链式输送机传动装置课程设计Word文档格式.docx

资源描述

链式输送机传动装置课程设计Word文档格式.docx

《链式输送机传动装置课程设计Word文档格式.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《链式输送机传动装置课程设计Word文档格式.docx（36页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。

链式输送机传动装置课程设计Word文档格式.docx

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，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

一、课程设计任务书1

二、摘要和关键词2

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

设计题目:

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

指导老师：

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：

n0二n帯xn■女x口他轮xn服轴器x口滾简

n总二0・83

二0.96X0.983X0.97X0.99X0.96

二0.83

（2）电机所需的工作功率：

P中二5.12KW

P」：

沪FV/（lOOOru）

=2550X0.8/（1000X0.83）

=2.46KW

nr（=60X1000V/3iD

=60X1000X0.8/JiX125

=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»

=（6~24）X122.3=733.8~2935.2r/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，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

n「"

・min）

电动机总

M/N

启动转矩额定转矩

最大转矩额定转矩

1000

960

730

2.0

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=960/122.3—7.85

n：

二355・56r/minn:

I=122.18r/min

=122.18r/min

P：

=2.36KWPn=2.24KW

Pm=2.18KW

2、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itMfcXi帝

•••i齿轮二ig/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Xn讦2.46X0.96=2.36KW

PiFPiXn齿萨2.36X0.98X0.97=2.24KW

Pni=PnXn轴承Xn联硼二2.24X0.97X0.99=2.18KW

T：

=63.43N•m

I=175.47N・m

i：

=170.24N・ni

3、计算各轴扭矩（N・mm）

T工什二9550X2.46/960=24.47

Ti二TI：

作XnflJXi沪24.47X2.7X0.96二63.43N・m

Tn二TiXi齿轮xn軸承xn肉轮

=63.43X2.91X0.98X0.97=175.47N•m

Tm=TiiXn铀承Xq阳器

=175.47X0.97X0.99=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.2

Pc=KaP=1.2X3=3.6KW

2.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=100nuiio

2）验算带速v。

按计算式验算带的速度

v二兀山小丿（60X1000）

=nX100X1000/（60X1000）=5.23m/s

V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

d^—i帯•d^i=2./X100=2/0mm

dd2=270mm取标准值ck二280mm

山课本表9-&

圆整为心二280mm

4.确定带长和中心矩

1）根据课本式（9-18）,初定中心距二500mm

2）由课本式（8-22）计算带所需的基准长度

Ld°

Q2ao+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二1640mm

Ld=1612.8mm

计算实际中心距a。

#Ld小几+dd

a=515mm

488

a=A+\JA2-B=513.6mm

取a=515mm

5.验算小带轮上的包角a】a产180°

-（d^-du）/aX57.3°

=180°

-（280-100）/515X57.3°

=159.97°

120°

（适用）

6.确定带的根数z

1）计算单根V带的额定功率亠。

illddl=100mm和n^lOOOr/min根据课本表9~3得

P。

二0.97KW

Z=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&

二0.99

2）计算V带的根数z。

Fo=142.9N

-^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=500（2.5-Ka）Pc/zvKa+qV2

=[500X（2.5-0.95）X3.6/（0.95X4X5.24）+0.1X5.24:

]X=142.9N

（）

=1125.8N

计算压轴力Fp

压轴力的最小值为

（Fp）»

ia=2z（Fo）nicsin（a】/2）

=2X4X142.9Xsin（159.97°

/2）=1125.8N

2、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（GB10095-88）。

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肉二2.91

Z：

=24

由设计计算公式

d*[

2阪5T（ZHZSQZ

Z2=70

二634000N•mm

（1）确定公式内的各计算数值

1）试选载荷系数Kt=l.3

2）计算小齿轮传递的转矩

L=9.55X10&

XPi/m

=95.5X106X2.36/355.56二634000*・mm

3）选取齿宽系数叭二1

4）查得材料的弹性影响系数Ze二189.8MPf

5）按齿面硕度查得小齿轮的接触疲劳强度极限ow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jLh二60X355.56X1X（16X300X10）

=1.02X109

NL3=Nu/i=l.02X1072.91=3.52X10s

7）取接触疲劳寿命系数Km二1.0&

曲二1.0

8）计算解除疲劳许用应力。

取失效概率为1%,安全系数S=1.0

[o』产心】oh说/S二1.0X520/1.OMpa

=520Mpa

[o2KwcoHiiB2/S=l.OX340/1.OMpa

=340Mpa

⑵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

=73.89mm

2）计算圆周速度v。

V二Hgm/（60X1000）=3.14X73.89X355.56/（60X1000）=1.37m/s3）计算齿宽b。

b二dddi二IX/3.89nun=i3.89nun

4）计算齿宽与齿高之比b/h。

模数：

nrd/Z产73.89/24=3.08mm

齿咼：

h二2.25m—2.25X3.08—6.93mmb/h二10.66

5）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Ka—1.25

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1.25X1.15X1.04X1.0=1.50

ag=520Mpd

amg二340Hp&

NL1=1.02X109Nl2=3.52X10sKhs：

-1.0Khs-2=1.0

[OH]1=520Mpa

[0H]:

d：

m=2.5mm

6）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）dFdu（K/KJ13=73.89X（1.5/1.3）13=77.50mm

7）计算模数m：

m=ddl/zl=77.50/24=3.23mm

3.按齿根弯曲强度设计

山课本得弯曲强度的设计公式

1）

Y聞二2・65

YSal=l.58

Y£

2.24

Ysa2=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^=0.94

3）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Kmom/S二0・92X380/1.4=249.71MPa

[oF]3=K^O也/S二0.94X320/1.4二214.86MP&

4）计算载荷系数K

K二K&

XKyX心XK并二1.25X1.15X1X1.04=1.495

5）取齿形系数。

由课本查得Y聞二2.65Y昭二2.24

6）查取应力校正系数

m$3・92mm

山课本表查得YSal=l.58Y^=l.75

7）计算大、小齿轮的YFa丫轧/[oJ

Yf.iYm/[of]i=2.65X1.58/249.71=0.01677

Y离Yg/[o丄二2・24X1.75/214.81=0.01824

大齿轮的数值大。

8）设计计算

[2X1.495X634000X0.01824/（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：

=2.91X20二58

di=80mmd：

二232mma=156mm

=80mm

=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=80min

二Ziin^oSX4=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85mm

2、轴的结构设计

（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

20.90mm

V型带轮安装段

dl=22mm

Ll=63mm

按从左到右，顺序排列各个轴直径段的序号，以此为①段、②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+2fmin=（4-1）x15+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

d2=26mm

L2=45.5mm

因而与其靠近的润滑密封段直径为：

d2=d1+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，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=45.5mm

3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：

25500N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=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70mmo

故有:

L4=50-轴承宽/2-齿宽/2=50-17/2-85/2=19mm

5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De>

d4（d6）o

6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=19mm

7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,轴承宽度为：

b=17mnn外径为：

D=72mm。

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，使齿轮轴向定位和固定。

轴承：

6207滚动轴承安装段

d3=35mm

L3=18mm

齿轮左轴承台阶段

d4=41mm

L4=19mm

齿轮所在段

d5=82mm

L5=85mm

齿轮右轴承台阶段

d5=41mm

L5=19mm

右轴承安装段d7=35mmL7=18mm

V型A带轮安装段dl=22mmLI=63mm润滑密封段d2=26mmL2=45.5mm左轴承安装段d3=35mmL3=18mm左轴承右轴肩段d4=41mmL4=19mm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

径尺寸

长

度代

颈尺轴长度寸