设计链式输送机传动装置

1、目录一课程设计任务书 2二 设计要求 2三设计过程 21. 确定传动方案 22. 选择电动机 33. 运动学和动力学计算 44. 带传动的设计 65. 直齿圆锥齿轮传动的设计计算 86 斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 187. 轴的初步设计计算 198. 轴承的寿命计算 209. 选用键并校核 10. 减速器附件的选择 11. 润滑和密封 12. 心得体会 四 参考资料和书籍 20课程设计任务书设计题目：设计链式输送机传动装置 原始数据输出轴功率p/kW输出轴转速n/( r/ min)3.2110工作示意图:1.电动机；2.V带传动；3.链式输送机；4.锥齿轮减速器二 设计要求：1. 设计说明书1

2、份；2. 减速器转配图1张(A0或A1)；3. 零件工作图13张。设计过程结果设计过程一确定传动方案1）外传动机构为V带传动2）减速器为锥齿轮减速器。3）方案简图如下图：1.电动机；2.V带传动；3.链式输送机；4.锥齿轮减速器4）该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于 小功率、载荷变化不大，可以采用 V带这种简单的结构，并且价 格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分锥齿轮减 速，这是锥减速器中应用最广泛的一种。原动机部分为丫系列三相交流 异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要 求，适应工作条件、工作

3、可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成 本低传动效率高。计算及说明结果二选择电动机传动装置总效率3312 3 40.96 0.990.97 0.970.851 0.96带传动效率2 0.99滚动轴承效率3 0.97圆锥齿轮传动效率60.97链式输送机效率工作机输入功率：Pw 3.2kw电动机所需要功率：Pd Pwkw -.kw 3.76a0.85确定电动机的型号：运输带鼓轮的工作转速为：g110r /min按课程设计指导书附表 8.1查得圆锥传动比一般范围为： ia 6 20,故电动机转速：na ia n (620) 110r/min 660 2200r/min 根据功率PedPd,且转速满足：6

4、60 nd 2200r/min选电动机型号为：Y112M4参数：额定功率为：P 4kw电动机满载转速 nm 1440r / min电动机轴伸出直径D 38 m m,电动机收伸出长度L 80mm计算及说明结果三运动学和动力学计算：1总传动比及其分配总传动比 ia nm/ng 1440/110132分配减速器的各级传动比直齿轮圆柱斜齿轮传动比:带传动比：i13.5锥齿轮传动比：i2 2.42链式输送机传送比：i3 1.553. 计算减速器各轴转速：ni nm 1440/3.5 411r / minrh nz /2.8 411/2.42 170r/minn皿 nn /3.8 170/1.55 110

5、r/minn链式输送机n皿110r/min4. 减速器各轴功率计算：Pi pd 1 2 3.76 0.96 3.6kwpn pn 2 3 3.6 0.99 0.99 3.52kwpmpn 2 4 3.52 0.99 0.97 0.97 3.2kwp链式输送机p皿 3.2 kw5. 减速器各轴功率转速.转矩列表：轴号功率p(kw)转速 n(r/mi n)转矩T (N/m )电动机轴3.76144024.9I轴3.641166.9h轴3.52170114.3川轴3.2110206.2链式输送机3.2110206.2四带传动的设计1确定V带型号和带轮直径:工作情况系数KA :由表11.5确定（载荷轻

6、微震动，双班制）计算功率 Pc kA Pd 1.2 3.714 4.46kw选带型号：由图11.15（小带轮转速，Pc） 小带轮直径：由表11.6, Dmin=75mm（A型）kA 1.2大带轮直径：m nm带根数:由表 11.8, P01.18kw;由表 11.7，ka 0.95;由表 11.12，kl 0.99；由表 11.10, p00.11kwPc z(P0P0)kakl4.46Pc 4.46 kw(1.18 0.11) 0.95 0.993.68,取 z 4计算及说明结果F。500 Pc(2.5vzkaka)2qvA型取。1112mm5.求轴上载荷张紧力:由表 11.4，q 0.10

7、kg /m,则4.462.5 0.95500 ()0.10 5.63162.13N5.63 40.95轴上载荷：a160 15Fq 2zF0sin 12 4 162.13 sin1277.63N2 2带轮结构设计略此带为普通v带B ( z 1) e 2 f 65mm五.直齿圆锥齿轮传动的设计计算：由题可知，小齿轮选用40Cr调制处理，硬度为240280HB,取平 均硬度260HB；大齿轮选用45号钢，调制处理，硬度为230HB。 齿面接轴疲劳强度计算：F0162.13N齿数z和精度等级：取z1 24, z2 iz1 2.8 24 67.2,取68 估计V吗 4m/s,由表12.6,选8级精度。

8、使用寿命KA,由表12.9,取KA 1.25动载系数Kv,由表12.9,取Kv 1.18Fq 1277.63 N齿间载荷分配系数KHa,由表12.10,估计KAFtZ 100N /mmbcos 1uu212.82.82 10.94d14.7 KT1ZeZhZ2R (10.5 R)U107.54mmZ|24, z268选用8级精度KA 1.25Kv 1.18计算及说明结果验算圆周速度及KaFt/bd m1(1 0.5 R)d91.41mmvmd m1n1601.84m/s1000（与估计值相近）Ft2Tid m11921NKaRrRd1R 2 sind11 cos2 147.3mm50.8N /

9、mm100N/mm （与原估计值相符）确定传动主要尺寸pl大端模数 m, m4.49mm,由表 12.3,取m 4.5mmZ1实际大端分度圆直径d, d1 mz-i 108mmd2 m乙 306mmm 4.5mmd1108mmd2306mmR 162.25mmb 49mm锥距R, R齿宽b, brR 0.3 162.25 48.68mm 取 b49mm齿根弯曲疲劳强度计算:YFa12.73yFa22.15Ysa11.64YSa22.07Y0.68计算及说明结果齿形系数 YFa,由图 12.30, FFa1 2.73, FFa22.15应力修正系数 YSa,由图 12.31, YSa1 1.64

10、,YSa2 2.07重合系数 Y , y 0.25075 0.68aV齿间载荷分配系数KFa,由表12.10KAFt /b 100N /mmFa1.47载荷系数 K, KKAKVKFaK3.90弯曲疲劳极限 Flim,由图12.23c, Flim1 600MpaF lim 2 57Mpa弯曲最小安全系数 SFmin,由表12.14, SFmin 1.25 弯曲寿命系数 Yn,由题意，YN1 YN2 1.0KFa 1.47尺寸系数YX，由图12.25，Yx 1.0许用弯曲应力 f :计算及说明结果Flim1YN1YxF1SFmib600 1.0 1.01.25480MpaF2570 1.0 1.

11、01.25456MpaK 3.90F lim 1 600MpaF lim 2 570MpaSF min 1 25验算YN1YN21.0F14.7KT1YFa1Sa1YR 10.5 R 2z：m3 . u214.7 3.90 87790 2.73 1.64 0.68223 丿 20.31 0.5 0.3244.52.81144.84MpaF1F2YFa2YSa2F1Sa12.15 2.07144.84 144.0Mpa2.73 1.64F2Yx 1.0六.斜齿圆柱齿轮传动的设计计算:F1 480MpaF2 456MpaF1 144.84MpaF2 144.0MpaT1236.068N/m选择齿轮

12、材料，小齿轮 40Cr,调制，硬度260HB，大齿轮45号钢，调制，硬度240HB.齿面接触疲劳强度计算:1 .初步计算3.39137.14236068N/mmP转矩 T1，T 9.55 1069.55 106齿宽系数d,查表佗13,可取d 1.0Ad值，由表佗16,估计 10 ,取Ad 81 初步计算的许用接触应 力H:由图12.17cH lim 1710Mpa, h lim 2580Mpa,h 1.9 h lim 1639MpaH 2.9 h lim 2 522Mpa初步计算的小齿轮直径d1d1T12A3. d H813 236068 3.38 1 1 52223.3884.3,取 d18

13、5mm初步齿宽b,bdd185,取 b 85mm2.校核计算圆周速度 v,v 0.61m/s60 1000 齿数乙模数m和螺旋角取 Z128,Z2 iz194.6 95d 85mt一 3.04,由表 12.3,取 mn 3mm乙 28arccosm arccos匚 9.30 （和估计值接近） m3.04使用系数KA:由表12.9, KA 1.25动载系数Kv:由表佗9, Ka 1.1齿间载荷分配系数KHa :由表12.10,先求Ft2T1d12 236068855555NKaRb1.25 54908580.7N/mm 100N / mmtan1.4611a1.88 3.2cosZ21.71表

14、12.8,表 12.8,bsi nmna1.71 1.46 3.17计算及说明结果表 12.8,20.24t arctantan n arctan tan20coscos9.30表 12.8, cos b cos cos n /cos t 0.99 由此得 KHa a/ COS b 1.75齿向分布载荷系数Kh，由表12.112b323Kh AB C 10 3b 1.17 0.16 120.61 10 3 85 1.38d1载荷系数 KKaKyKhrKh 1.25 1.1 1.75 1.38 3.32弹性系数Ze, Ze 重合度系数Z，由式12.31,-(1)3189.8Mpa;节点区域系数：

15、由图12.16, Zh2.37因 1,丄丄N V1.711,故0.76旋转角系数Z , Z接触最小安全系数SHmin，由表12. 14, SHmin 接触寿命系数Zn,由图12.18, Zn1 1.13,Zn2H lim1ZN1764MpaSH mincos cos9.30许用接触应力 H， H10.991.051.18H lim 2ZN 2H2652MpaSH min验算:HZeZhZZ189.82.37 0.76 0.99，2KT1 u 1,bd-|2u2一3.61一23606885 8523.38 13.38642Mpa853.38 13.确定传动主要尺寸中心距a, a 士一12186.

16、15mm实际分度圆直径d1,因中心距未作圆整,2ad185,d2 id1 287.3mmi 1齿宽 b,bdd1 85mm故 分度圆直径不会改变,即:齿根弯曲疲劳强度验算:齿形系数YFa,Z/1Z13COS283cos 9.3029.1398.84 cos由图 12.21, Yf31 2.55,Yf92应力修正系数Ysa,由图12.22:Ysa1 1.62,YSa2重合度系数Y :ZV2Fa12.181.75aV 1.88 3.2cos 1.71ZV1ZV20 75Y 0.250.69aV螺旋角系数Y : Y min0.250.75（当1 时，按1 算）计算及说明结果minY 10.92120

17、齿间载荷分配系数KFa，由表12.10注3,Y1.7丁 爲27前已求得 KFa1.75 ,故KFa 1.75齿向载荷分布系数：由 图12.14b/h 85/(2.25 3) 12.63.25Kfb 1.35载荷系数 K: KKAKVKFaKF1.25 1.1 1.75 1.35许用弯曲应力：弯曲寿命系数Yn:由图12.24, Yn10.95, Yn2 0.97尺寸系数Yx:由图12.25,Yx1.0弯曲疲劳极限 Flim ；由图12.23C, Flim1 弯曲最小安全系数SFmin :由表12.14, 许用弯曲应力fF lim 1 Yn1YxF1SF minFlim 2YN2YXF2600Mp

18、a, FlimSF min 1 .25450MpaSF min验算：600 0.95 1.0450 0.97 1.01.25456Mpa349.2Mpa2KT1F1 bd1 mn2 3.25 23606885 85 3YFa2Ysa2F2 F1Y YFa1 T Sa1YFalYsalYY2.55 1.62 0.690.92 186MpaF11862.18 1.752.55 1.62172Mpa F2七.轴的初步设计计算:选取轴的材料及热处理：选取45号钢，调制处理按许用 切应力估算轴的最小直径:d minC3* n由表162取C 112I 轴：d1min 112 3如纠6,取认 30mmU轴：

19、d2min 1123 39 32.62，取 d2min40mm137.14计算及说明结果j 3 26川轴：d3min 112 寸 48.33mm,取d3min 50mm中 40.57初选联轴器和轴承：1.联轴器选择减速器输出轴与工作机输入轴采用弹性注销联轴器，其型号为:ZC50 107HL5 JB56 107主要参数尺寸如下：公称扭矩：Tn 2000N / m许用转速：n 3550r/min2轴承的选择I轴选择圆锥滚子轴承30207U轴选择圆锥滚子轴承30209川轴选择圆锥滚子轴承30211（轴I）轴的结构设计1.拟定轴上零件的装配方案下图为I轴上的装配方案轴的材料选用45号钢，调制处理，b

20、650Mpa, s 360Mpa根据轴的初步设计：计算及说明结果2轴的长度的确定A由带轮的大带轮决定我们由前面的带传动带 轮宽为65mm为键槽预留一定长度我们可确定d1 31mm,l1 70mmB. 由轴承决定前面选取的轴承30207,可确定d3 35mm,l3 16mm(一般为利于固定13比B小1mm)C. 由经验公式算轴肩高度：h40.07 35 (12)(3.5 4.5)mm,取轴肩高为 5mm,确定 d443由机械设计课程设计要求可得1l4 2d3 2 一13 54m m 取 l4 60.2D. 根据轴承安装方便的要 求，取d2.d5均比d3小1mm,得d2 33mm，d5 34mm根

21、据安装轴承旁螺栓的 要求，取l220mm根据齿轮与内壁的距离 要求，取15 16mmE根据齿轮孔的轴径和长度，确定d6 32mm, b 53mm则：计算及说明结果14话iri1S1rz LI 、(L37确定轴上各力作用点及支点跨距由于选定的是深沟球轴承，其负荷中心在轴向宽度的中点位置,（n轴）轴的结构设计：轴的材料选用：45号钢，调制处理B 650Mpa, S 360Mpa一做出轴的初步设计：1.由轴承30209可知，还要预留9mm的挡油板，当然轴应当 小1mm,但是 打圆锥齿轮会占2mm,所以还是取1129, d145.2由齿轮的厚度为56mm,轴应小2mm,所以取1254,又考虑到h到12

22、的过渡,取 d247mm.33长度适量取30mm，而轴肩应大于8mm,我们就取d3 54.4. 由小齿轮的厚度85mm，决定，我们就取l4 83mm,取d4 d2 47mm.5由圆锥滚子轴承30211的厚度决定，再加上挡 油板厚度10mm,和大齿轮 多出的 2mm,取l531mm.,d545mm.可以得到下图（二）轴的数学计算部分：计算及说明结果L1=46.5m m. L2=98.5m m,L 3=63mm轴的受力分析：轴上的功率 P23.39Kw,n2137.14r/min,T2236.07N/m求作用齿轮上的力：大圆锥齿轮的圆周力Ft! 2T2/dmdm (1 0.5 R)d (1 0.5

23、 0.3) 280Ft! 2T2.1000/dm 1983.8N1轴向力 Fa1 Fitan .sin 21983.8 tan201 cos2U2.82 14.238N1径向力 Fr1 Ft1 tan .cos 2 1983.8 tan20 cos 二V2.82 1242.85 N小圆柱齿轮的圆周力：Ft2 2T21000/d12 236.07 1000/85 5554.6NFa2 Ft2tan5554.6 tan9.30 909.7N计算及说明结果|2048.7 NFr2 Ft2tan /cos 5554.6 tan20/cos9.30求支反力：水平面上：85306RH1Fr1 (L2 L3

24、) Fr2 L3 Fa2Fal 一？L1L2L3242.97 N&2仏Rh2 1562.9N垂直面上：L2) Fr1 L1匚 85匚 306卜a2 卜a1L1 L2 L3Rv1JL1L3)Ft2L33222.7 NRv2Ft 2 (L2L1)F t1 L1L1 L2L34315.7 N根据受力图画出剪力图和弯矩图:竖直方向受力图:剪力图:计算及说明结果Mv :剪力图:剪力和:M 合:由上图可知应力最大处的位置，校核此处即可由于扭转切应力的脉动循环变应力，取0.6因此轴的计算应力：结果计算及说明(T)2,其中O.ldi354Mpa1 75Mpa,2132(0.6 236.07)20.1 47许用

25、应力值由表16.3查得,因此另外小齿轮的两个端面处较危险，左端按轴颈d=45mm右弯曲组合按取大处计算，则有：/M :T 2157Mpai0.1d3轴川的设计：1. 11的尺寸有联轴器确定，我们留出30mm的余量，则可取1仁80mm,d1由联轴器内的内径确定取 d仁50mm。2. 12的尺寸由挡油板宽度，轴承宽度和轴承端盖的宽的确定，挡油板8mm,轴承宽度为21mm,端盖24mm,在这之上加上 2mm,l2-55mm,d2由轴承确疋为 55mm.3. 13的尺寸由2轴的尺寸确定让它们轴承之间的尺寸相减得到，I3=85.5mm,d3应高出I2,58mm,我们取d3=62.4. I4由大齿轮的宽度

26、决定，大齿轮的宽度应小于小齿轮6mm,所以大齿轮宽度为78mm,我们取I4=77,d4应咼与轴承15 ,2mm.所以d4=57mm5. I5由轴承的宽度 21,和挡油板12.5mm,再加齿轮的余量 1mm,I5=34.5mm,d5由轴承的内径决定 d5=55mm.计算及说明结果八轴承的寿命计算（以n轴轴承30209为例）30209的主要性能参数如下：（可查阅相关手册）基本额定动载荷：Cr 67.9KN基本额定静载荷：C0r 83.6KN极限转速：N 04500r / min（脂润滑）N05600r/min（油润滑）轴承面对面安装，由于前面求出支反力，则轴承受力为：Fr1;rH1R242.9723222.723231.8NFr2. RH2R：21562.924315.724590NFa1 4.238NFa2 909.7N由于 Fa2/Cr 909.7/（83.6 1000）0.0109N由表 18.7 得：e=0.4Fa2/Fr2 909.7/45900.198 e;X 1,Y0当量动载荷P为：（由表18.8，取fp 1.1）P1f p X1Fr1Y1Fa1f p F r13554.98NP2 fpFr2 5049N轴承寿命