链式输送机传动装置课程设计.docx

1、链式输送机传动装置课程设计机械设计课程设计设计题目：链式输送机传动装置的设计内装：1.设计计算说明书一份2.减速器装配图一张（A1）3.轴零件图一张（A2）4.齿轮零件图一张（A2）材控系08-4班级设计者：魏明炜 指导老师:张晓辉完成日期： 2010年12月18日 成绩： 河南理工大学课程设计任务书设计题目链式输送机传动装置的设计学生姓名魏明炜 所在院系 材料学院 专业、年级、班 材控084班设计要求：输送机连续工作，单向运转，载荷较平稳，两班制工作，使用期限10年，小批量生产。允许输 送带速度误差为5%。输送带拉力F二2. 55kN；输送带速度V=l. 7m/s :滚筒直径D=300mm。

2、学生应完成的工作：1.编写设计计算说明书一份。2.减速器部件装配图一张（A0或A1）：3.绘制轴和齿轮零件图各一张。参考文献阅读：1.机械设计课程设计指导书2.机械设计图册3.机械设计手册4.机械设计工作计划：1.设计准备工作2.总体设计及传动件的设计计算3.装配草图及装配图的绘制4.零件图的绘制5.编写设计说明书任务下达日期：2010年12月15日任务完成日期：2010年12月25日指导教师（签名）： 学生（签名）：魏明炜带式输送机传动装置的设计摘 要：齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用 来在空间的任意轴之间传递运动和动力，U前齿轮传动装置正逐步向小型化，高 速化，

3、低噪声，高可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠， 传动效率高（一般可以达到94%以上，精度较高的圆柱齿轮副可以达到99%）,传 递功率范围广（可以从仪表中齿轮微小功率的传动到大型动力机械儿万千瓦功率 的传动）速度范围广（齿轮的圆周速度可以从0. lm/s到200m/s或更高，转速可 以从lr/min到20000r/min或更高），结构紧凑，维护方便等优点。因此，它在 各种机械设备和仪器仪表中被广泛使用。本文设计的就是一种典型的一级圆柱直 齿轮减速器的传动装置。其中小齿轮材料为40Cr （调质），硬度约为240HBS, 大齿轮材料为45钢（调质），硬度约为215HBS,齿轮精度等

4、级为8级。轴、轴 承、键均选用钢质材料。关键词：减速器、齿轮、轴、轴承、键、联轴器机械设计课程设计计算说明书1.一、 课程设计任务书 1二、 摘要和关键词 22.一、 传动方案拟定 3各部件选择、设计计算、校核二、 电动机选择 3三、 计算总传动比及分配各级的传动比 4四、 运动参数及动力参数计算 6五、 传动零件的设计计算 7六、轴的设计计算 10七、 滚动轴承的选择及校核计算 12八、 键联接的选择及校核计算 13九、 箱体设计 14机械设计课程设计设计题目:带式输送机传动装置的设计内装：1.设计计算说明书一份2.减速器装配图一张（A）3.轴零件图一张（A）4.齿轮零件图一张（A） 系班级

5、设计者： 指导老师： 完成日期： 成绩： 计算过程及计算说明一、 传动方案拟定(1)工作条件：运输链连续单项运转，工作时有轻微震动，有粉尘， 空载启动，运输链工作速度允许误差为5%,每年按300个工作 日计算，使用期限为10年，大修期为3年，两班制工作(每班按 8h计算)，在专门工厂小批量生产(2)原始数据：滚筒圆周力F=2. 55kN；带速V=0. 8m/s； 滚筒直径D二125mm。二、 电动机选择1、 电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、 电动机功率选择：(1)传动装置的总功率：n 0二n帯x n 女x 口他轮x n服轴器x 口滾简n总二083二0. 96X0. 983X0. 97

6、X0. 99X0. 96二0. 83(2)电机所需的工作功率：P 中二5. 12KWP：沪FV/ (lOOOru)=2550X0. 8/ (1000X0. 83)=2. 46KWnr(=60X1000V/3iD=60X1000X0. 8/Ji X125=122. 3r/min按表3-1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范 围r尸3、6。取v带传动比r 材4,则总传动比理时范围为r 冷24。 故电动机转速的可选范围为n尸I .Xn倚n= (624) X122. 3=733. 82935. 2r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/mino根据容量和转速

7、，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此 有三种传支比方案：|机械设计手册查得。综合考虑电动机和传动装置 尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合, 则选 n=1000r/min 。电动机(型号Y132S-6)的主要性能额定功率Pod/kw同步转速“ (remin，)满载转速nmin)电动机总M/N启动转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩410009607302.02.0电动机(型号Y132S-6)的主3.计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总二n电功/n年=960/122. 37. 85n：二355 56r/min n:I=122. 18r/m inn：I:=

8、122. 18r/m inP：=2. 36KW Pn=2. 24KWPm=2. 18KW2、分配各级传动比(1)据指导书P7表1,取齿轮i沪2.7(V带传动比I产2、4合理)(2)*.* i 总二i tMfcX i 帝i 齿轮二i g/i 沪7. 85/2. 7=2.91四、 运动参数及动力参数计算1、 计算各轴转速(r/min)m =na/i 代二960/2. 7=355. 56 (r/min)nn= nT /i 齿轮=355. 56/2. 91=122. 18 (r/min) nm= riii=122. 18(r/n)in)2、 计算各轴的功率(KW)PfP ：作 X n 讦2. 46X0

9、. 96=2. 36KWPiFPiX n 齿萨2. 36X0. 98X0. 97=2. 24KWPni=PnX n 轴承 X n 联硼二2. 24X0. 97X0. 99=2. 18KWT：=63. 43N mT：I=175. 47N mT：i：=170. 24N ni3、 计算各轴扭矩(Nmm)T 工什二9550X2. 46/960=24. 47Ti二 T I：作X nflJXi 沪24. 47X2.7X0. 96二63. 43N mTn二TiXi齿轮x n軸承x n肉轮=63. 43X2.91X0. 98X0. 97=175. 47N mTm=Tii X n铀承X q阳器=175. 47X

10、0. 97X0. 99=170. 24N m五、传动零件的设计计算1 确定计算功率Pc由课本表9-7得:kA=l. 2Pc=KaP=1.2X3=3. 6KW2.选择V带的带型 根据Pc、山山课本图9-12得：选用A型3.确定带轮的基准直径迅并验算带速V。1)初选小带轮的基准直径d“由课本表9-8,取小带轮的基准直径 ddi=100nuiio2)验算带速v。按计算式验算带的速度v二兀山小丿(60X1000)=n X 100X1000/ (60X1000) =5. 23m/sV二5 23m/s在5-25m/s范围内，带速合适。3)计算大齿轮的基准直径。计算大带轮的基准直径血di 帯 di=2. /

11、 X 100=2 / 0mmdd2=270mm 取标准值 ck二280mm山课本表9-&圆整为心二280mm4.确定带长和中心矩1)根据课本式(9-18),初定中心距二500mm2)由课本式(8-22)计算带所需的基准长度LdQ2ao+ 兀(dn+dd：) / 2+(da：-ddj / (4ao)二2X500+3. 14X (100+280) /2+ (280-100)7(4X500) 1612. 8mm 由课本表9-2选带的基准长度Ld二1640mmLd=1612. 8mm计算实际中心距a。#Ld 小几+dda=515mm4 8 8a=A+ JA2 - B =513.6mm取 a=515mm

12、5.验算小带轮上的包角a】 a 产 180- (d-du) /aX57. 3 =180- (280-100) /515X57. 3 =159. 97120 (适用)6.确定带的根数z1)计算单根V带的额定功率亠。ill ddl= 100mm 和 nlOOOr/min 根据课本表 93 得P。二0. 97KWZ=4根据n1=960r/min, i =2. 7和A型带，査课本表(9-4)得厶Po=O. UKW 根据课本表9-5得忆二0. 95根据课本表9-6得&二0. 992)计算V带的根数z。Fo=142. 9Nz-f=3.5圆整为4根7.计算单根V带的初压力的最小值(F。) (F0)aiB =

13、500 (2. 5- Ka) Pc /zvKa +qV2= 500X (2. 5-0. 95) X3. 6/ (0. 95X4X5. 24) +0. 1X5. 24:X =142. 9N8.（）=1125. 8N计算压轴力Fp压轴力的最小值为(Fp) ia=2z (Fo) nic sin ( a 】/2)=2X4X142.9Xsin (159. 97 /2) =1125. 8N2、齿轮传动的设计计算1选定齿轮材料及精度等级及齿数1)机器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB 10095-88)。2)材料选择。选择小齿轮45钢调质和大齿轮材料为45钢正火3)选小齿轮齿数zi二24,大齿轮

14、齿数z3=24X2. 91=69.84,取70。 2按齿面接触疲劳强度设计i 肉二2. 91Z：=24由设计计算公式d*2阪5 T (ZHZSQ ZZ2=70T：二634000N mm（1）确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数Kt=l. 32） 计算小齿轮传递的转矩L=9. 55X10&XPi/m=95. 5X106X2. 36/355. 56二634000* mm3） 选取齿宽系数叭二14） 查得材料的弹性影响系数Ze二189. 8MPf5） 按齿面硕度查得小齿轮的接触疲劳强度极限o w二520MP&；打齿 轮的接触疲劳强度极限o刖“=340MPa：6） 计算应力循环次数凡比二60小jL

15、h二60X355. 56X 1X （16X300X 10）=1.02X109NL3=Nu/i=l. 02X1072. 91=3. 52 X 10s7） 取接触疲劳寿命系数Km二1.0 &曲二1.08） 计算解除疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=1.0o产心】o h说/S二 1. 0X520/1. OMpa=520Mpao 2 Kwc o HiiB2/S=l. OX340/1. OMpa=340Mpa计算1）试算小齿轮分度圆直径心，代入oj较小的值心響罟（驾与严=73. 89mm2）计算圆周速度v。V二 H gm/ （60X 1000） =3. 14X73. 89X355. 56/ （

16、60X1000） =1. 37m/s 3）计算齿宽b。b二 dddi二IX / 3. 89nun= i 3. 89nun4） 计算齿宽与齿高之比b/h。模数：nrd/Z产73. 89/24=3. 08mm齿咼：h二2. 25m2. 25X 3. 086. 93mm b/h二 10. 665） 计算载荷系数。根据v=1.37m/s, 7级精度，査得动载荷系数KKL.03；直齿轮，K：4=Kf=l：查得 Ka1. 25用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，&产1.318由b/h二10. 66, Kh讦1.318查课本表得 1.04:故载荷系数K二KxXKyX心XKf产1.25X1. 15

17、X1.04X1.0=1. 50a g=520Mpda mg二340Hp&NL1=1.02X109 Nl2=3. 52 X 10s Khs：-1. 0 Khs-2=1. 0O H1=520Mpa0 H:=340Mpad：=73. 89mmm=2. 5mm6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，山课本式(10-lOa) dF du (K/KJ 1 3=73. 89 X (1. 5/1. 3) 13=77. 50mm7)计算模数 m： m=ddl/zl=77. 50/24=3. 23mm3.按齿根弯曲强度设计山课本得弯曲强度的设计公式(1)确定公式内的各计算数值1)Y聞二265YSal=l. 5

18、8Y2. 24Ysa2=l. 75山课本查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限Of沪380MP&；大齿轮的 弯曲疲劳强度极限0疋二320MP&2)山课本取弯曲疲劳寿命系数 隔二0.92 =0. 943)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S二1.4,由课本得O 小二 Km o m/S二0 92 X 380/1. 4=249. 71MPaoF3= KO 也/S二0. 94X320/1. 4二214. 86MP&4)计算载荷系数KK 二 K&XKyX 心 XK并二1.25X1. 15X1X1.04=1.4955)取齿形系数。由课本查得Y聞二2.65 Y昭二2.246)查取应力校正系数m$3 92mm山课

19、本表查得YSal=l. 58 Y=l. 757)计算大、小齿轮的YFa 丫轧/ o JYf.i Ym/ o fi=2. 65X1. 58/249. 71=0. 01677Y离 Yg/ o 丄二2 24X1. 75/214. 81=0. 01824大齿轮的数值大。8)设计计算2 X 1. 495 X 634000 X 0. 01824 /(1X242) 13二3. 92mm对比计算结果，山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m的大小重腰取决于弯曲强度的承载能力，而齿面接 触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积) 有关，可取山弯曲强度算得的模数3.92

20、并就近圆整为标准值m=4mm, 按接触强度的的分度圆直径d二77.50,算出小齿轮的齿数 z产d|/nF77 50/4=19. 4=20大齿轮的齿数z：=2. 91X 20二58di=80mm d：二232mm a=156mmB:=80mmB:=85mm这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳強度，并做到结构紧凑, 避免浪费。4.儿何尺寸计算(1)计算分度圆直径 di= z1m=20X4=80mind：二 ZiinoS X 4=232nun(2)计算中心距 a= (dt+ d2) /2二232/2二 136mm(3)计算齿轮宽度b二叽二IX80二80mm取&二80帧，B产85mm2、轴的结构

21、设计(1)、轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮右 端山轴肩定位，左端用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两 轴承分别以轴肩和套筒定位，采用过渡配合固定，结构方案如下图。高速轴的结构方案图：高速轴结初方案图2)、确定轴各段直径和长度初算轴径d 20.90mmV型带轮安装 段dl=22mmLl=63mm按从左到右，顺序排列各个轴直径段的序号，以此为段、段1段：V型皮带轮安装段该段安装v型皮带轮，在各轴段中直径最小。考虑结构尺寸等因素，取直径为：dl=22mm。(大于按扭矩计算之轴颈) 可计算带轮宽度B：Bmin = (z-1) e+2fmi

22、n = (4-1) x 15 + 2x9= 63mm,选取 B=64mm 考虑到轴端挡圈的安装，此段轴长度取Ll=63mm 轴与带轮由平键连接，轴上A型平键键槽：宽b=6mm,深t=3.5mm。 轴头倒角 C= 1.0x45,长 L=60mm.2段：润滑密封段带轮安装处的轴肩单边高为:h=(0.07-0.1)x22= 1.54-2.2,角径向单边值: c= 1.0mm润滑密封段d2=26mmL2=45.5mm因而与其靠近的润滑密封段直径为：d2=d 1 +2h=22+2x( 1.54-2.2)=26mm 该段轴位置处于安装带毛毡圈密封的轴承盖中，因d2为26mm并非是毡 圈密封轴径的标准尺寸，

23、因而可参考毛毡圈密封标准尺寸d2=25mm来设 iTo毛毡圈宽度定可为b=7mm,轴承盖的密封处宽度为B=12mm,轴承 盖内端顶轴承外环的凸台宽度为t=10mmo从皮带轮端面到轴承盖的空间 O=9.5nmi安装轴承的轴头伸出轴承1mm。考虑到螺钉头及预留空间长度 j=15mm,所以该段轴长度为：L2=B+t+6-1 +j=12+10+9.5-1 +15 =45.5mm3段：滚动轴承安装段初选6207型深沟球轴承，其内径为d3=35mm装轴承的轴颈倒角为1x45,轴承宽度为b=17mm,外径为D=72mm。额定动负荷：25500 N 考虑齿轮在箱体内的润滑散热空间需要，齿轮端面和箱体内壁的距离

24、为: W=10mm,轴承端面和毛面的箱体内壁也应有一定距离：Y=8mmo 考虑该段轴的长度应略大于轴承宽度，故该段轴长度为:L3= b轴承+l=17+l = 18mm,4段：齿轮左端轴承台阶段该段直径d4=41mm,单边轴肩取h=(d4-d3)/2=(41-35)/2=3mm,其原因是因 直齿轮无轴向力作用，使用深沟轴承，轴承内部轴向力很小,因而轴肩使用 值取得略小于推荐值3.5mm,该长度受齿轮中心到轴承中心跨度的影响, 因跨度值现定为70mm o故有:L4=50-轴承宽/2-齿宽/2 = 50-17/2-85/2=19mm5齿轮所在段该段长为齿轮宽度，因齿轮与轴为一体，故该段轴的直径有齿轮

25、外圆、 分度圆和齿根圆，齿根圆的直径不能小于d4和d6。齿顶圆直径d5=82mm, 现齿根圆直径De=73mm故 Ded4 (d6)o6段：齿轮右端轴承台肩段该段直径d4=41mm,单边轴肩取h=(d4-d3)/2=(41 -35)/2=3mm,其原因是因 直齿轮无轴向力作用，使用深沟轴承，轴承内部轴向力很小,因而轴肩使用 值取得略小于推荐值3.5mmo该长度受齿轮中心到轴承中心跨度的影响，因跨度值现定为70mm,故有: L4=50-轴承宽/2-齿宽/2 = 70-17/2-85/2=19mm7段：右轴承安装段初选6207型深沟球轴承，其内径为d3=35mm,装轴承的轴颈倒角为 1x45,轴承

26、宽度为：b=17mnn外径为：D=72mm。额定动负荷：25500 N 考虑齿轮在箱体内的润滑散热空间需要，齿轮端面和箱体内壁的距离为: W=10mm,轴承端面和毛面的箱体内壁也应有一定距离：Y二8mm。 考虑该段轴的长度应略大于轴承宽度，故该段轴长度为：L7=b轴承+l = 17+l = 18mm设计结构尺寸时应注意以下细节：1、处于轴承孔中的轴长度比轴承宽度大1,这样可以避免轴端部倒角减 少其与轴承内孔的接触长度。2、处于带轮孔中的轴长度比带轮宽度小1,这样便于用轴端挡圈使带轮 轴向定位和夹紧。3、处于齿轮安装孔中的轴长度比齿轮宽度小L其H的是使左边套筒能 紧紧顶住齿轮左端面，使齿轮轴向定

27、位和固定。轴承：6207 滚动轴承安装 段d3=35mmL3=18mm齿轮左轴承台 阶段d4=41mmL4= 19mm齿轮所在段d5=82mmL5=85mm齿轮右轴承台 阶段d5=41mmL5=19mm右轴承安装段 d7 =35mm L7=18mmV型A带轮安 装段 dl=22mm LI =63mm 润滑密封段 d2=26mm L2=45.5mm 左轴承安装段 d3=35mm L3=18mm 左轴承右轴肩 段 d4=41 mmL4= 1 9mm 齿轮宽度段 d5=82mm具体结构见下页的高速轴的结构示意图：带轮平键轴承盖 毛毡圈 齿轮 滚动轴承-段号轴颈 段名轴颈直径代号轴颈直径尺 寸轴颈长度

28、代号颈尺 轴长度寸相关零 件 配合部 位配合部 位 结构尺 寸带轮安装段dl22L163带轮宽 度64润滑密封段d226L245.5密封宽 度12左轴承安装 段d335L318轴承宽B17左轴承右肩 段d441L419齿轮宽度段d582L585齿轮宽 度85右轴承左肩 段d641L619右轴承安装 段d735L718轴承宽B17高速轴的各段结构尺寸表（单位:mm）本方案中两支承点距离LAB= 140mm, 齿轮中心距两支承距离LCA二LCB=70mm,在结构示 意图中两支承 点取轴承宽度 的中点值，皮 带轮对轴的施 力点取带轮宽 度的中点值， 齿轮对轴的施 力点取齿轮宽 度的中点值。 为了计算

29、方 便，支承点间, 或施力点到支 承点的距离应 尽量取整数。皮带轮中心距B支承LDB=86.5mm 具体情况见下页高速轴受力示意图: 高速轴受力示意图：L5=85mm右轴承左轴肩 段d6=41mmL6= 19mm 右轴承安装段 d7=35 mmL7=18 mm两支承点距离LAB=100nim齿轮中心距 支承距离 LCA=LCB=50 mm带轮中线距B 点距离LDB=85mm高速轴受力及弯矩合成情况见下图:与矩与存矩折 JIU&合咸之当(3)、轴受力情况计算已知小齿轮分度圆直径dI=80mm已知轴II上的扭矩T2=633873Nmm齿轮圆周力圆周力：FtFt=1625.3N根据课本P168 （1M）式得：齿轮径向力圆周力:Ft=2T2/d 1 =2x63 387.3/80= 1625.3NFr=591.6N求径向力Fr根据课本P127 （6-35）式得：径向力:Fi-=Ft-tana=2304xtaii20=591.6N因为该轴上两轴承与齿轮对称安装，所以：LA=LB=70mm水平支反力A、轴受力示意图（如上页图a） Bs绘制轴受力简图（如上页图b）FAy 齿