毕业设计(论文)：链式输送机传动装置课程设计

1、 设计题目链式输送机传动装置的设计 内装1. 设计计算说明书一份 2. 减速器装配图一张A1 3. 轴零件图一张A2 4. 齿轮零件图一张A2 材控 系 08-4 班级 设计者 魏明炜 指导老师 张晓辉 完成日期 2010年12月18日 成绩_ 河南理工大学 课 程 设 计 任 务 书 设计题目 链式输送机传动装置的设计 学生姓名 魏明炜 所在院系 材料学院 专业、年级、班 材控08-4班 设计要求 输送机连续工作单向运转载荷较平稳两班制工作使用期限10年小批量生产。允许输送带速度误差为。 输送带拉力F= 2.55kN输送带速度V=1.7m/s 滚筒直径D=300m

2、m 。 学生应完成的工作 1编写设计计算说明书一份。 2减速器部件装配图一张(A0或A1) 3绘制轴和齿轮零件图各一张。 参考文献阅读 1.机械设计课程设计指导书 2.机械设计图册 3.机械设计手册 4.机械设计 工作计划 1. 设计准备工作 2. 总体设计及传动件的设计计算 3. 装配草图及装配图的绘制 4. 零件图的绘制 5. 编写设计说明书 任务下达日期 2010 年 12月 15 日 任务完成日期 2010 年 12月 25 日 指导教师签名 学生签名魏明炜 带式输送机传动装置的设计 摘 要齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式它可以用来在空间的

3、任意轴之间传递运动和动力目前齿轮传动装置正逐步向小型化高速化低噪声高可靠性和硬齿面技术方向发展齿轮传动具有传动平稳可靠传动效率高一般可以达到94%以上精度较高的圆柱齿轮副可以达到99%传递功率范围广可以从仪表中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动速度范围广齿轮的圆周速度可以从0.1m/s到200m/s或更高转速可以从1r/min到20000r/min或更高结构紧凑维护方便等优点。因此它在各种机械设备和仪器仪表中被广泛使用。本文设计的就是一种典型的一级圆柱直齿轮减速器的传动装置。其中小齿轮材料为40Cr调质硬度约为240HBS大齿轮材料为45钢调质硬度约为215HBS齿轮精度等级为

4、8级。轴、轴承、键均选用钢质材料。 关键词减速器、齿轮、轴、轴承、键、联轴器 目 录 机械设计课程设计计算说明书 1. 一、课 程 设 计 任 务 书1 二、摘要和关键词2 2. 一、传动方案拟定3 各部件选择、设计计算、校核 二、电动机选择3 三、计算总传动比及分配各级的传动比4 四、运动参数及动力参数计算6 五、传动零件的设计计算7 六、轴的设计计算10 七、滚动轴承的选择及校核计算12 八、键联接的选择及校核计算13 九、箱体设计14 设计题目带式输送机传动装置的设计 内装1. 设计计算说明书一份 2. 减速器装配图一张A 3. 轴

5、零件图一张A 4. 齿轮零件图一张A 系班级 设计者 指导老师 完成日期 成绩_ 计算过程及计算说明 一、 传动方案拟定 1 工作条件运输链连续单项运转工作时有轻微震动有粉尘空载启动运输链工作速度允许误差为5%每年按300个工作日计算使用期限为10年大修期为3年两班制工作每班按8h计算在专门工厂小批量生产 2 原始数据滚筒圆周力F=2.55kN带速V=0.8m/s 滚筒直径D=125mm。 二、电动机选择 1、电动机类型的选择 Y系列三相异步电动机 2、电动机功率选择 1传动装置的总功率 总=带33轴承3齿轮3联轴器3滚筒 =0.9630.98330.9730.99

6、30.96 =0.83 (2)电机所需的工作功率 P工作=FV/1000总 =255030.8/100030.83 =2.46KW 由附录九选取电动机额定功率P=3KW 3、确定电动机转速 计算滚筒工作转速 总=0.83 P工作=5.12KW n滚筒 =108.2r/min n筒=6031000V/D =603100030.8/3125 =122.3r/min 按表3-1推荐的传动比合理范围取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=36。取V带传动比I1=24则总传动比理时范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=Ia3n筒 n筒=6243122.3=733.

7、82935.2r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。 根据容量和转速由有关手册查出有三种适用的电动机型号因此有三种传支比方案由机械设计手册查得。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比可见第2方案比较适合则选n=1000r/min 。 4、确定电动机型号 对应有三种适合的电动机型号可供选择如下表 传动比方案 电动机型号 额定功率/kw 电动机转速/r21min 电动机重量/N 参考价格/元 传 动 装 置 的 传 动比 同步转 速 满 载 转 速 总传动 比 V带传动 齿 轮 1 Y132M-8 3 750 710 76 1000

8、5.81 3.45 2.37 2 Y132S-6 3 1000 960 66 350-500 7.85 2.7 2.91 3 Y100L2-4 3 1500 1430 35 270 11.69 3.46 3.38 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量、价格和传动比方案2比较合适。因此选定电动机的型号为Y132S-6。所选电动机主要性能和外观尺寸如下表 电动机型号Y132S-6的主要性能 额定功率edP/kw 同步转速-1n/rmin 满载转速1m/()nminr 电动机总重/N 启动转矩额定转矩 最大转矩额定转矩 4 1000 960 730 2.0 2.0 电动机型号Y132S-6的主 电动

9、机型号 Y132S-6 要外形尺寸和安装尺寸 mm 中心高H 外形尺寸/2)LACADHD 底脚安装尺寸A B 地脚螺栓孔直径K 轴外伸尺寸D E 132 475347.5315 216140 12 38 80 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比i总=n电动/n筒=960/122.3=7.85 2、分配各级传动比 1 据指导书P7表1取齿轮i带=2.7V带传动比I1=24合理 2 i总=i齿轮3i带 i齿轮=i总/i带=7.85/2.7=2.91 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速r/min nI =nm/i带=960/2.7=355.56(

10、r/min) nII= nI /i齿轮=355.56/2.91=122.18(r/min) nIII= nII=122.18(r/min) 2、 计算各轴的功率KW PI=P工作3带=2.4630.96=2.36KW PII=PI3轴承3齿轮=2.3630.9830.97=2.24KW PIII=PII3轴承3联轴器=2.2430.9730.99=2.18KW 3、 计算各轴扭矩N2mm T工作=955032.46/960=24.47 TI= T工作3带3i带=24.4732.730.96=63.43N2m TII= TI3i齿轮3轴承3齿轮 =63.4332.9130.9830.97=175

11、.47N2m TIII=TII3轴承3联轴器 =175.4730.9730.99=170.24N2m 五、传动零件的设计计算 1.确定计算功率PC 由课本表9-7得kA=1.2 PC=KAP=1.233=3.6KW 2.选择V带的带型 根据PC、n1由课本图9-12得选用A型 3. 确定带轮的基准直径dd并验算带速v。 1初选小带轮的基准直径dd1由课本表9-8取小带轮的基准直径dd1=100mm。 2验算带速v。按计算式验算带的速度 v=dd1n1/6031000 =310031000/6031000=5.23m/s 在5-25m/s范围内带速合适。 i总=8.87 据手册得 i齿轮=2.9

12、1 i带=2.7 nI =355.56r/min nII=122.18r/min nIII=122.18r/min PI=2.36KW PII=2.24KW PIII=2.18KW TI=63.43N2m TII=175.47N2m TIII=170.24N2m V=5.23m/s 3计算大齿轮的基准直径。计算大带轮的基准直径dd2 dd2=i带2dd1=2.73100=270mm 由课本表9-8圆整为dd2=280mm 4.确定带长和中心矩 1根据课本式9-18初定中心距a0=500mm 2由课本式8-22计算带所需的基准长度 Ld02a0+(dd1+dd2) /

13、2+(dd2-dd1) 2/4a0 =23500+3.143100+280/2+280-1002/435001612.8mm 由课本表9-2选带的基准长度Ld=1640mm 计算实际中心距a。 A=4Ld-12()8dddd B=28()12dddd a=A+2AB=513.6mm 取a=515mm 5.验算小带轮上的包角1 1=1800-dd2-dd1/a357.30 =1800-280-100/515357.30 =159.9701200适用 6. 确定带的根数z 1计算单根V带的额定功率pr。 由dd1=100mm和n1=1000r/min根据课本表9-3得 P0=0.97KW 根据n1

14、=960r/mini带=2.7和A型带查课本表9-4得P0=0.11KW 根据课本表9-5得Ka=0.95 根据课本表9-6得KL=0.99 2)计算V带的根数z。 zdPP=3.5 圆整为4根 7.计算单根V带的初压力的最小值(F0)min (F0)min =5002.5- KaPCa /zvKa +qV2 =50032.5-0.9533.6/0.953435.24+0.135.242N =142.9N 8.计算压轴力Fp 压轴力的最小值为 Fpmin=2zF0min sin1/2 =2343142.93sin159.97/2=1125.8N 2、齿轮传动的设计计算 1选定齿轮材料及精度等级

15、及齿数 1机器为一般工作机器速度不高故选用7级精度GB 10095-88。 2材料选择。选择小齿轮45钢调质和大齿轮材料为45钢正火 3选小齿轮齿数 z1=24大齿轮齿数z2=2432.91=69.84取70。 2按齿面接触疲劳强度设计 dd2=270mm 取标准值 dd2=280mm Ld=1612.8mm a=515mm Z=4 F0=142.9N Fpmin =1125.8N i齿=2.91 Z1=24 由设计计算公式 d1122000u14du()KZZZTHEH1/3 (1)确定公式内的各计算数值 1试选载荷系数Kt=1.3 2计算小齿轮传递的转矩 T1=

16、9.5531063P1/n1 =95.5310632.36/355.56=634000N2mm 3)选取齿宽系数d=1 4)查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2 5)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 1=520MPa打齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 2=340MPa 6计算应力循环次数NL NL1=60n1jLh=603355.56313(163300310) =1.023109 NL2=NL1/i=1.023109/2.91=3.523108 7取接触疲劳寿命系数KHN1=1.0 KHN2=1.0 8计算解除疲劳许用应力。 取失效概率为1%安全系数S=1.0 H1

17、= KHN1Hlim1/S=1.03520/1.0Mpa =520Mpa H2= KHN2Hlim2/S=1.03340/1.0Mpa =340Mpa (2)计算 1试算小齿轮分度圆直径dd1代入H较小的值 dd1122000u14du()KZZZTHEH1/3 =73.89mm 2)计算圆周速度v。 v=dd1n1/6031000=3.14373.893355.56/6031000=1.37m/s 3计算齿宽b。 b=dd1=1373.89mm=73.89mm 4计算齿宽与齿高之比b/h。 模数m=d1/Z1=73.89/24=3.08mm 齿高h=2.25m=2.2533.08=6.93m

18、m b/h=10.66 5计算载荷系数。 根据v=1.37m/s7级精度查得动载荷系数Kv=1.03 直齿轮KHa=KFa=1 查得KA=1.25 用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时KH=1.318 由b/h=10.66KH=1.318查课本表得KF=1.04故载荷系数 Z2=70 T1=634000N2mm HlimZ1=520Mpa HlimZ2=340Mpa NL1=1.023109 NL2=3.523108 KHN1=1.0 KHN2=1.0 H1=520Mpa H2=340Mpa d1=73.89mm m=2.5mm K=KA3KV3KHa3K

19、F=1.2531.1531.0431.0=1.50 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由课本式10-10a d1= d1t(K/Kt) 1/3=73.89 3(1.5/1.3) 1/3=77.50mm 7)计算模数mm=dd1/z1=77.50/24=3.23mm 3.按齿根弯曲强度设计 由课本得弯曲强度的设计公式 maa122k4dz1SFFYYT 1/3 1 确定公式内的各计算数值 1由课本查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=380MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=320MPa 2由课本取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.92 KFN2=0.94 3)计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲

20、疲劳安全系数S=1.4由课本得 F1= KFN1FE1/S=0.923380/1.4=249.71MPa F2= KFN2FE2/S=0.943320/1.4=214.86MPa 4)计算载荷系数K K=KA3KV3KFa3KF=1.2531.153131.04=1.495 5)取齿形系数。 由课本查得 YFa1=2.65 YFa2=2.24 6查取应力校正系数 由课本表查得 YSa1=1.58 YSa2=1.75 7计算大、小齿轮的YFa YSa/F YFa1 YSa1/F1=2.6531.58/249.71=0.01677 YFa2 YSa2/F2=2.2431.75/214.81=0.0

21、1824 大齿轮的数值大。 8)设计计算 m231.495363400030.01824 /(13242) 1/3 =3.92mm 对比计算结果由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数m的大小重腰取决于弯曲强度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3.92并就近圆整为标准值m=4mm按接触强度的的分度圆直径d1=77.50算出小齿轮的齿数z1=d1/m=77.50/4=19.4=20 大齿轮的齿数z2=2.91320=58 这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度并做到结构紧凑避免浪费。 4.几何尺寸计算

22、1计算分度圆直径 d1= z1m=2034=80mm d2= z1m=5834=232mm 2计算中心距 a=d1+ d2/2=232/2=156mm 3计算齿轮宽度 b=d d1=1380=80mm取B2=80mm B1=85mm YFa1=2.65 YSa1=1.58 YFa2=2.24 YSa2=1.75 m3.92mm d1=80mm d2=232mm a=156mm B2=80mm B1=85mm 2、轴的结构设计 1、轴上零件的定位固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央相对两轴承对称分布齿轮右端由轴肩定位左端用套筒轴向固定联接以平键作过渡配合固定

23、两轴承分别以轴肩和套筒定位采用过渡配合固定结构方案如下图。 高速轴的结构方案图 2、确定轴各段直径和长度 按从左到右顺序排列各个轴直径段的序号以此为段、段 段V型皮带轮安装段 该段安装v型皮带轮在各轴段中直径最小。 考虑结构尺寸等因素,取直径为d1=22mm 。 大于按扭矩计算之轴颈 可计算带轮宽度B Bmin =z-1e+2fmin =4-115 + 29= 63mm选取B=64mm 考虑到轴端挡圈的安装此段轴长度取L1=63mm 轴与带轮由平键连接轴上A型平键键槽宽b=6mm深t=3.5mm。 轴头倒角C=1.045长L=60mm. 段润滑密封段 带轮安装处的轴肩单边高为: h=0.07-

24、0.122=1.54-2.2,倒角径向单边值c=1.0mm 因而与其靠近的润滑密封段直径为d2=d1+2h=22+2(1.54-2.2)=26mm 该段轴位置处于安装带毛毡圈密封的轴承盖中因d2为26mm并非是毡圈密封轴径的标准尺寸因而可参考毛毡圈密封标准尺寸d2=25mm来设计。毛毡圈宽度定可为b=7mm轴承盖的密封处宽度为B=12mm轴承盖内端顶轴承外环的凸台宽度为t=10mm。从皮带轮端面到轴承盖的空间=9.5mm安装轴承的轴头伸出轴承1mm。考虑到螺钉头及预留空间长度j=15mm所以该段轴长度为 L2=B+t+-1+j=12+10+9.5-1+15=45.5mm 段滚动轴承安装段 初算

25、轴径 d20.90mm V型带轮安装段 d1=22mm L1=63mm 润滑密封段 d2=26mm L2=45.5mm 初选6207型深沟球轴承其内径为d3=35mm 装轴承的轴颈倒角为145轴承宽度为b=17mm外径为D=72mm。额定动负荷25500 N 考虑齿轮在箱体内的润滑散热空间需要齿轮端面和箱体内壁的距离为W=10mm轴承端面和毛面的箱体内壁也应有一定距离Y=8mm。 考虑该段轴的长度应略大于轴承宽度 故该段轴长度为L3= b轴承+1=17+1=18mm 段齿轮左端轴承台阶段 该段直径d4=41mm单边轴肩取h=(d4-d3)/2=(41-35)/2=3

26、mm,其原因是因直齿轮无轴向力作用,使用深沟轴承,轴承内部轴向力很小,因而轴肩使用值取得略小于推荐值3.5mm该长度受齿轮中心到轴承中心跨度的影响因跨度值现定为70mm。 故有:L4=50-轴承宽/2齿宽/2 = 50-17/2-85/2=19mm 齿轮所在段 该段长为齿轮宽度因齿轮与轴为一体故该段轴的直径有齿轮外圆、分度圆和齿根圆齿根圆的直径不能小于d4和d6。齿顶圆直径d5=82mm现齿根圆直径De=73mm 故Ded4d6。 段齿轮右端轴承台肩段 该段直径d4=41mm单边轴肩取h=(d4-d3)/2=(41-35)/2=3mm,其原因是因直齿轮无轴向力作用,使用深沟轴承,轴承内部轴向力

27、很小,因而轴肩使用值取得略小于推荐值3.5mm。 该长度受齿轮中心到轴承中心跨度的影响因跨度值现定为70mm,故有: L4=50-轴承宽/2齿宽/2 = 70-17/2-85/2=19mm 段右轴承安装段 初选6207型深沟球轴承其内径为d3=35mm, 装轴承的轴颈倒角为145轴承宽度为b=17mm外径为D=72mm。额定动负荷25500 N 考虑齿轮在箱体内的润滑散热空间需要齿轮端面和箱体内壁的距离为W=10mm轴承端面和毛面的箱体内壁也应有一定距离Y=8mm。 考虑该段轴的长度应略大于轴承宽度 故该段轴长度为L7= b轴承+1=17+1=18mm 设计结构尺寸时应注意以下细节 、处于轴承

28、孔中的轴长度比轴承宽度大1这样可以避免轴端部倒角减少其与轴承内孔的接触长度。 、处于带轮孔中的轴长度比带轮宽度小1这样便于用轴端挡圈使带轮轴向定位和夹紧。 、处于齿轮安装孔中的轴长度比齿轮宽度小1其目的是使左边套筒能紧紧顶住齿轮左端面使齿轮轴向定位和固定。 具体结构见下页的高速轴的结构示意图 轴承6207 滚动轴承安装段 d3=35mm L3=18mm 齿轮左轴承台阶段 d4=41mm L4=19mm 齿轮所在段 d5=82mm L5=85mm 齿轮右轴承台阶段 d5=41mm L5=19mm 右轴承安装段 d7 =35mm L7=18mm V型A带轮安装段 d1=22mm L1=63mm 润

29、滑密封段 d2=26mm L2=45.5mm 左轴承安装段 d3=35mm L3=18mm 左轴承右轴肩段 d4=41mmL4=19mm 齿轮宽度段 d5=82mm 高速轴的各段结构尺寸表单位mm 在结构示意图中两支承点取轴承宽度的中点值皮带轮对轴的施力点取带轮宽度的中点值齿轮对轴的施力点取齿轮宽度的中点值。 为了计算方便支承点间或施力点到支承点的距离应尽量取整数。 本方案中两支承点距离LAB=140mm 齿轮中心距两支承距离LCA=LCB=70mm, 皮带轮中心距B支承LDB=86.5mm 具体情况见下页高速轴受力示意图 高速轴受力示意图 段号 轴颈 段名 轴颈直

30、 径代号 轴颈直 径尺寸 轴颈长 度代号 轴颈长 度尺寸 相关零件 配合部位 配合部位 结构尺寸 带轮安装段 d1 22 L1 63 带轮宽度 64 润滑密封段 d2 26 L2 45.5 密封宽度 12 左轴承安装段 d3 35 L3 18 轴承宽B 17 左轴承右肩段 d4 41 L4 19 齿轮宽度段 d5 82 L5 85 齿轮宽度 85 右轴承左肩段 d6 41 L6 19 右轴承安装段 d7 35 L7 18 轴承宽B 17 L5=85mm 右轴承左轴肩段 d6=41mm L6=19mm 右轴承安装段 d7=35 mm L7=18 mm 两支承点距离LAB=100mm 齿轮中心距支

31、承距离LCA=LCB=50mm 带轮中线距B点距离 LDB=85mm 高速轴受力及弯矩合成情况见下图 (3)、轴受力情况计算 已知小齿轮分度圆直径d1=80mm 已知轴II上的扭矩T2=63387.3Nmm 圆周力Ft 根据课本P16811-1式得 圆周力:Ft=2T2/d1=263387.3/80=1625.3N 求径向力Fr 根据课本P1276-35式得 径向力:Fr=Fttan=2304tan20=591.6N 因为该轴上两轴承与齿轮对称安装所以LA=LB=70mm A、轴受力示意图如上页图aB、绘制轴受力简图如上页图b 轴承作为支承点其上作用的支反力可分解为水平和垂直两部分其中 A、齿轮受力作用在支承点上的支反力为 水平支反力: FAy齿 = FtLBC/ LAB =1625.370/140=813N FBy齿 = Ft- FAy=813N 以上情况是由齿轮上圆周力作用于两个支承点产生的水平支反力。 垂直支反力为 FAz齿 = Fr LBC/ LAB =591.670/140=296N FBZ齿 = Fr- FAZ=838.59-41