机械设计课设

1、设计题目：设计一链板式输送机传动装置一、传动简图的拟定3二、电动机的选择3三、传动比的分配5四、传动零件的设计计算五、轴的设计及校核计算. 7. .19六、轴承的选择和计算35七、键连接的校核计算38八、减速箱的设计40九、减速器的润滑及密封选择十、减速器的附件选择及说明. 43. 43十一、设计总结 .46十二、参考书目 .47课程设计题目：设计链板式运输机传动装置（简图如下）原始数据：输送链的牵引力 F/kN8运输机链速 V/(m/s)0.37传送链链轮的节圆直径 d/mm351工作条件：连续单向转动，工作时有轻微振动，使用期10 年（每年300 个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机

2、工作轴转速允许误差为 ±5%。链板式输送机的传动效率为 0.95。一、 传动简图的拟定设计一链板式输送机传动装置工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期 10 年（每年 300 个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为±5%。链板式输送机的传动效率为0.95 。第四组原始数据：输送链的牵引力F8kN ；输送链的速度 v0.37m/ s ；输送链链轮节圆直径 D351mm。二、 电动机类型和结构型式的选择1、电动机类型的选择 ：根据用途选择 Y 系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机。2、功率的确定：工作机所需功率Pw ：PwFwv w/( 1

3、000w )因为F8kN ； v0.37m/ s ；w0. 95，把数据带入式子中，所以Pw 80000.37 /(10000.95)3.1158kWPw=传动装置的总效率 ：3.1158kW联轴器效率联 =0.99，滚动球轴承效率轴 =0.99，锥齿轮效率锥 =0.97，圆柱齿轮效率圆（8 级精度） =0.97，滚子链效率 链。=0.963联轴器锥圆柱球轴承滚子链0.990.970.970.9930.960.8677所需电动机的功率Pd ：PdPw /3.1158 / 0.86773.72kW电动机额定功率Pm ：按 Pm Pd 选取电动机型号。故选Pm4kW 的电动机电动机工作功率3、电动

4、机转速的确定：Pm =4KW，计算工作机轴工作转速：nw601000v /( d )601000 0.37 /(351)20.14r/ min按推荐的传动比范围，取锥齿轮、圆柱齿轮和链传动的一级减速器传动比范围分别为23、35 和 25，则总传动比范围为i=1275。故电动机转速的可选范围为nin w(1275)20.14241.681510.5r / min符合这一范围的同步转速有750、1000 和1500r/min。转速nm=960r/min4、电动机型号的确定由上可见，电动机同步转速可选750、1000 和 1500r/min，额定功率为 4kW 。因在本课程设计中， 1000r/mi

5、n 1500r/min 的电动机最常用， 因此查表 14-5(P166)选择电动机型号为 Y132M1-6 。电动机的主要参数见下表型号额定功率满载转速堵转转矩最大转矩/kWnm (r/min)额定转矩额定转矩选择Y132M1-Y132M1-649602.02.26三 相 异步 电 动机三、传动比的分配计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比： inm / nw960 / 20.1447.72、分配各级传动比 :设减速器的传动比为i 减 ，高速级锥齿轮传动比为i 1 ，低速级圆柱齿轮传动比为i 2 ，链传动传动比为 i 链 。按表推荐的传动比范围， 取锥齿轮、圆柱齿轮和链传动的一级减速器传动

6、比范围分别为 23、35 和 25。经验公式 i 10. 25i 减 。为使大锥齿轮不至于过大， i 13 。故 i 1i 减i 链 ，取 i 链 =4，则有 i 减i / i链11.925锥齿轮啮合的传动比： i10.25i减2.98 ，故 i13 。圆柱齿轮啮合的传动比： i2i 减 / i1，i 24。=4.0111链传动的传动比：i 链=i。i×i= 3.97512各 级 传动比：i13i 24i 33.9753、各轴的转速 n（r/min ） 电机轴的转速 nd : ndnm960r / min 高速轴的转速 n1 ： n1nd960r /min 中速轴的转速 n2 ： n

7、2n1 / i1960 /3320r / min 低速轴的转速 n3 ： n3n2 / i2320/480r/ min 工作轴的转速 n4： n4n3 / i 链80 / 3.97520.13r / min4、各轴的输入功率 P（kW）电机轴的输入功率 Pd : Pd4kW高速轴的输入功率P1 : P1Pd联轴器40. 993. 96 kW中速轴的输入功率 P2 :P2P1 锥齿轮球轴承3.960.970.993.803kW低速轴的输入功率 P3 :P3P2 圆柱齿轮球轴承3.8030.970.993.65kW工作轴的转速 P4 ：P4P3 滚子链球轴承3.6890.960.993.47 kW

8、5、各轴的输入扭矩 T（N·m）电机轴的输入功率 Td : Td9550Pd9550439.8N ? mnd960高速轴的输入转矩 T1 : T19550 P195503.9639.4N ? mn1960中速轴的输入转矩 T2 : T29550 P295503.803113.40 N ? mn2320低速轴的输入转矩 T3 : T39550 P395503.650435.7N ? mn380工作轴的输入转矩 T4 : T49550 P495503.471646.2N ? mn420.14Td 、T1 、 T2 、T3 、T4 依次为电动机轴，高速轴，低速轴，链轮轴和工作机轴的输入转矩

9、。各 轴 转速：n 1=960r/minn 2=320r/minn 3=80r/minn4=20.13r/min各 轴 功率：P13. 96 kWP 23 . 803 kWP 33 . 65 kWP 43 . 47 kW参数轴名电动机轴轴轴轴工作机轴功率 P/kW转矩 T/nm转速 r/min传动比效率43.963.8033.653.47各 轴 扭39.839.4113.4435.71646.2矩：T d39 . 8 N ? m9609603208020.13T139 . 4 N ? mT2113 .40 N ?1343.975T 3435. 7 N ? mT 41646. 2 N ? m0.

10、990.96030.96030.95046、验证带速vdn4351 20.130.3699m / s100060100060误差为 0.370.3699100%0.0012%5% ，合适0.37四、 传动零件的设计计算1. 圆锥齿轮的设计计算已知输入功率 P13. 96kW ，齿数比为 3，小齿轮的转速为960r/min，由电动机驱动，使用期为10 年（每年工作 300 天），两班制，输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，空载启动。（ 1）选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数1）选用闭式直齿圆锥齿轮传动，按齿形制GB / T123691990 齿形角20o ，顶隙系数 c*0.2 ，齿顶高系数

11、ha*1，螺旋角14。，轴夹角90 ，不变位，齿高用m等顶隙收缩齿。2）该减速器为通用减速器，速度不高故选用8 级精度。3）因传递功率不大转速不高， 由表选择小齿轮材料为 45Gr（调质），硬度为 250HBS，大齿轮为 45 钢（调质），硬度为 200HBS，二者材料硬度差为 50HBS锥 齿 轮重 要 参4）选小齿轮齿数 z1 22 ，大齿轮 z2 i1 z132266数：（2）按齿面接触疲劳强度进行设计计算z1 22z266ZEZH2由设计公式进行计算，即4KT1d1t3d 1 0.5 d2 uH对标准锥齿轮传动，节点区域系数Z H =2.51）小齿轮转矩 T139400 N ? mm2

12、）试取载荷系数 Kt1. 63）由表7-5 选取齿宽系数 d 0.3）由表查得材料弹性影响系数189. 81ZE247-6(P139)MPa5）由图 7-18 按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim1600MPa ，大齿轮的接触疲劳极限 H lim2570MPa6）计算应力循环次数N160n1jL h60960 128300102. 7648109N2N1 / u2.7648 / 39.2161087）由图 7-19 查得接触疲劳寿命系数Z HN 10.93ZHN 20.95允许一定点蚀 ,8）计算接触疲劳许用应力取安全系数SH =1H1ZHN1lim 1 / SH0.936005

13、58MPaH2ZHN2lim 2 / SH0.95570541.5MPa9）试算小齿轮分度圆直径代入H中的较小值得ZE2d1tK t T170.863mm2.923d 1 0.5 dH2 u10）计算圆周速度 v锥齿轮平均分度圆直径dm1d1t 10.5 d70.863(10.50.3)60.23mmv(d m1 n 1 ) /(601000)(60.23960)/( 601000 )3 . 027 m / s11）计算载荷系数根据工作载荷状态 (轻微冲击 )和原动机类型 (电动机 ),，查表 10-2 得 K A 1. 25根据 v=3.027m/s,8 级精度，锥齿轮第一级精度，按照9 级

14、精度，由图 7-7 查得动载系数 KV1.1由表 7-3 查得齿间载荷分配系数 K HK F1由大齿轮两端支承，小齿轮悬臂布置，查图取得齿向载荷分布系数由 K H1.875则接触强度载荷系数KK A KV K H K H1.251.1 1 1.8752.57812）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1d1t 3 K / K t70.863 3 2.578/1.683.07mmmd1 / z183.07 / 223.77 mm取标准值 m3.75mm13）计算齿轮的相关参数d1mz13.752282.5mmd2mz23.7566247.5mm计算锥角 u = z2 = cot = tan =

15、3z1121arctan 1 / u1843'290171 57'计算锥距Ru2 132 1mmd182.5130.422计算平均分度圆直径dm1= d1 (1 - 0.5? R ) = 70.125dm2= d2 (1 - 0.5? R ) = 210.375H 541 .5MPa计算平均模数mm = m(1 -0.5? R ) = 3.1875zv1z1z2= 213.01计算当量齿数= cos = 23.23 zv2 = cos 1214）确定并圆整齿宽b d R0.3130.439.12mm圆整取 B235mm， B140mm15）结构选择。小齿轮齿顶圆直径 160mm

16、，选用实心结构。大齿轮齿顶圆直径 160mm，选用腹板式结构。高速级锥齿轮的主要设计参数小锥齿轮大锥齿轮小锥齿轮大锥齿轮齿数 z2266锥距 R130.4mm齿宽 b39.12mm39.12mm模数 m3.75mm锥角18.43 °71.57 °平均模数3.1875mm分度圆直径82.5mm247.5mm当量齿数23.23213.01平均分度圆70.125mm210.375mm结构实心腹板式直径(3) 按核齿根弯曲疲劳强度设计1）确定弯曲强度载荷系数KK A KV K F KF1.251.1 1 1.8752.5782）计算当量齿数zv1z1 / cos123.2zv 2z

17、2 / cos2213.03）查表 7-4 得YFa 1 = 2.69 , YSa1 = 1.575 , YFa 2 = 2.06 ， YSa2 = 1.974）计算弯曲疲劳许用应力由图 7-17 查得弯曲疲劳寿命系数YFN 1 =0.82 ， YFN 2 =0.85取安全系数 SF1. 4d182.5mmd2247.5mm1 18 43'2 71 57'B235mm，B140mm由图 7-18c 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限FN 1550MPaFN 2510MPa按脉动循环变应力确定许用弯曲应力F 1YFN 1FN1 / SF0.82550 / 1.4322.1MPaF 2YF

18、N 2FN2 /SF0.85510 / 1.4309.6MPa5）计算大小齿轮的 YFa 1YSa1/F 1 并加以比较YFa 1YSa12.69 1.5750.01315F 1322.1YFa 2YSa22.06 1.97309.60.01310F 2小齿轮的数值大m4KTYFa YSa3.721 Fd (1 0.5 d )2 Z 1 u2取标准值 m=3.75，与接触疲劳强度设计相同对比计算结果 ,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 ,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

19、的乘积)有关 ,可取由弯曲强度算得的模数 3.7 就近圆整为标准值 m=3.75 mm。按接触强度所得的分度圆直径 d1 =82.5 mm，算出小齿轮齿数d 182.5z1 = m= 3.75= 22大齿轮齿数z2 = 3 ×22 = 66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。6）大锥齿轮结构设计因为锥齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故选用腹板式结构为宜有关尺寸按推荐的结构尺寸设计D 0173.2mm ，C=（ 3-4 ） m=15mmD 31.6D456mm 故 D4 35mmD1D0D3 /211

20、4.6mm, D2 0.25 0.35 D0 D3 40mml1 1.2 D4422. 斜齿圆柱齿轮的设计计算已知输入功率 P23. 803kW ，齿数比为4，小齿轮的转速为320r/min，由电动机驱动，使用期为10 年（每年工作300 天），两班制，输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，空载启动。（ 1）选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数1）选用闭式斜齿圆柱齿轮传动。2）该减速器为通用减速器，速度不高，故选用8 级精度。3）因传递功率不大转速不高，由表7-1 选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为250HBS，大齿轮为 45 钢（调质），硬度为 200HBS，二者材料硬度差为50HBS。

21、4）选小齿轮齿数 z 124 ，大齿轮 z 2424965）选取螺旋角。初选螺旋角14（2）按齿面接触疲劳强度进行设计计算2KT2u 12由设计公式进行计算，即 d1tZH ZE3udH1）小齿轮转矩 T2113400 N ? mm2）试取载荷系数 Kt1. 63）由图 7-12 选取区域系数 Z H2. 43314)由表 7-6 查得材料弹性影响系数 Z E2189. 8MPa5）由表 7-5 选取齿宽系数 d16）由图 7-15 查得10.79，20. 89，则121. 687) 由图 7-18 按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim1600MPa ，大齿轮的接触疲劳极限H l

22、im2550MPa8）计算应力循环次数N160n2 jL h60320128300109N2N1 / u1.6128109 / 44.03210 89）由图 7-19 查得接触疲劳寿命系数YHN 10.96 YHN 20.9810）计算接触疲劳许用应力H1KHN1lim 1/S0. 96600576 MPaH2K HN2lim 2/S0. 98550539 MPa则HH1H225765392537. 5MPa11）试算小齿轮分度圆直径d1t232KT2u1Z HZ E58.41mmd1tudH12）计算圆周速度 vv( d1t n2 ) /(601000)(58.41320) /(60 100

23、0)0.98m / s13）计算齿宽 b 及模数 mntbd d1t158.4158.41mmmntd1t cos58.41 cos142.36 mmz124h2.25mnt2.252.365.31mmb / h 58.41 / 5.311114）计算纵向重合度0. 318 d z1 tan0. 318 1 24tan 141. 90315）计算载荷系数 K齿轮工作时有轻微振动，查表7-2 得 KA1. 25由图 7-7 查得动载系数 KV1. 05由表 7-3 查得齿间载荷分配系数 KHKF1. 2斜 齿 轮由表 7-8 得轴承系数 K H1. 42重 要 参数：则接触强度载荷系数z126K

24、KAKV KH KH1. 251. 051.2 1.422. 2365109z216）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径m2.5d1d1t3K / K t58.4132.2365/ 1.665.31mmmd1 cos/ z1 65.31 cos14 / 242.64mm（3）按齿根弯曲疲劳强度设计1）确定弯曲强度载荷系数KKAKV KF KF1. 251. 051.2 1.352. 12632）根据纵向重合度1. 903，从图 7-14 查得螺旋角影响系数 Y0. 883）计算当量齿数zv 1z1/ cos 324 /cos 31426. 272zv 2z 2/ cos 396 /cos 3

25、14105 . 0894）查表 7-4 得YFa1= 2.592 , YSa1= 1.596 , YFa2 = 2.176 ， YSa2= 1.7945）计算弯曲疲劳许用应力由图 7-17 查得弯曲疲劳寿命系数YFN 1 =0.89 ， YFN 2 =0.9取安全系数 SF1. 4由图 7-16c 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限FN1500MPaFN2380MPa按脉动循环变应力确定许用弯曲应力F1KFN1FN1 / SF0. 9500 /1. 4317 . 9MPaF2KFN 2FN2 / SF0. 99380/ 1.4244 . 3MPa6）计算大小齿轮的 YFaYSa /F 并加以比较YFa

26、1YSa12. 5921. 596F 10. 01301317. 9YFa2YSa22. 1761. 794F 20. 01598252. 429小齿轮的数值大7）模数 mntmnt32KT1Y cos2?YFa YSa2.38mmd z12 F 对比计算结果，取 mnt2.5mm ，已满足齿根弯曲疲劳强度。但是为了同时满足齿面接触疲劳强度，需按接触强度算得的分度圆直径d1 65.31mm，来计算应有的齿数d1 cos65.31cos1425.3z12.5mn故取 z1 26 ，则 z226 41048）计算中心距(z1 z2 )mn(26104)2.5a2cos14167.48mm2 cos

27、将中心距圆整为 a170mm9）按圆整后的中心距修正螺旋角arccos (z1z2 ) mn2a( 26 104) 2.5arccos17.08217010）计算大、小齿轮的分度圆直径z1mn262.5d168mmcoscos17.08z2 mn1042.5d2272mmcoscos17.0817.08d168mmd 2272mmB173mmB268mm11）计算齿轮宽度bd d116868mm取 B1 73mm ； B2 68mm12）计算齿顶高 ha 、齿根高 hf、齿全高 h 、顶隙 c ：haha* mn12.5mm2.5mmhf(ha*c* )mn(1 0.25) 2.5mm3.12

28、5mmhha hf2.53.1255.625mmcc* mn0.25 2.5mm0.625mm13）计算齿顶圆直径 d a1、 d a2 、齿根圆直径 df、 df 2：1da1d12ha(68 2 2)mm 73mmda 2d22ha(272 2 2)mm 276mmd f 1d12hf(68 2 3.125) mm 61.75mmd f 2d22hf(272 23.125)mm 262.625mm14）齿轮旋向：小圆柱斜齿轮左旋，大圆柱斜齿轮右旋。（4）大齿轮结构设计齿轮结构选择。小齿轮齿顶圆直径 160mm，选用实心结构。大齿轮齿顶圆直径 160mm，选用腹板式结构。中间级斜齿圆柱齿轮的

29、主要设计参数小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮齿数 z2496中心距 a170mm齿宽 B73mm68mm当量模数2.5mmmn修正后螺旋角14.853 °结构实心腹板式分度圆直径68mm272 mm当量齿数19.779.3齿顶圆直径73mm276mm齿根圆直径61.75mm262.625mm3.链传动的设计计算链 轮 的重 要 参数：z 119z 276已知输入功率 P33.65kW ，传动比为3.975，小链轮的转速为80r/min，由电动机驱动，使用期为10 年（每年工作300 天），两班制，输送机连续单向运转，工作时有p31.75mm轻微震动，空载启动。1）选择链轮齿数取小链轮齿数 z

30、119大链轮的齿数 z2i3 z13.97519 75.525 762）确定计算功率由表 6-7，轻微冲击，工况系数KA =1.0。z11.08K Z119由表 6-5，齿数 19，假定工作点落在图6-12 某曲线的左侧， 则主动链轮齿数系数取单排链，则 Kp1K L 1.06则计算功率为K AP33.65P03.44KWKZKLKP1 1 1.063）选择链条型号和节距根据 Pca3.44kW 和主动链轮转速 n380r / min ，由表 6-1 得链条型号为20A，得节距 p 31.75mm。4）计算链节数和中心距初选中心距a0(3050) p(3050)31.75952.51587.5

31、mm取中心距为 1000mm，相应的链长节数为2 a02LP 0z1z2z2z1pp22a01000197676192231.7531.7522125.26mm1000故取链长节数 LP126节由 LPz1126191.877 ，查得 f10.24333 ，z2z17619则链传动的最大中心距为a f1 p 2LP( z1z2 )0.2433331.75 2 126 (19 76) 1212.9mm5）计算链速 v，确定润滑方式z1n3 p19 80 31.75v1000600.804m / s601000又因为链号 20A，查图 6-12 得润滑方式为：滴油润滑6）计算压轴力 FP有效圆周力

32、：Fe1000P / v10003.65 / 0.8044539.8N链轮水平布置时的压轴力系数KFp1 . 15则 FPK Fp Fe1.154539.85220.8N7）计算链轮主要几何尺寸d1p31.75192.90mmsin180sin 180z119d2p31.75768.3mmsin 180sin 180z2768）链轮材料的选择与处理根据系统的工作情况来看，链轮的工作状况采取两班制，工作时有轻微振动。每年300 个工作日，齿数不多，根据表6-4 得链轮材料选用40 号钢，淬火、回火，处理后的硬度为 40 50HRC。9）大链轮结构设计：大链轮齿顶圆直径 d a2 max：查表得

33、p=31.75 d1 =19.05d 1192 .89 mmd2768.3mmda 2 maxd1.25 pd1p / sin(180 / z2 )1.25 pd131.75 / sin(180 / 76)1.2531.7519.05788.93mm小链轮结构设计：小链轮齿顶圆直径da1max ：da1maxd1.25Pd1P / sin(180 / z1)1.25 Pd131.75 / sin(180 / 19)1.2531.7519.05213.5mm齿全宽 b f 2 ：b f 2pt b f 135.760.93b135.760.9318.953.337mm轮毂宽度： L(1.5 2)

34、d，取 L60mm低速级链轮的主要设计参数小齿轮大齿轮齿数 z1976链号20A（节距 31.75mm）排数1链节数126最大中心距1212.9mm五、轴的设计及校核计算1.初算轴径。1. 选择材料选择 45 刚，调质处理。取 C1152. 按照扭转强度条件初步估算轴径。电机轴轴轴轴滚筒轴功率 P/kw43.963.8033.653.47转速 n/(r/min)9609603208020轴 : dC3P11533.9618.44n960轴 : dC3P11533.80326.24n320轴 : dC3P11533.6541.09n80考虑到轴上键槽的影响，对于d100mm 的轴，直径放大 5%

35、。d1 = 18.44 ×1.05 = 19.36mmd2 = 26.24 ×1.05 = 27.6mmd3 = 41.09 ×1.05 = 43.1mm2 选择联轴器和轴承。选择高速输入轴联轴器1. 类型选择选择弹性柱销联轴器，适用于连接两同轴线的传动轴系，并具有补偿两轴相对位移和一般减振性能。工作温度 -2070。2. 载荷计算公称转矩 T = 9550000P3.96n = 9550000×960 = 39.4N·m 由表查得 KA =1.5，由 Tca = KA T计算得到计算转矩Tca = 39.4 ×1.5 = 59.1N

36、 ·mm3. 型号选择根据转矩，轴最小直径19.36mm 选择型号。取 LT4弹性套柱销联轴器，其额定转矩63N· m，半联轴器的孔径d 124mm1224mm，轴孔长度 L=52mm，联轴器的轴配长度 L1 =38mm。,故取 d选择轴承类型考虑到有轴向、径向载荷，选择角接触球轴承，尺寸系列 02。 0 级公差， 0 组游隙。 = 25°。脂润滑。3：绘制基本结构装配底图如图为主要内箱的装配底图，基于此图进行后边的轴系设计。查手册表 5-1，表 5-2，表 5-3。箱座壁厚与箱盖壁厚 = 1 = 8mm 。地脚螺栓直径 df = 0.018( dm1 + dm2 ) + 12mm 。取 df = 12mm 。箱盖与箱座连接螺栓直径d2 = (0.50.6 ) df = 67.2 。根据螺栓标准取8mm。对应螺栓的扳手空间，至外箱壁距离c1 = 13mm ，至凸缘边缘直径 c2 = 11mm 。? 1 = ? 2 = 8mm ，? 4 = 4.88mm ，取 ? 4 = 6mm 。? 5 8mm ，初取 8mm。后边设计时要保证小锥齿轮在箱体中心。输入轴的设计计算1已知： 13. 96, 1960/ min , 139. 4?PKW nrTNm2选择材料并按扭矩初算轴径选用 45#调质，硬度 217255HBS，