链板式输送机传动,课程设计

1、11机械设计课程设计计算说明书设计题目：设计一链板式传输机传动装置机械专业09机械C班设计者：指导老师：2012年5月电子科技大学中山学院机械课程设计任务书1 题目：设计一链板式输送机传动装置2 工作条件 载荷有轻微震动，连续单向旋转，使用期限10年，小批量生产，两班倒。3 原始数据输送链的牵引力F/KN输送链的速度v/(m/s)输送链链轮的节圆直径d/mm1.20.75/0.692/115传动方案的拟定本设计采用V行带和斜齿齿轮传动，电动机输出的扭矩经过v行带和斜齿齿轮传到输送链链轮上去设计计算说明书计算项目及内容主要结果1.电动机的选择 11选择电动机的类型和结构形式 考虑结构简单、工作可

2、靠、价格低廉、维护方便等因素，选者Y系列三相笼型异步电动机。1.2选择电动机的容量（功率）输送链轮的有效功率=FV=1.2*0.6=0.72查表3-1得各部分运动副或传动副的效率如下：名称效率数量锥齿轮传动0.961V带传动0.961联轴器0.991滚子链传动0.961滚动轴承0.993从电动机到工作机输送带间的总效率=123453=0.86电动机所需的输出功率1.3确定电动机的转速输送链轮的转速nW 由表3-2查得各种传动的传动比参考值： V带传动；锥齿轮传动 初选V带传动比，锥齿轮传动比初设定电动机的转速查表17-7得电动机的的型号为Y90S-4,其额定功率Pm=1.1kw，满载转速为nm

3、=1400r/min。1.4 传动参数的计算（1） 确定传动装置总传动比和分配传动比传动装置的总传动比锥齿轮的传动比V行带的传动比计算传动装置的运动和动力参数各轴转速n：与大传送带轮相连的轴的转速与大锥齿轮相连的轴的转速与链轮相连的轴的转速各轴的输入功率P各轴的输入转矩T根据以上计算数据列出下表2，供以后 设计计算使用表2 传动参数的数据表电动机轴轴1轴2链轮轴功率P/kw1.11.040.990.97转矩T(N·m)7.528.461.860.9转速n/(r/min)1400350153153传动比i42.291.00效率0.950.950.98传动零件的设计V带的设计1确定计算功

4、率Pca查课本的表8-7得工作情况系数KA=1.2，故2.选择V带的带型根据Pca=1.32、nm=1400r/min，插图8-11选Z型带3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v1) 初选小带轮的基准直径d1,。由表8-6和8-8，取小带轮的基准直径d1=71mm.2) 验算带速v。按式（8-13）验算带的速度因为5m/s<v<30m/s，故带长选择合适。3）计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a）,计算大带轮的基准直径dd2根据表8-8，圆整为dd2=280mm.4.确定带的中心距和基准长度Ld)根据式(8-20),初定a0=500mm2) 由式（8-22）计算带所需的基准长度

5、查表8-2选带的基准长度Ld=1400mm3) 按式8-23）计算实际中心距a.5.小带轮上的包角16. 计算带的根数z1）单根V带的额定功率Pr由dd1=71mm，和nm=1400r/min,查表8-4a并计算根据nm=1400r/min,i=4和型带，查表8-4b得P0=0.03kw.查表8-5并计算查表8-2得KL=1.14，所以计算V带的根数z.取4根。7） 计算单根V带的初拉力的最小值(F 0)min.8） 由表8-3得Z型带的单位长度质量q=0.02kg/m，所以应使带的实际初拉力F0>(F0)min。9 带轮设计：小带轮的直径d1=71mm，将小于发动机轴的直径的2.5倍，

6、所以采用实心式；大带轮的直径d2=280mm，采用腹板式根据机械设计手册（单行本-机械传动）表12-1-10可查得z型带的取f=8，e=12所以带轮的宽度材料选用45钢，正火处理。锥齿轮的设计计算1.选定齿轮精度等级、材料及齿轮1） 材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2） 因为要求的精度不是很高，选用7级精度3） 选小齿轮齿数z1=30,大齿轮齿数z2=2.29X30=68.7,取z2=69.2. 按齿面接触强度设计1）由设计计算公式（10-9a)进行试算，即2） 试选载荷系数K

7、l=1.3计算小齿轮传递的转矩。3）选取齿宽系数d=1/34）由表10-6查得材料的弹性影响系数5）由表10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。6） 由式10-13计算应力循环次数。7) 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=1.0，KHN2=1.4。8)计算接触疲劳许用应力。取失效率概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得估算结果大端模数大端圆周速度v齿宽齿高齿宽与齿高之比查图10-8得kv=1;这里采用直齿轮，所以由表10-2查得使用系数KA=1由10-4近似用d=0.4得KH=1.179查图

8、10-13得KF=1.5所以载荷系数K=KAKVKHKH=1X1X1X1.79=1.79实际小锥齿轮的分度圆直径计算模数分锥角：当量齿数按齿根弯曲疲劳强度计算（1） 确定公式内各计算数值1）查图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.86，KFN2=0.883)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）4)计算载荷系数K5) 查取齿形系数由表10-5查得6）查取应力校正系数。由表10-5得7)计算大小齿轮的并比较大齿轮的大（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲

9、劳强度计算的模数，由于模数m的大小主要取决于弯曲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，可取模数7.8并圆整为标准值m=8mm,按接触强度算得的分度圆直径d1=283mm，算出小齿轮齿数大齿轮齿数z2=2.29X35=80分度圆直径d2=2.29X283=648mm轴的设计计算.根据轴上零件的定位、拆装方便的需要，同时考虑到强度的原则，齿轮轴设计为阶梯轴。各零件式装配方案及固定方零件装配方案轴向固定周向固定左右带轮从左装入轴端挡圈轴肩键左轴承从左装入轴承盖套筒过盈右从左装入套筒封油环过盈齿轮轴体轴体轴体轴体周向力： 径向力： 轴向力： 3.初步确定轴的最小直径先按

10、式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取A0=112，得该轴的最小处应该是在安装带轮处，因为大带轮的直径d2=284，所以带轮的孔选50mm4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案根据题目要求得出下面的装配简图（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足大带轮的轴向定位要求-轴段右端需有一轴肩，故取-的直径d-=54mm，左端用轴端挡圈定位，按轴的直径取挡圈的直径D=60.大带轮的宽度是B=50mm，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在轴的端面上。故-段的长度应比带轮的长度短，现取l-=48mm.2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受

11、有径向力和轴向力的作用，但这轴向力不会很大，故可选角接触球轴承。参照工作要求并根据d-=54mm,初步选取7212C轴承，其基本尺寸为,故d-=60mm,d-=60mm，左轴承的右端面和右轴承的左端面用轴肩固定，查表15-3得d-=70,l=15mm.3)取安装齿轮处的轴段的直径d-=56;齿轮的左侧与右轴承之间采用套筒定位。锥齿轮右端面用轴端挡圈固定，为了保证轴端挡圈只压在锥齿轮上，根据齿轮的宽度b=117.8，取l-=1154）取大带轮到箱体外壁的距离a=20mm,至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。轴上零件的周向定位齿轮、大带轮与轴的周向定位采用平键连接。带轮轴段的直径d-=54mm

12、,查表14-26得键的尺寸，长为40mm，同时为了保证带轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮轮毂与轴的配合为；同样齿轮与轴的连接，选用平键，长为80，配合公差为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，这时轴的公差为m6。根据表15-2与带轮配合的轴端的倒角为2X45°。与锥齿轮配合的轴端的倒角为2.5X45°5.轴向载荷首先根据结构图做出轴的计算简图，两轴承的间距为l5+9+9=33;根据轴的计算简图做出弯矩图和扭矩(假设力的作用点都在该零件的中点).由图可知危险截面在C截面。齿轮的现将计算出的C截面的MH、MV及M的值列于表载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=114

13、.1N FNH2=-87.5N6.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，只需要校核轴上承受最大的弯矩和扭矩的截面的强度。根据式（15-5），轴的计算应力。大锥齿轮轴的设计计算根据上面计算可以知道：初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0=112，于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d-。故需先选取联轴器型号。联轴器的计算转矩查表14-1，考虑到转矩变化很小，故KA=1.3，则按照计算转矩Tca应该小于联轴器功称转矩的条件，选用LT5弹性套柱销联轴器，其公称转矩为125N.m.半联轴器的孔径d1=30,故取d-=30mm,半联

14、轴器长度L1=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=55mm。轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴端右端需有一轴肩，鼓起·故取-轴段的直径d-=36mm;下端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=68mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=55mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上不压在轴的端面上，去l-=50mm.2）初步选择滚动轴承。因为轴承同时有径向力和轴向力的作用，但其轴向力不大，故可选用叫接触球轴承。根据d-=36mm。选取角接触球轴承7208C其基本尺寸为,故d-=d-40mm.下端的轴承采用轴肩进行定位，因6

15、008轴承的,故取d-=49mm.3）取大齿轮的轴段的直径为d-=60mm;大锥齿轮的下端用轴肩固定，取d-=64mm,齿轮的上端与轴承之间用套筒定位，为了横·能有效固定齿轮，l-应比轮廓的长度短,取l-=114mm.取套筒的长度l-=20mm4)轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器的距离l=30mm,故取l-=50mm5)取齿轮距箱体内壁的距离a=16mm，锥齿轮下端到下轴承的距离为286（应大于小锥齿轮的分度圆直径，取，固定下轴承的轴肩的长度为l-=30mm则至此，已经初步确定而来轴的各段直径和长度。（3） 轴上零件

16、的周向定位锥齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d-=30mm,查表选平键截面bXh=8X7，l=45mm，为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器轮廓与轴的配合为，同理可得，锥齿轮与轴配合选用键截面bxh=18X11,l=80mm,锥齿轮与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处轴的直径尺寸公差为m6.(4)确定轴上倒角的尺寸参考表15-2，取轴倒角为1.2X45。求轴上的载荷链轮轴的设计计算先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0=112，于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d-。而上面已经选出了

17、联轴器的型号了。轴的结构设计（1）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度。1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴端右端需有一轴肩，鼓起故取-轴段的直径d-=36mm;下端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=68mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=55mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上不压在轴的端面上，去l-=50mm.2）初步选择滚动轴承。因为轴承只有径向力，故可选用深沟球轴承。根据d-=36mm。选取深沟球轴承6008其基本尺寸为,故d-=d-40mm.上方的轴承采用轴肩进行定位，因6008轴承的,取d-=46mm.取安装两链轮处的轴段的直径为60mm,链轮的宽度为53mm链轮与轴

18、承间用套筒定位，设为了能固定链轮，此处的轴应该小于轮廓的宽度，取其长度为50mm,两链轮之间用轴肩定位，轴肩的直径设为66mm，宽度为12mm.轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的拆装及便于加润滑脂，去端盖的外端面距联轴器的右端面间的距离l=30，故取l-=50mm至此，与初步确定了轴的各段长度与直径3）轴上零件的周向定位链轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按d-=30mm,查表选平键截面bXh=8X7，l=45mm，为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器轮廓与轴的配合为，同理可选链轮的键的截面bXh=18X11，l=45，其配合公差为，滚动轴承与轴的周向定位是由

19、过渡配合来保证的，此处轴的直径尺寸公差为m6.联轴器的选择大锥齿轮的最小直径联轴器的计算转矩查表14-1，考虑到转矩变化很小，故KA=1.3，则启动载荷为名义载荷的1.25倍，按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选择联轴器型号为选用选用LT5弹性套柱销联轴器，其公称转矩为125N.m.半联轴器的孔径d1=30,半联轴器长度L1=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=55mm。第8章 轴承的选择与校核1. 减速器轴承选取高速轴选用6011,中间轴选用7208C,低速轴选用6008 减速器各轴所用轴承代号及尺寸型号外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）内径d外径D宽度BDaminDbmaxr

20、amax高速轴7212C6011022691011中间轴7208C40811847731链轮轴6008406815466212.高速级轴承寿命验算：1）预期寿命要求使用寿命L=10年×300天×16小时=48000小时2）寿命计算 键的选择与校核 9.1输入轴上键的选择及校核在工作轴中，键的选择大小由轴的大小确定，校核公式为： 与带轮相连的轴的轴径为54mm,查表14-26得键的尺寸，长为40mml=L-b=40-16=24mm.K=0.5h=0.5×10=5mm查课本表6-2，得轻微冲击载荷时，键联接的许用挤压应力p=100120MPa。所以键的挤压强度足够。中

21、间轴上键的选择与校核半联轴器与轴配合轴的直径d-=30mm,查表选平键截面bXh=8X7，l=45mm，l=L-b=45-8=37mm， K=0.5h=0.5×7=3.5mm链轮轴上键的选择与校核半联轴器与轴配合轴的直径d-=30mm,查表选平键截面bXh=8X7，l=45mm，K=0.5h=0.5×7=3.5mm第10章 箱体的设计10.1箱体的基本结构设计箱体是一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的啮合精度，使箱体有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结构对工作性能、加工工艺、材料消耗，重量及成本等有很大的影响

22、。箱体结构与受力均较复杂，各部分民尺寸一般按经验公式在装配草图的设计和绘制过程中确定。10.2箱体的材料及制造方法：选用铸铁，砂型铸造。10.3箱体各部分的尺寸箱体参数表1：名 称称 号一级齿轮减速器计算结果机座壁厚0.04a+3mm8mm15机盖壁厚10.8512机座凸缘厚度b1.522.5机盖凸缘厚度b11.5118机座底凸缘厚度b22.537.5地脚螺钉直径df0.036a+12mm16地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径d10.75 df12机座与机盖连接螺栓直径d2(0.50.6) df10连接螺栓d2的间距l150200mm轴承端螺钉直径d3(0.40.5) df8窥视孔盖螺钉直径d

23、4(0.30.4) df5定位销直径d(0.70.8) d26df、d1 、d2至外机壁距离c1见表222,16,13df 、d2至缘边距离c2见表220,11轴承旁凸台半径R1c220凸台高度h根据低速轴承座外径确定42外机壁到轴承端面距离l1c1+ c2+(58)mm48内机壁到轴承端面距离l2+ c1+ c2+(58)mm56蜗轮齿顶圆与内机壁距离11.218蜗轮端面与内机壁的距离215机座肋厚mm0.8512.75轴承端盖外径D2轴承座孔直径+(55.5) d3125轴承端盖凸缘厚度e(11.2) d310轴承旁连接螺栓距离s尽量靠近，以Md1和Md3不发生干涉为准表2：连接螺栓扳手空

24、间c1 、c2值和沉头座直径螺栓直径M8M10M12M16M20M24M30c1min13161822263440 11141620242834沉头座直径28222633404861第11章 润滑和密封的设计11.1润滑蜗轮采用浸油润滑,轴承采用脂润滑。蜗轮圆周速度v<5m/s所以采用浸油润滑；轴承Dpw·n=1.455×104 (23) ×105 所以采用脂润滑。浸油润滑不但起到润滑的作用，同时有助箱体散热。为了避免浸油的搅动功耗太大及保证齿轮啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，设计的减速器的合适浸油深度H1 对于蜗杆下置一般为（0.75

25、 1）个齿高，但油面不应高于蜗杆轴承下方滚动体中心。油池太浅易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨损，也不易散热。取浸油深度H1为10mm。换油时间为半年，主要取决于油中杂质多少及被氧化、被污染的程度。查手册选择L-CKB 150号工业齿轮润滑油。11.2 密封减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处、轴承内侧、箱体接受能力合面和轴承盖、窥视孔和放油的接合面等处。11.2.1轴伸出处的密封作用是使滚动轴承与箱外隔绝，防止润滑油漏出以及箱体外杂质、水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。由脂润滑选用毡圈密封，毡圈密封结构简单、价格便宜、安装方便、但对轴颈接触的磨损较严重，因而工耗大，毡圈寿命短。11.2.2 轴承内侧的密封该密封处选用挡油环密封，其作用用于脂润滑的轴承，防止过多的油进入轴承内，破坏脂的润滑效果。11.2.3 箱盖与箱座接合面的密封的接合面上涂上密封胶。11.3 附件的设计11.3.1 窥视孔盖和窥视孔为了检查传动件的啮合、润滑、接触斑点、齿侧间隙及向箱内注油等，在箱盖顶部设置便于观察传动件啮合的位置并且有足够大的窥视孔，箱体上窥视孔处应凸出一块，以便加工出与孔盖的接触面。11.3.2 排油孔、放油油塞、通气器、油标为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱座底部设有排油孔，并在其附近做出一小凹坑