链式输送机机械设计课程设计.docx

资源描述

链式输送机机械设计课程设计.docx

《链式输送机机械设计课程设计.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《链式输送机机械设计课程设计.docx（29页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。

链式输送机机械设计课程设计.docx

链式输送机机械设计课程设计

机　械设计　课程设计

设

计

说

明

书

设计课题:

链式输送机传动装置设计

设计人员:

学　号:

班级:

设计日期：

指导教师:

设计任务书

学生姓名:

　　　　班级学号：

　　　　指导教师：

链式输送机传动装置——二级圆柱齿轮减速器设计

设计图例:

设计要求:

项目编号

运输链工作拉力（N）

运输链速度（ｍ/s）

链轮节圆直径（mm）

Ｂ11

300０

０、９

1０0

其她原始条件:

链式运输机单向运转,工作中载荷有轻微振动，输送机效率0、9０，工作年限８年,大修年限3年,每年工作250天，两班制工作，工作机允许速度误差±5%,在专门工厂小批量生产。

设计工作量:

（1）减速器装配图１张,要求有主、俯、侧三视图,比例１：

１，图上有技术要求、技术参数、图号明细等。

（2）轴、齿轮零件图各１张。

（3）设计说明书1份，包括传动计算、心得小结、弯矩图、扭矩图、参考资料。

（4）课程设计答辩:

根据设计计算、绘图等方面得内容认真准备,叙述设计中得要点,回答提问。

设计说明书

1、1方案分析

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得影响,并且该工作机属于小功率、载荷变化不大,可以采用Ｖ带这种简单得结构，并且价格便宜，标准化程度高,大幅降低了成本。

减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速,这就是两级减速器中应用最广泛得一种。

齿轮相对于轴承不对称,要求轴具有较大得刚度。

高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端得一边，以减小因弯曲变形所引起得载荷沿齿宽分布不均现象。

原动机部为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得性能要求，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。

1、2电动机得选择

1、２、1电动机得类型与结构形式

　　电动机选择Y系列三相交流异步电动机,电动机得结构形式为封闭式。

１、2、２　确定电动机得转速

由于电动机同步转速愈高，价格愈贵,所以选取得电动机同步转速不会太低。

在一般

械中,用得最多得就是同步转速为１500或10０0得电动机。

这里1500得电动机。

1、2、3确定电动机得功率与型号

　1、计算工作机所需输入功率

　由原始数据表中得数据得

2、计算电动机所需得功率

　式中,为传动装置得总效率

　式子中分别为传动装置中每对运动副或传动副得效率。

　一对轴承效率

齿轮传动效率

联轴器传动效率

输送机效率

　总效率

因载荷平稳,电动机额定功率只需略大于即可。

查［2]表10—2中Y系列电动机技术数据，选电动机额定功率

3、确定电动机转速。

工作机轴转速为

运输链转速

根据表２-2推荐得各级传动比范围,圆柱齿轮传动比范围

则总传动比范围为

可见电动机转速得可选范围为

符合这一范围得同步转速有３000r/ｍiｎ,由表１8-１选择Y1１2M—2型电动机

电动机技术数据如下:

额定功率

满载转速

额定转矩

最大转矩

1、3计算总传动比与分配各级传动比

1、３、1确定总传动比

电动机满载速率，工作机所需转速

总传动比为各级传动比得连乘积,即

1、３、2分配各级传动比

总传动比

取高速级齿轮传动比为低速级齿轮传动比得１、05倍,所以求得高速级传动比=４、２，低速级齿轮传动比=4,联轴器传动比、为1。

1、4计算传动装置得运动参数与动力参数

　　1、４、1计算各轴得转速

　传动装置从电动机到工作机有三个轴,依次为I，IＩ,IＩI轴。

1、4、2计算各轴得输入功率

１、4、3计算各轴得输入转矩

电动机轴转矩

传动装置参数见表1—2

表1—2传动装置得运动参数与动力参数

轴号

转速（r／min）

输入功率（ｋＷ）

输入转矩（N·m）

Ｉ

２8９0

３、252

10、746

688、0９5

3、１55

43、7８８

III

１７2、024

３、０６1

169、93３

２、传动零部件得设计计算

2、１齿轮传动

（一）高速级齿轮传动

2、1、1选择精度等级,材料及齿数

　　1、运输机为一般工作机,速度不高,故选用７级精度。

　2、材料选择。

选择小齿轮材料为４0Cr（调质）,硬度为2８0ＨBS，大齿轮材料为45刚（调质）硬度为２40HＢS,二者材料硬度差为40HBS。

3、选小齿轮齿数25,大齿轮齿数

　　２、1、２齿轮强度设计

　1、选取螺旋角初选螺旋角β=１4°

2、按齿面接触强度设计

　按[1]式（10—21）试算,即

（１）确定公式内得各计算数值

1）试选载荷系数

　２）小齿轮得传递转矩由前面算得

3）由［１]表10—７选取齿宽系数

4）由[１]表１０—６查得材料得弹性影响系数。

5）由[1]图10—21ｄ按齿面硬度查得小齿轮得接触疲劳强度极限；大齿轮得接触疲劳强度极限。

6）由式[1]1０—1３计算应力循环次数

7）由[1]图10—19取接触疲劳强度寿命系数,

　８）计算接触疲劳许用应力

9）由[1]图选取区域系数

　　1０）许用接触应力

1１）

（2）计算

1）试算小齿轮分度圆直径,有计算公式得

　2）计算圆周速度　　　　　　　

　3）计算齿宽b及模数

４）计算纵向重合度

５）计算载荷系数

已知使用系数,根据,７级精度,由[1］图１0—8查得动载系数；由表10—4查得;由表10—１3查得;

齿轮得圆周力，

由表1０—3差得。

故载荷系数

　6）按实际得载荷系数校正所算得得分度圆直径,由［1]式（10—1０a）得

７）计算模数

3、按齿根弯曲疲劳强度设计

由[１］式（1０—２0）

（1）确定计算参数

１）计算载荷系数

2）由式（１0－18），可得计算弯曲疲劳强度得重合度系数

3）计算纵向重合度,从[1］式（1０—１9）螺旋角影响系数

计算当量齿数

4）查齿形系数

由［1]图１０—１7查得;

　5）查取应力校正系数

由［1]图１0—18查得；

6）由［1]图１0—20ｃ查得小齿轮弯曲疲劳强度极限;大齿轮得弯曲疲劳极限

　7）由［1］图１0—2２取弯曲疲劳寿命系数，

8）计算弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1、４,由式［1］（1０—1２）得

9）计算大小齿轮得

　大齿轮数值大。

（２）设计计算

由接触疲劳强度计算得模数ｍ大于由齿根弯曲疲劳强度计算得模数。

取以满足弯曲疲劳强度。

为同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得得分度圆直径计算齿数。

取,则,取11３。

2、１、3几何尺寸计算

1、计算中心距

将中心距圆整为１09mm。

2、按圆整后得中心距修螺旋角

因β值改变不大故参数不必修正。

３、计算大小齿轮分度圆直径

4、计算齿轮宽度

圆整后取

2、1、４齿轮结构设计（中间轴大齿轮）

因齿顶圆直径大于１６０mm,而又小于500mm,故以选用腹板式结构为宜。

其她有关尺寸按[1］图1０—３7荐用得结构尺寸设计。

大齿轮结构简图2—1

图２—１

（二）低速级齿轮传动

２、１、5选择精度等级,材料及齿数

１、运输机为一般工作机,速度不高,故选用7级精度。

2、材料选择。

选择小齿轮材料为4０Cｒ（调质）,硬度为2８0HBS,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为24０HBＳ,二者材料硬度差为40HBS。

３、选小齿轮齿数,大齿轮齿数

2、1、6齿轮强度设计

　1、选取螺旋角初选螺旋角β＝12°

　2、按齿面接触强度设计

按[１]式（１0—21）试算,即

（1）确定公式内得各计算数值

1）试选载荷系数

2）小齿轮得传递转矩由前面算得

3）由[1]表10—7选取齿宽系数

4）由［１］表10—6差得材料得弹性影响系数。

５）由[1］图1０—2１d按齿面硬度查得小齿轮得接触疲劳强度极限;大齿轮得接触疲劳强度极限。

６）由式[1]10—13计算应力循环次数

7）由[1]图1０—23取接触疲劳强度寿命系数,

8）计算接触疲劳许用应力

9）由[１]图１0－２0选取区域系数

　10）许用接触应力

（2）计算

1）试算小齿轮分度圆直径,有计算公式得

2）计算圆周速度　　

3）计算齿宽b及模数

4）计算纵向重合度

5）计算载荷系数已知使用系数，根据,7级精度,由［1]图10—８查得动载系数;由表10—4查得;由图10—1３查得;

齿轮得圆周力,

由表1０—3差得。

故载荷系数

6）按实际得载荷系数校正所算得得分度圆直径，由[１]式（10—10a）得

7）计算模数

3、按齿根弯曲疲劳强度设计

由[1]式（10—17）

（1）确定计算参数

1）计算载荷系数

2）由式（10－１8）,可得计算弯曲疲劳强度得重合度系数

3）计算纵向重合度,从[1]式（１0—1９）螺旋角影响系数

计算当量齿数

４）查齿形系数

由[1]图10—1７查得;

５）查取应力校正系数

　　由[1]图10—18查得;

6）由[1]图10—24查得小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮得弯曲疲劳极限

7）由[1]图１0—22取弯曲疲劳寿命系数,

8）计算弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1、４,由式[1]（10—１２）得

　　9）计算大小齿轮得

大齿轮数值大。

（2）设计计算

由接触疲劳强度计算得模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算得模数。

取以满足弯曲疲劳强度。

为同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得得分度圆直径计算齿数。

取,则

２、1、7几何尺寸计算

１、计算中心距

将中心距圆整为166、5mm。

　2、按圆整后得中心距修螺旋角

因β值改变不大故参数不必修正。

３、计算大小齿轮分度圆直径

4、计算齿轮宽度

圆整后取

２、1、８四个齿轮得参数列表如表2—1

表2—1

齿轮

模数

齿数

压力角

螺旋角

分度圆直径

齿顶圆直径

齿底圆直径

高速级小齿轮

１、５

２7

20°

１５、5７°

38、２5

高速级大齿轮

1、5

１13

20°

15、57°

1７6

179

172、25

低速级小齿轮

２、５

２0°

１2、５８°

66、6

71、6

６0、３５

低速级大齿轮

2、５

104

２0°

12、5８°

２66、4

271、4

２60、1５

续表2—1

齿轮

旋向

齿宽Ｂ

轮毂Ｌ

材质　

热处理

结构形式

硬度

高速级小齿

轮

右

５０

４0Cｒ

调质

齿轮轴

28０HBＳ

高速级大齿

轮

左

4５

4５钢

调质

腹板式

240ＨBS

低速级小齿

轮

左

7５

40Cr

调质

实体式

２80HＢS

低速级大齿

轮

右

7０

8０

45钢

调质

腹板式

2４0HBS

2、３轴系部件设计

第轴设计

２、2、1初算第III轴得最小轴径

１、输出轴上得功率,转速,转矩

由前面算得:

2、求作用在齿轮上得力

低速级大齿轮得分度圆直径

３、初步确定轴得最小直径

先按[1]式（１5—2）初步估算轴得最小直径。

选取轴得材料为45钢,调质处理。

根据表[１]表１5—3,取,于就是得

输出轴得最小直径显然就是安装联轴器处直径,故需同时选取联轴器得型号。

查[1］表

14—1,考虑到转矩变化小,故取。

则联轴器得计算转矩。

查GB/T5014——１985，选用ＬH5弹性柱销联轴器,其公称转矩为、半联轴器得孔径

，故取,半联轴器长度,半联轴器与轴配合得毂孔长度。

2、2、２第III轴得结构设计

1、各段轴直径得确定如表２—2

位置

直径（mm）

理由

由前面算得半联轴器得孔径

为满足半联轴器轴向定位要求,轴段需制出一个轴肩,，故取。

根据选取0基本游隙组标准精度级得单列圆锥滚子轴承30315其尺寸为。

故。

8７

左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由[2]上差得30３15型轴承得定位轴肩高度,因此取。

齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度,故取,则轴环处直径，齿轮处直径见段理由。

取安装齿轮处得轴段直径。

７５

见段理由。

表2—2

2、各轴段长度得确定如表2—３

位置

长度（mm）

理由

１05

为保证轴承挡圈只压在半联轴器上而不压在轴得端面上,故段长度应比略短些,取。

５0

轴承端盖总长度为20mm，取端盖外端面与半联轴器右端面间距离,故取。

为圆锥滚子轴承长度，故

１２

轴环处轴肩高度,轴环宽度,取

已知齿轮轮毂宽度为8０mｍ,为了使套筒可靠地压紧齿轮,次轴段略短于轮毂宽度,故取

6８

取齿轮距箱体内壁距离为,第IＩ轴上大齿轮距第III轴上大齿轮。

考虑到箱体铸造误差,在确定滚动轴承时应距箱体内壁一段距离,取。

滚动轴承宽度。

第II轴上大齿轮轮毂长。

则

　　　　　　　　　　　　表2—３

3、第III轴得结构简图如图2—３

图２—3

第（ＩＩ）轴设计

２、2、3初算第（II）轴得最小直径

1、第（II）轴上输入功率,转速,转矩

由前面算得,，

２、分别计算大小齿轮上得力

已知第（II）轴上大齿轮分度圆直

小齿轮上分度圆直径为

3、初步确定轴得最小直径

根据最小直径查[２］GＢ/T２97—19９4选取30309。

轴承得规格为

2、2、４、第（ＩＩ）轴得结构设计

1、确定轴得各段直径如表2—４

位置

直径（ｍm）

理由

根据轴承得尺寸

4０

根据取小齿轮安装处直径。

小齿轮右端用轴肩定位,轴肩高度,取故,则轴环处直径。

取大齿轮安装处直径。

理由同段。

　　　　　　表２—4

２、确定轴得各段长度

为了使套筒可靠地压紧齿轮,分别使段与段长度略短于齿轮轮毂宽4ｍm。

轴环处轴肩高度,轴环宽度。

轴环处长度取

其它轴得尺寸,根据第IIＩ轴算出得尺寸进行确定。

2、2、5第（ＩＩ）轴得强度校核

１、轴得载荷分析图2—４

图2—4

２、大小齿轮截面处得力及力矩数据

由上轴得结构图及弯矩与扭矩图可以瞧出大小齿轮中心线截面处就是轴得危险截面，现将计算出得两个截面处得,,得值列于下表２—５

１）计算支撑反力　　在水平面上为

轴承１总支撑反力

轴承2总支撑反力

在水平面内,

垂直面上

载荷

水平面

垂直面

支反力

弯矩

总弯矩

扭矩

表2—5

３、按弯扭合成应力校核轴得强度

进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩与扭矩得截面即（小齿轮）中心线截面得强度。

根据[1]式（15—5）及上表中得数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉冲循环变应力,取

轴得计算应力

前已选轴得材料为4５钢,调质处理,由表[1]15—1查得。

因此,。

故安全。

４、精确校核轴得疲劳强度

从轴得受载情况来瞧,大小齿轮中心线截面处受力最大。

虽然两截面处应力最大，但应力集中不大而且这里轴径也最大,故两中心截面不必校核。

截面II，III,ＩV,V处应力集中得影响接近,但截面IIＩ，IV处轴径也很大比II,V处轴径大。

所以校核ＩＩ,Ｖ截面就行了。

由于截面IＩ处受力大些,所以只需校核ＩI左右截面即可。

1）截面II左侧

截面左侧得弯矩为　

截面上得扭矩为

截面上得弯曲应力

截面上得扭转切应力

轴得材料为４５钢,调质处理,由[1］表１5—１查得，

。

截面上由于轴肩而形成得理论应力集中系数及按[1]附表３—1查取。

因，,经插值可查得

又由[1]附图3—1可得轴得材料敏感系数为

故有效应力集中系数按[1]式（附表3—4）为

由［1］附图3—2尺寸系数,又由附图3—3得扭转尺寸系数

轴按磨削加工,由[1]附图３—４得表面质量系数为

轴未经表面强化处理,及，按[1］式（3—2）及式（3—12a）得综合系数为

由［1]§3—1及§3—２得碳得特性系数

　　,取

于就是,计算安全系数值，按［１]式（１5—6）~（15—8）则得

故可知其安全。

2）截面II右侧

抗弯截面系数按[1]表15—4中得公式计算

弯矩及弯曲应力为

扭矩及扭转应力为

过盈配合处得,由[1]附表3—8用插值法求出，并取于就是得

轴按磨削加工由[1]附图3—4得表面质量系数为

故得综合系数

所以轴在截面右侧安全系数为

故该轴在截面II右侧得强度也就是足够得。

因无大得瞬时过载及严重应力循环不对称,故可略去静强度校核。

第（I）轴设计

２、２、6初算第（I）轴得最小直径

１、先按[1]式（１5—2）初步确定轴得最小直径。

选取轴得材料为4５号钢,调质处理。

根据[1]表1５—3,取。

根据最小直径选取30３0７轴承,尺寸为

２、2、7第（I）轴得结构设计

根据轴（I）端盖得总宽度及外端盖距联轴器得距离,取轴承外壁距半联轴器外面距离为50mm。

即ＩI—IＩＩ段长度为50mm。

再根据轴（ＩＩI）,（ＩＩ）数据，及确定得箱体内壁距离与带轮轮毂得长即可将整个轴得结构尺寸确定。

轴得结构简图如图２—５

图2—5

2、２、8轴系零部件得选择

根据前面轴得设计内容可以确定各个轴上得零部件。

现将各轴系零件列表如表2—6

轴承（GB/T297—199４）

键（GB/Ｔ1０96—200３）

联轴器（GB/T５014—1985）

轴Ｉ

３１306

（连轴器）

ＬH２

轴II

31307

（小齿轮）

（大齿轮）

轴IＩI

３0315

（联轴器）

（大齿轮）

ＬH5

表2—6

3、减速器装配图得设计

3、1箱体主要结构尺寸得确定

3、1、1铸造箱体得结构形式及主要尺寸

减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器,主要尺寸如表3—1

名称

符号

齿轮减速器

箱座壁厚

８

箱盖壁厚

８

箱盖凸缘壁厚

１2

箱座凸缘厚度

1２

箱座底凸缘厚度

２0

地角螺栓直径

１8

地角螺栓数目

轴承旁连接螺栓直径

１４

连接螺栓得间距

150

轴承端盖螺钉直径

８

视孔盖螺钉直径

定位销直径

至外箱壁距离

24/2０/16

至凸缘边缘距离

22/1４

轴承旁凸台半径

凸台高度

低速轴承外径确定

外箱壁至轴承座端面距离

铸造过度尺寸

ｘ,y

x=5y=25

大齿轮顶圆与内箱壁距离

齿轮端面与内箱壁距离

＞8

箱盖箱座肋厚

轴承端盖外径

201

轴承旁连接螺栓距离

20１

盖与座连接螺栓直径

１0

3、１、2箱体内壁得确定

箱体前后两内壁间得距离由轴得结构设计时就已经确定，左右两内壁距离通过低速级大齿轮距箱体内壁得距离也同样可以确定。

箱体下底面距低速级大齿轮齿顶圆距离大于3０~5０mm,由此可以确定下箱体得内壁距大齿轮中心得距离。

3、２减速器附件得确定

视孔盖:

由[3］表1１—4得，由就是双级减速器与中心距，可确定视孔盖得结构尺寸。

透气孔:

由[3]表11—５得，选用型号为得通气塞

液位计:

由[3]表7—１0得,选用型号得杆式油标

排油口：

油塞得螺塞直径可按减速器箱座壁厚2~2、５倍选取。

取螺塞直径为1２mm、

起盖螺钉:

起盖螺钉数量为1,直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同,取螺钉直径为12ｍｍ

定位销:

由表3—１得定位销直径为8mm

吊环：

由［3]表１１—3得,吊耳环在箱盖上铸出。

根据表3—1中确定得尺寸可以确定吊耳环得尺寸。

4、润滑密封及其它

4、1润滑

1、齿轮得润滑

因齿轮得圆周速度<１2　m/s,所以才用浸油润滑得润滑方式。

高速级齿轮浸入油里约０、7个齿高,但不小于10mm,低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于1０ｍm）,1/6齿轮。

2、轴承得润滑

轴承采用润滑油进行润滑，润滑油直接采用减速器油池内得润滑油通过输油沟进行润滑。

4、2密封

为保证机盖与机座连接处密封,连接凸缘应有足够得宽度,连接表面应精创其表面粗糙度为Ra=6、３。

密封得表面应进过刮研,而且凸缘连接螺柱之间得距离不应过大应均匀分布。

轴承端盖选用凸缘式轴承盖易于调整，采用密封圈实现密封。

端盖直径见表3—1。

密封圈型号根据轴承直径确定。

密封圈材料为半粗羊毛毡。

4、３其它

（１）装配图图纸选用A1得图纸,按1:

2得比例画。

（2）装配前零件用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗,机内不许有任何杂物存在,内壁图上不被机油侵蚀得涂料两次。

（3）齿啮合侧隙用铅丝检验不小于0、６mm,铅丝不得大于最小侧隙得四倍。

（4）用涂色法检验斑点,按齿高接触斑点不小于40%，按齿长接触斑点不小于50%,必要时间可用研磨或刮后研磨以便改善接触情况。

（5）应调整轴承轴向间隙,F35为0、０３~0、008mm　F４５为0、0６~０、12mm　F750、０８～0、15mm、

检查减速器剖封面,各接触面积密封处，均不许漏油，剖封面允许涂密封油漆或水玻璃，不许使用任何填料。

（６）机内装N68润滑油至规定高度

（7）表面涂灰色油漆。

5、总结

大学以来学了《理论力学》,《材料力学》,《机械原理》,《机械设计》,《互换性与测量基础》,《工程材料与成型技术基础》,还真不知道它们有什么用,我能将它们用在什么地方。

通过这次课程设计,我发现以前学得理论基础课程还不就是很牢固,没有真正联系实际。

自己设计得数据与实践有很大差距,有得不符合机械设计指导书上得要求，还有就就是知识得遗忘性大,不会将所学得知识融会贯通等等。

通过这次设计我发现搞机械设计这一行需要自己有丰富得经验与牢固得基础理论知识。

这次设计过程中好多内容就是参考书上得,很多数据得选取都就是借鉴书上得数据,还有很多数据就是自己选得不知道何不合理,好多设计得关键地方都就是在老师得指导下完成得。

毫无疑问，我们得设计得内容有好多错误得地方。

我们设计得减速器

展开阅读全文