设计链板式输送机传动装置

1.1电动机的选择及运动参数计算 8 1.3传动装置的运动和动力参数计算 9 2带传动的设计 113齿轮的设计 13轮的设计 13 轮的设计 20 4轴的设计 26.1高速轴设计 26.2低速轴设计 33 5滚动轴承的校核计算 455.1高速轴的滚动轴承校核计算 455.2中间轴滚动轴承的校核计算 475.3低速轴滚动轴承校核计算 496平键联接的选用和计算 516.1输入轴上平键联接的强度计算 516.2中间轴上键联接的强度计算 526.3输出轴上的两个平键的强度计算 527联轴器的选择及计算 538润滑方式及密封的选择 53C 9箱体及其附件设计计算 53参考文献 60设计计算过程重要数据结果设计任务：设计链板式输送机传动装置1所示)：输送链拉力输送链速度驱动链轮直径F/NV(m/s)D/mm1.1400连续单向运转，载荷平稳，使用期限为10年(每年300天)，单件小批量生产，两班制工作，链速允许误差为±一电动机的选择(1)选择电动机的类型和结构形式：(2)电动机功率的选择：1)工作机所需要的有效功率为：P=3.85KWn=0.757P=Fv=3500×1.1W=3.85KW2)传动装置与工作机构的总效率n，传动装置为串联，总效率n等于各传动效率和轴承、联轴器效率的连乘积，即n=n2nn3.n.n=0.9620.990.993×0.95×0.90=0.75712345得:闭式圆柱斜齿轮传动(油润滑)n=0.96,联轴器为弹性联轴器，n=0.99，233)电动机所需输出的功率为：P=P/nKW=KW=5.09d0.757(3)电动机转速的确定：wD400i=27.4I52.55iIIP=5.09KWdwi=18.27轴外伸率比1Y132S-42Y132M2-61双级圆柱斜齿轮减速器高速级的传动比i7.4i=0.25=0.25=3.425i21i===413Y132M2-6三相i=212i=3.153i=21i=2.92ii2.9(1)各轴的转速计算：电动机轴转速:n=n=960r/min0m高速轴转速:n=n/i=960/2=480r/min101n=960r/min0n=480r/min1n=165.52r/min2n=52.55r/min3中间轴转速:n=n/i=480/2.9=165.52r/min212低速轴转速:n=n/i=165.52/3.15=52.55r/min323链轮轴转速:n=n=52.55r/min43(2)各轴的输入功率计算：11中间轴2的输入功率：1P0KW2P37KW3P8KW4PKW5P=Pnn=4.84×0.96×0.991P=Pnn=4.60×0.96×0.99321WP=Pnn=4.37×0.99×0.99KW=4.28KW4323P=Pn=4.28×0.9KW=3.85KW545(3)各轴的输入转矩计算：1P4.6T=95502=9550103N.mm=265.41103N.mmP4.62T=89130N.mm1T=265410N.mm23T=777810N.mm4P4.37T=95503=9550103N.mm==794.17103N.mmP4.373P4.28T=95504=9550103N.mm==777.81103N.mmP4.28n52.554传动比i122352.554.28777.81二带传动的设计.确定计算功率PAca0d1d1(2)验算带速VV=d10=ms=7.03msd21d1d=140mmd=280mmd(1)由经验式0.7(d+d)a2(d+d)得d1d20d1d200(2)计算带所需的基准长度d57.357.357.357.3d002d1d24a0dLL16001669.2a必a+dd0=500+mm=465.4mm022mind1maxd5.验算小带轮上的包角a1121a465.4rd100010aLr00aLP6.05Z=ca==3.69P.64r7.计算单根V带的初拉力的最小值(F)0minminKZvca0.9647.03a8.计算压轴力Fp小值(F)=2Z(F)sin1=24177.51sinN=1404Npmin0min22轮的结构设计三齿轮的设计z1z2(1)按传动装置的设计方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。(2)输送机为一般工作机械，速度不高，由资料[2]表10-8可知，选用7i122122n由于齿轮传动为闭式，按接触疲劳强度设计，弯曲疲劳强度校核。由设计计算公式(由资料[1]10-9a)计算1)试选载荷系数K=1.6；tH3)由资料[1]图10-26查得c=0.78，c=0.88a1a2aa1a24)计算小齿轮传递的转矩1d16)确定弹性影响系数：由资料表10-6可知Z=189.8MP2EanjL1hi2.92取接触疲劳寿命系数K=0.99HN110)计算疲劳许用应力H1SH2SH22a2K=1.05HN2(2)计算：1)计算小齿轮分度圆直径dV=m11=m/s=1.31m/s3)计算齿宽b及模数md1tm=1t=mm=1.80mmntZ281b53==13.094)计算纵向重合度cd15)计算载荷系数KAAV3取K=K=1.2HFFnAVHH6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d=dd=d=52.25×3=54.20mm11t3K1.6t圆整d=55mm17)计算模数mnm=1nz281取标准值m=2mmnKFYYY=tFS[]FbmcFn(1)确定公式内的各计算值1)确定弯曲强度载荷系数：K=KKKK=1×1.05×1.2×1.5=1.89AVFFZ=31.07Z=89.88td5513)计算当量齿数：Z81FF4)螺旋角影响系数YbY25SY=1.78S由c=2.386查资料[1]图10-28得Y=0.75bb(2)计算由资料[1]图10-18得K=0.90K=0.99FNFN12取安全系数S=1.5FFFaMPa=363MPaF1F2nana12(1)计算中心距(2)按圆整后的中心距修正螺旋角12F1F212an2113(3)计算大小齿轮分度圆直径12212(4)计算齿轮宽度d121(5)齿轮传动的几何尺寸归于下表3-1aimnanatZhahf小齿轮大齿轮dadfddbxnB0左0右轮毂处直径D1轮毂轴向长l板孔分布直径D01n01221Z=30Z=9534(二)第二对高速级圆柱斜齿轮的设计：(1)按传动装置的设计方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。334334n由于齿轮传动为闭式，按接触疲劳强度设计，弯曲疲劳强度校核。由设计计算公式(由资料[1]10-9a)计算1)试选载荷系数K=1.6；tHa1a234aa1a24)计算小齿轮传递的转矩P4.6T=95502=9550人人103N•mm=265.41人103N•mm2d1Ea (=600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限(=550MPaHlim3Hlim48)计算应力循环次数N=60nj.L=60×165.52×1×8×300×10×2=4.77×10832h4i3.1539)由资料[1]图10-19取接触疲劳寿命系数K=1.07HN310)计算疲劳许用应力K=1.13HN4H1S[(]=KHN4(Hlim4=1.13×550=565MPaH4SH22a2(3)计算：1)计算小齿轮分度圆直径d[(H[(H[(H34]=603.5MPa2.61V=m113)计算齿宽b及模数md1tntZ301b744)计算纵向重合度d=75mm1nd15)计算载荷系数KAAVHF由资料[1]表10-4K=1.426HFAVHHm=2.5mmnK1.728d=d=73.02×3=74.92mm11t3K1.6t圆整d=75mm17)计算模数mnm=1=nz301Z=33.29取标准值m=2.5mmnKFYYY=tFaSa[]FbmFna(1)确定公式内的各计算值1)确定弯曲强度载荷系数：AVFaFtd7513)计算当量齿数：Z30Z=3=Z30V3cos3cos315.3。Z=Z=4==105.41小斜齿轮的齿形系数YF大斜齿轮的齿形系数YF4)螺旋角影响系数YY65SY=1.79S(2)计算由资料[1]图10-18得K=0.88K=0.95FNFN34取安全系数S=1.5FF3F4FE3FE434aaMPaaMPaFF4S1.5F装=F4nanaMPa＝113.63MPa＝109.6912则m=2.5mmd=75mmn1sZ=1==28.94n34334(1)计算中心距(2)按圆整后的中心距修正螺旋角(3)计算大小齿轮分度圆直径d=3n3d=4n43443(4)计算齿轮宽度d343(5)齿轮传动的几何尺寸归于下表3-3aimnanatZhahfdadfddbxnB0右0左5.齿轮的结构设计:轮毂处直径d1轮毂轴向长l板孔分布直径D001n0110014d=28mm1四.轴的设计0P4.84dminA03n1=1203480=25.92mm=25.92mm1考虑与大带轮相匹配的孔径标准尺寸的选用,取d=28mm1根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出中间轴的结构如图4-1。轴伸出段d;过密封圈处轴段d;轴承安装定位轴段d和d;轴身d,d；齿轮123746轴段d.5(2)根据轴向定位的要求去也顶轴的各段直径和长度：1)初选大带轮22)初步选择滚动轴承，因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆2334787464547(3)轴上零件的周向定位：齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键联接。按d由手册查得平键的截1H带轮与轴有良好的对中性，选取配合7，滚动轴承与轴的周向定位是借过渡R6H12(1)计算作用在齿轮上的力：t1d591径向力：F=t1n=径向力：F=t1n=N=1140Na1t1(2)计算支反力：F+F一F一F=0F+3021一F一1404=0b)由NH1t1NH2P，代入数据NH1NH2B(F)NH1M=0222F+302157.5一1404305.5B(F)NH1HV得NH1得F=2767NHHAPHNH2F+F=FF+F=1140NVNV2，代入数据59826=114057.5222F2NV1得1HV12HV2F=2767NHF=185.5NFNmHVHV1M2+(aT)21586622+(0.6人89130)2 (===24.29MPacaW_1此(<[(]，故安全。ca_1(1)判断危险截面：(2)截面4右侧T1TW13784.2T B_1_1截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数a (d35经插值后得到a=2.14a=1.33 (T (T及aTD41d35 (T0.85轴按磨削加工，由资料附图3-4得表面质量系数为0.93qk11.821K112.410.780.93k11.201K111.490.850.930.2取0.1式15-6~15-8则得255S16.22K2.41170.10amS1KamSSS28.106.476.47.490.0522(3)截面4左侧：TT弯曲应力为bW4287.511d=60mmT89130110.39MPaTkkk过盈配合处的值，由资料[1]附表3-8用插入法求出并取0.8kkk=2.900.8=2.900.8=0.8×2.90=2.320.93k11K12.9012.980.93k11K12.3212.400.93255S13.13K2.9827.340.10amS1KamSSS2S211.0010.3910.390.0522(二)低速轴设计：0P4.37dminA03n3=110352.55=48.01mm3径显然是安装联轴器。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出中间轴的结构如图4-1。轴伸出段d;过密封圈处轴段d;轴承安装定位轴段d和d;轴身d,d；齿轮123746轴段d.5(2)根据轴向定位的要求去也顶轴的各段直径和长度：ca3.A1)选取联轴器型号，联轴器的计算转矩Tca3.A轴配合的毂长度为L=110mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故取67段的长度应比L略小一些取l=107mm。5623454)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56(3)轴上零件的周向定位：d由手册查得齿轮处H时为了保证齿轮与轴有良好的对中性，选取配合7，按d由手册查得联轴R676H同时为了保证联轴器与轴有良好的对中性，选取配合7，滚动轴承与轴的周K6F=4142NHF=2629NHV(1)计算作用在齿轮上的力：4径向力：F=t3n=径向力：F=t3n=N=2510Ns(3)计算支反力：F一F+F=0F一6646+F=0b)由NH1t4NH2，代入数据NH1NH2BFNH1M=0146F一6646BFNH1F=4142N得NH1得F=2504NHHNH2FF得mVaV121HV12HV2NHVVHHV1MPa(1)判断危险截面：(2)截面5左侧T3T3=TW74649.6T 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数a (d72及aTD72d65经插值后得到a=2.05a=1.32 (T (T (((TTTa0.85轴按磨削加工，由资料附图3-4得表面质量系数为0.93qk11.7561K112.330.780.93k11.201K111.490.850.93取式15-6~15-8则得255S136480K2.330.0030.10amS1KamSSS10.6410.6422(3)截面5右侧：扭截面系数W为TTM0bW287.5111T79417031.45MPaTkkk过盈配合处的值，由资料[1]附表3-8用插入法求出并取0.8，于是kkkkkk=2.910.8kkk0.93k11K12.9112.990.93k1K12.3312.410.93255S1K2.9900.10amS1KamSSS2S280.451.451.452.410.052(三)中间轴设计：0P4.60由资料[1]的表15-3,取A0=112，因此dminA03n2=1123165.52=33.93mm21(1)各段轴直径的确定和各轴段轴向长度的确定：径d=d=d=50mm；由齿轮3的设计可知B=75，取齿轮距箱体内壁之间的距78min326723)轴环的设计565656齿轮的周向定位均采用平键联接，按d=56mm，由手册查得平键截面bh=1610(GB109690)，键槽用键槽铣刀加工，长为选择配合H7/n6。滚动轴承的周向定位是借过渡配合来保证次的，处选轴的直径(3)确定轴上圆角和倒角尺寸：123齿轮2:F=F=3021NF=F=1140Nr2r1F=F=2510Nrr4a3a4(1)计算支反力：NH2HBNH1HCNH2Fd81c)M=a33=1849=74884.5N•mmB22Fd168Ma2=826=69384N•mmC22VCCNV1M=BM=CM2+M2=HBHCMMHVNHVH2HV进行校核时,对照弯矩图图,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危G=D右2==39.24MPa-1ca-1安全由轴的结构图和弯矩图知截面B危险，先对截面B进行校核。BG=275MPaT=155MPa。-1-1tM463934bW25000TT265410TW12500Tkkk过盈配合处的G值，有资料[1]附表3-8，用插入法求出，并取T=0.8G，于eeeGTGkeGkeTGTk1k1 (eb0.92 ((k11Teb0.92TT (275S (275 (a(mS=6.7922=SS (T= (T0haete1re1(1)径向负荷：则，由力的分析可知(轴的设计计算时已算出)：r1Vr1Hr2H12hhhr1Vr2VF=1197N,F=1824Nr1Hr2HFFF=1279.39Nr1r1Vr1HFFF=688.32+18242=1949.55Nr2r2Vr2H(2).轴向载荷：F=826NF=3021NF=1140NF=6646NF=2510Ndr则轴承的派生轴向力F=F/(2Y)==d1r14F=F/(2Y)==487.39Nd2r24a1d1a2ae1d1(3).计算当量动载荷：FF.85FF.85F1279.39F1949.55r