210=1815N由表15.14得 fT=12)计算所需要的径向额定动载荷值3)查有关的手册,由结果对比可知:预选的深沟球轴承6207可以.（二）、从动轴滚动轴承的寿命计算从动轴已预选了深沟球轴承6209。从动轴的直径d从=45mm,转速n从=240r/min;从动轴上的轴承:1)求当量动载荷P查表(15.12)得.查表(15.13)得:X=1 Y=0 则 P从=1.5*1210=1815N2)计算所需要的径向额定动载荷值3)查有关的手册,由结果对比可知:预选的深沟球轴承6210可以.六、联轴器的选择1)由于所连接的轴的转速较低,传递的转矩较大,减速器与工作机常不在同一底座上,而要求有较大的轴线偏移补偿.因此,凸缘联轴器2)已知联轴器所传递的转矩T2为6.61N.m，转速n2为242.5r/min,被连接轴的直径为30mm.联轴器的工作状况系数K为1.3。则 转矩T=1.3242.5=310.5N.mTmn2=18齿轮端面与内箱壁间的距离=20箱盖、箱座肋厚、,=12=11轴承座外径=90轴承端盖螺钉直径=6 光阴似箭,不知不觉大学生活就快要结束了,还有一个学期的我们在现在的这个时候迎来了”机械设计”. 在这两周里,我知道了一点点-设计并不是你想象的那样难,高不可攀.只要你愿意花时间,花精力;勤学,勤问,勤做你就会成功的.不过,设计要作好也不容易.它使你需要懂的一些知识,需要记得一些知识,那样你才更快,作的更好!在这两周