设计链式输送机传动装置

1、课程设计任务书 2设计要求 2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. 心得体会参考资料和书籍20一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

2、）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 Y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3

3、312 3 40.96 0.990.97 0.97 0.851 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 36 0.97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 -pw-kw -kw 3.76a0.85确定电动机的型号：运输带鼓轮的工作转速为：a 110r/min g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Ped Pd,且转速满足：660 nd 2200r/min选电动机型号为：Y112M 4参数：额定功率为：P

4、4kw电动机满载转速 nm 1440r / min电动机轴伸出直径D 38mm,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 1440/110 132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：i1 3.5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：riinm 1440/3.5 411r / minnn n2.8 411/2.42 170r/minn田 nn /3.8 170/1.55 110r/minn链式输送机nm 110r/min4 .减速器各轴功率计算：5 pd 1 2 3

5、.76 0.96 3.6kwp口 p口 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pm 3.2kw5.减速器各轴功率转速.转矩列表：轴号功率p(kw)转速 n(r/min)转矩T (N/m)电动机轴3.76144024.9I轴3.641166.9II轴3.52170114.3田轴3.2110206.2链式输送机3.2110206.2计算及说明四带传动的设计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（载荷轻微震动，双班制）计算功率 Pc kA Pd 1.2 3.714 4.46kw选带型号：

6、由图11.15（小带轮转速，Pc）小带轮直径：由表11.6, Dmin=75mm(A 型)大带轮直径：n1nm带根数：由表11.8, P0由表 11.12, kl 0.99；Pcz (Pop)kakl4.461.18kw;由表 11.7, ka 0.95; 由表 11.10, p00.11kwkA 1.2pc 4.46kw(1.18 0.11) 0.95 0.995.求轴上载荷张紧力：由表 11.4, q 0.10kg/m,则3.68，取 z 4A型取 D1 112mmpc 2.5 kF0 500(vz4.46kaa2)qv500 (5.63 4轴上载荷：2.5 0.950.95)0.10 5

7、.63 162.13NFq 2zFsina1 2带轮结构设计略 此带为普通v带B(z162.13 sin160.15 1277.63N21) e 2 f 65mm计算及说明结果五.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：F0 162.13N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。1.251.18使用寿命KA，由表12.9, MK 动载系数Kv,由表12.9,取K齿间载

8、荷分配系数KHa，由表12.10,估计KAFtZ 100N/mm bFQ 1277.63 Nu cos i u2 12.8 0.942.82 1d124.7KTiZeZhZr(1 0.5 r)2u h107.54mm4 24, z2 68选用8级精度KA 1.25Kv 1.18计算及说明结果计算及说明结果验算圆周速度及KaFt/bdm1(1 0.5 R)d1 91.41mmvmFtd 60 2Tim1nl 一m1 - 1.84m/s1000（与估计值相近）dm11921NrRd1R 2 sind1 247.3mm11 cos2 1KAFt50.8N/mmb100 N / mm （与原估计值相符

9、）确定传动主要尺寸大端模数m, m d14.49mm,由表 12.3,取m 4.5mmZi实际大端分度圆直径d, d1 mz1 108mmd2 mZ2306mm锥距R, Rm 22i z1 z2162.25mm2齿宽b, bRR 0.3 162.2548.68mm,取 b 49mm齿根弯曲疲劳强度计算:齿形系数YFa,由图12.30, FFa1 应力修正系数YSa，由图12.31, 重合系数Y , y 0.25 0752.73, FFa22.15YSa1 1.64,YSa22.070.68aV齿间载荷分配系数K Fa，由表12.10KAFt /b 100N /mmmd1d2bYFa14.5mm

10、108mm306mm162.25mm49mmyFa2YSa1YSa22.732.151.642.070.68，1,kFa y1.47载荷系数 K,K KAKVKFaK3.90弯曲疲劳极限Flim,由图 12.23c, Flim1 600MpaFlim 2 570Mpa弯曲最小安全系数SFmin,由表12.14, S弯曲寿命系数YN，由题意，YN1尺寸系数YX, 许用弯曲应力由图 12.25, YXYN21.0Fmin 1.251.0KFa 1.47F1F2验算F1Flim1YN1Yx1SFmib570 1.0 1.01.25600 1.0 1.0 480Mpa1.25456Mpa4.7KTiY

11、FaiYSaiY2 232R 1 0.5 R z1m . u 14.7 3.90 87790 2.73 1.64 0.6822320.3 1 0.5 0.3244.52.8YFa2YSa22.15 2.07F2 F1 Fa2 Sa2144.84 YFa1YSa12.73 1.64144.84Mpa F11144.0Mpa F2K 3.90Flim 1Flim 2SF minYN1600Mpa570Mpa1.25Yn21.0Yx 1.0F1480Mpa456MpaF1六.斜齿圆柱齿轮传动的设计计算:选择齿轮材料，小齿轮40Cr,调制,硬度260HB,大齿轮45F2144.84Mpa144.0Mp

12、aT1 236.068N/m号钢，调制，硬度240HB.齿面接触疲劳强度计算:1.初步计算一6 P转矩 T1, T 9.55 106n19.551063.39 236068N/mm137.14计算及说明结果齿宽系数d，查表12.13,可取d 1.0Ad值，由表12.16,估计 10,取Ad 81初步计算的许用接触应 力H:由图12.17cTiu 132d Hud1Ad3.38 13.38H2 0.9 Hlim2 522Mpa初步计算的小齿轮直径d1Hiim1 710Mpa, Hiim2 580Mpa, H1 0.9 Hiim1 639Mpa84.3，取 d1 85mmdd1 85,取 b 85

13、mm81 3 2360681 5222初步齿宽b,b2.校核计算圆周速度 v,v dn 0.61m/s 60 1000齿数z,模数m和螺旋角取 Zi 28,Z2 iz194.6 95d.85mt一 一 3.04，由表 12.3,取 mn 3mmz128arccosmn- arccos 9.30 （和估计值接近） mt3.04使用系数Ka：由表12.9, KA 1.25动载系数KV：由表12.9, KA 1.1齿间载荷分配系数KHa :先求计算及说明结果Ft2Ti d12 236068855555N1.25 54908580.7N/mm 100N/mma 1.883.2 -41一 cos 1.7

14、1Z2bsindtan1.46mn1.711.46 3.17,tan n arctan cos20.24,tan20arctancos9.30cosb cos cos n /cos t 0.99由此得K HaKFa齿向分布载荷系数2 bKH A Bd1,2/cos b 1.75Kh ，由表 12.11C 10 3b 1.17 0.16 120.61 10 3 85 1.381.38 3.32载荷系数 KKaKvKhhKh 1.25 1.1 1.75弹性系数Ze, Ze 189.8/Mpa;节点区域系数：由图12.16, Zh 2.37重合度系数Z ,由式12.31,因1,1,故旋转角系数Z ,

15、 Z-rcos cos9.300.760.99接触最小安全系数SHmin ,由表12.14, SHmin1.05接触寿命系数Zn,由图12.18, Z许用接触应力 H , H1Hlim1N1 lZN11.13,ZN2 1.18SH min764MpaH lim 2ZN 2H2652MpaSH min验算:HZeZhZZ2KT1 u 1, bd12u189.82.37 0.76 0.992 3.61 236068285 8523.38 13.38642Mpa3.确定传动主要尺寸d1 i 185 3.38 1中心距 a, a 186.15mm22实际分度圆直径d1,因中心距未作圆整，故 分度圆直径

16、不会改变，即:2ad185,d2 id1287.3mmi 1齿宽 b,bdd1 85mm齿根弯曲疲劳强度验算： 齿形系数YFa,Zv1Z3cosZ2 zV23 98.84cos由图12.21, YFa1 2.55,YFa2 应力修正系数YSa，由图12.22:283cos 9.3029.132.18YSa11.62,YSa2 1.75重合度系数Y ：cc 11aV 1.88 3.2 cos 1.71ZV1ZV20 75Y 0.250.69aV螺旋角系数Y : Y min 1 0.250.75（当1时,按1算）1200.92min齿间载荷分配系数KFa，由表12.10注3,3.171.71 0.

17、692.7前已求得KFa1.75，故KFa 1.75齿向载荷分布系数：由 图12.14 b/h 85/(2.25 3) 12.6K fb 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, Yni 0.95,Yn2 0.973.25尺寸系数Yx：由图12.25,Yx 1.0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f：600Mpa, FlimSFmin 1.25450MpaF1F2验算:Flim1YN1YXFlimF min2YN2YX600 0

18、.95 1.01.25456MpaSF min450 0.97 1.01.25349.2Mpa2KT1 v 7 wF1 . . YFa1YSa1Y Ybd1 mn2 3.25 23606885 85 3Yf3 2Ys32F2 .I Y Fa1 Y Sa12.55 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：径:选取45号钢，调制处理按许用 切应力估算轴的最小直d min C3 n由表162取C 112I轴 , d 1 min 112 3L23.46，取d1min30mm:384口轴：d2m

19、in1123.3932.62,取 d2min40mm137.14一 一 一一 3.26 一田轴：d3min 112 31 48.33mm,取d3min 50mm.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，具型号为:ZC50 107HL5JB56 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30207II轴选择圆锥滚子轴承30209田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 650M

20、pa, s 360Mpa根据轴的初步设计：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 31mml11 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l3比B小1mm)C.由经验公式算轴肩高度：h4 0.07 35 (12) (3.54.5)mm,取轴肩高为 5mm,确定d4 43由机械设计课程设计要求可得114 2d3 2 4354mm 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根据安装轴承旁螺栓的 要求，取l

21、2 20mm.根据齿轮与内壁的距离 要求，取l5 16mm.E.根据齿轮孔的轴径和长 度，确定d6 32mm6 53mm 则：L2L3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,L1人（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11 29, d1 45.2 .由齿轮的厚度为56mm,轴应小2mm,所以取12 54,又考虑到11到12的过渡, M d2 47mm.3 .13长度适量

22、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14 83mm,Md4 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 15 31mm.,d5 45mm.可以得到下图计算 及说明（二）轴的数学计算部分：L1=46.5mm.L2=98.5mm,L3=63mm轴的受力分析：轴上的功率 P2 3.39Kw,n2 137.14r/min,T2 236.07N/m求作用齿轮上的力：大圆锥齿轮的圆周力Fti 2T2/dm dm (1 0.5 R)d (1 0.5 0.3) 280Fti 2r

23、2.1000/dm 1983.8N-21轴向力 Fa1 F1tan .sin 2 1983.8 tan20 1 cos ,2.82 14.238N1 径向力 Fr1Ft1 tan .cos 2 1983.8 tan20 cos、2.82 1242.85N小圆柱齿轮的圆周力：Ft2 2T21000/d1 2 236.07 1000/85 5554.6NFa2 Ft2tan5554.6 tan9.30 909.7N结果计算及说明F2 Ft2tan /cos 5554.6 tan20/cos9.30 2048.7N求支反力：水平面上：85306RhiFr1(L2 L3) X2L3 Fa2 2 Fa1

24、 2L1 L2 L3242.97N85306F,2(Li L2) FriL Fa2 为 Fa1 2RH2Li L2L31562.9N垂直面上：RFtiU L3) MLi3222.7NV1 Ft2(L2Li) FtLRV2 Li L2 L34315.7N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 :水平方向受力图: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：WM2_( T)2 ,其中计算及说明0.1di3结果54Mpa1 75Mpa,2132 (0.6 236.07)2 0.1 47许用应

25、力值由表16.3查彳#, 因此d=45mm另外小齿轮的两个端面处较危险，左端按轴颈 若弯曲组合按最大处计算，则有： M； T 21 -3 57Mpa 10.1d3轴出的设计：1. 11的尺寸有联轴器确定，我们留出30mm的余量，则可取l1=80mm,d1由联轴器内的内径确定取 d1=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,12=55mm,d2由轴承确定为 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，13=85.5mm,d3应高出12,58mm,我们取d3=62.4.

26、14由大齿轮的宽度决定，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14=77,d4应高与轴承15 ,2mm.所以d4=57mm5. 15由轴承的宽度 21,和挡油板12.5mm,再加齿轮的余量 1mm,15=34.5mm,d5由 轴承的内径决定 d5=55mm.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 0 4500r / min（脂润滑）N0 5600r/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：Fr1R；1Rv21242.9723222.723231.8NFr2V RH 2RV225562.924315.724590NFa1 4.238NFa2 909.7N由于 Fa2/C0r 909.7/（83.6 1000） 0.0109N由表 18.7 得:e=0.4Fa2/Fr2 909.7/4590 0.198 e;X 1,Y 0当量动载荷P为：（由表18.8,取fD 1.1）pPi fp XFr1 Y1Fa1fpFr1 3554.98NP2fpFr2 5049N轴承寿命计算：由于P2 P1,只需验算