链式运输机.docx

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1、链式运输机传动装置设计目录1.传动方案的分析与拟定21.1传动装置简图21.2原始数据21.3工作条件22.电动机的选择32.1选择电动机类型和结构形式32.2 电动机容量的选择32.3电动机的转速43.传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配54.传动装置运动和动力参数的计算65.带轮的设计86.齿轮的设计117.轴的设计177.1齿轮轴的设计177.2输出轴的设计228.键联接设计299.滚动轴承的寿命计算3010.联轴器的设计3111.箱体的设计3212. 设计总结34链式运输机传动装置的设计计算过程1.传动方案的分析与拟定1.1传动装置简图 链式运输机的传动装置如图1-1所示 图1-1

2、 链式运输机的传动装置1.2原始数据链式运输机的传动装置原始数据（第一组），运输链牵引力F=2.5KN，输送速度V=0.6m/s,以及链轮节圆直径D=170mm1.3工作条件三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为运输链速度的5%.传动方案图如下图1-2所示1.电动机 2.带传动 3.减速器 4.联轴器图1-2 参考传动方案：单级圆柱齿轮减速器2.电动机的选择2.1选择电动机类型和结构形式按工作要求选用Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。2.2 电动机容量的选择 电动机所需工作功率，按式（2-1）为 Pd=Pwa （KW）由式（2-2）

3、得Pw=Fv1000w (KW)根据带式运输机工作机的类型，可取工作机效率w=0.97.查第10章中表10-2机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分效率为：带传动效率 1=0.96圆柱直齿轮传动效率 2=0.97联轴器效率 3=0.992滚动轴承传动效率（一对） 4=0.99传动装置的总效率 a=12343将数据代入上式可得：a=0.960.970.9920.993=0.896所需的电动机功率为：Pd=Fv1000wa=25000.610000.970.896=1.73 KW因为载荷平稳，电动机额定功率Pcd略大于Pd即可，选用电动机的额定功率Pcd为2.2 KW2.3电动机的转速卷筒轴工

4、作转速为n=601000vD=6010000.6170=67.4 (r/min)由表2-2可知单级圆柱直齿轮一般传动比范围为i4,V带传动传动比范围为24，则总传动比合理范围 ia=816故电动机转速的可选范围为：nd=ian=81667.4=5391078（r/min）符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min。由于750r/min无特殊要求，不常用，故将1000r/min、1500r/min两种方案进行比较。综合考虑选用电动机的型号为：Y112M-6(同步转速为1000r/min)该电动机的各参数如下表所示:电动机型号额定功率/kw满载转速（r/min

5、堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y112M-62.2 9402.02.2电动机的主要外形和安装尺寸:尺寸如下：中心高H外形尺 寸L(AC/2+AD)HD底角安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD1124003052651901401228608313.传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配电动机满载转速nm及工作机转速n,可得传动装置所要求的总传动比为： ia=nmn=94067.4=13.94由传动方案可知，传动装置的总动比等于带传动与齿轮传动的乘积，即 ia=i1i2 一级传动带传动比为：3.485二级齿轮传动的传动比为：44.传动装置运动和动力参数的计算将传动

6、装置中各轴由高速至低速依次为轴、轴。P、P分别为各轴的输入功率；T、T分别为各轴的输入转矩；n、n分别为各轴的转速；可按照电动机轴至各轴的运动传动路线，计算各轴的参数。（1） 计算各轴的转速 轴：n=nmi1=9403.485=269.7 r/min轴:n=nmi1i2=9403.4854=67.4 r/min卷筒轴：n= n=67.4 r/min(2)计算各轴的功率轴：P=Pd1=1.730.96=1.66KW轴:P=Pd124 =1.730.960.970.99=1.59KW 卷筒轴:P=Pd12342 =1.730.960.970.9920.992 =1.566KW(3)计算各轴的转矩T

7、电动机轴=9550Pdnm=95501.73940=17.58Nm T=9550Pn=95501.66269.7=58.78NmT=9550Pn=95501.5967.4=225.29 NmT工作轴=9550P工作轴n工作轴=95501.56667.4=221.89Nm 将上述结果列入下表中，供后面设计使用。轴号功率P/KW转矩T(Nm)转速N(r/min)传动比i效率电动机轴1.7317.589403.4850.96轴1.6658.78269.740.960轴1.59225.2967.410.982工作机轴1.566221.8967.45.带轮的设计1.确定计算功率Pca由表8-7查得工作情

8、况系数KA=1.1,故Pca=KAP=1.12.2=2.42KW 2.选择V带的带型根据Pca、nm由图8-11选用B型3.确定带轮的基准直径dd并验算带速V（1）初选小带轮的基准直径dd1。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=125mm（2）验算带速V。按式（8-13）验算带的速度V=dd1n1601000=125940601000=6.15m/s 因为5m/sVF0min=175.99N8.计算压轴力Fp压轴力的最小值为Fpmin=2ZF0minSin12 =22175.99Sin144.322=670.11N 9.带轮的结构设计6.齿轮的设计1.选定齿轮类型、精度、材料、及齿

9、数（1）减速器内为直齿圆柱齿轮传动，运动的速度不高，故采作7级精度（GB 10095-88）(2)材料选择 由表10-1选择小齿轮的材料为40Cr（调质），硬度为270HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为230HBS。二者材料硬度差为40HBS。（3）选小齿轮的齿数Z1=25，大齿轮的齿数Z2=425=1002.按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即d1t2.323KT1du1u(ZEH)2 (1) 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数Kt=1.32） 计算小齿轮传递的转矩 T1=95.5105P1n1=95.51051.66269.7 =5.878105Nmm

10、3) 由表10-7选取齿宽系数d=14） 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa125) 由表10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 1=580MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 2=530MPa。6）由式10-13计算应力循环次数 N1=60n1jLh=60269.713103008=1.165109 N2=1.1651094=2.913108 7)由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92,KHN2=0.96 8)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1H1=KHN1Hlim 1S=0.92580=533.6MPa H2=K

11、HN2Hlim 2S=0.96530=508.8MPa（2） 计算1） 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值d1t2.323KT1du1uZEH2 =2.3231.35.878104154189.8508.82 = 54.956mm 2) 计算圆周速度V V=d1tn1601000=54.956269.7601000=0.78m/s 3)计算齿宽b b=dd1t=154.956=54.956mm 4)计算齿宽与齿高之比bh模数mt=d1tz1=54.95625=2.198mm齿高h=2.25mt=2.252.198=4.95mbh=54.9564.95=11.10 5)计算载荷系数 根据V=0

12、78m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数KV=1.03,直齿轮，KH=KF=1由表10-2查得使用系数KA=1；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置，KH=1.312,由bh=11.10，KH=1.312查图10-13得KF=1.26，故载荷系数K=KAKVKHKH =11.0311.312 =1.351 6)按实际载荷系数校正算得的分度圆直径d1=d1t3KKt=54.95631.3511.3 =55.665mm 7)计算模数mm=d1z1=55.66525=2.23mm 2.按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为m32KT1dZ12(YFaY

13、SaF) (1)确定公式内的各计算数值 1） 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=490MPa,大齿轮的弯曲强度极限FE2=370MPa2） 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.89,KFN2=0.923） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,F1=KFN1FE1S=0.894901.4=311.5MPa F2=KFN2FE2S=0.923701.4=243.1MPa 4) 计算载荷系数KK=KAKVKFKF=11.0311.26 =1.298 5） 查取齿形系数YFa1=2.62,YFa2=2.186) 查取应力校正系数YSa1=1.59,YSa2=1

14、797) 计算大、小齿轮的YFaYSaF并加以比较YFa1YSa1F1=2.621.59311.5=0.01337 YFa2YSa2F2=2.181.79243.1=0.01605 大齿轮的数值大（1） 设计计算 m32KT1dZ12YFaYSaF =321.2985.8781042520.01605 =1.58 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，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）在关，可取由弯曲强度算得的模数1.58并就近圆整为标准值m=2mm,按接触强度

15、算得的分度圆直径d1=55.665mm,算出小齿轮齿数Z1=d1m=55.665228（3）几何尺寸的计算1）分度圆直径d1=Z1m=282=56.00mm d2=Z2m=1122=224.00mm2)中心距 a=d1+d22=56.00+224.002=140.00mm3)计算齿轮的宽度 b=dd1=156=56mm 取B2=56mm,B1=61mm(4)齿轮的结构设计7.轴的设计7.1齿轮轴的设计（1）确定轴上零件的定位和固定方式1,4 滚动轴承 2轴 3齿轮轴的轮齿部分5轴承端盖 6轴端挡圈 7键 8带轮 9箱体（2）按扭转强度估算轴的直径选用40Cr调质，硬度为241286HBS轴的输

16、入功率为P=1.66KW,转速n=269.7r/min，根据课本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=110，dA03pn=11031.66269.7=20.16mm 1)从大带轮开始右起一段，由于带轮与轴通过键联接则轴增加5%，取D1=25mm，又带轮的宽度B=Z-1e+2f=2-119+211.5=42mm 则第一段长度取L1=55mm2)右起第二段直径取D2=30mm,根据轴承的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体厚度，取端面与带轮的左端面间的距离为30mm,则取第二段的长度为L2=50mm。3）右起第三段该段装有滚动轴承选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为0，选用600

17、8型轴承其尺寸为dDB=406815,那么该段的直径为D3=40mm，长度为L3=15mm4）右起第四段为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径取D4=48mm，长度取L4=16mm 5）右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为60mm，分度圆直径为56mm,齿轮的宽度为61mm，那么取该段的直径为D5=60mm，长度为L5=61mm。6）右起第六段为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=48mm，长度取L6=16mm。7）右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=40mm，长度为L7=18mm（3）求齿轮上作用力的大小和方向1）小齿轮分度圆

18、直径：d1=56mm2）作用在齿轮上的转矩为T1=5.878104Nmm3）求圆周力FtFt=2T1d1=25.87810456=2099.29N 4)求径向力FrFr=Fttan=2099.29tan20=764.08N 5)轴支反力根据轴承支反力和作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型水平面的支反力：FRA=FRB=Ft2=1049.65N 垂直面的支反力：FRA=FRB=Fr2=382.04N 6）画弯矩图右起第五段剖面C处的弯矩水平面的弯矩：MC=FRA54=1049.6554=56.68Nm 垂直面的弯矩：MC=FRA54=382.0454=20.63Nm 合成弯矩：MC

19、1=MC2=2MC2+MC2 =256.682+20.632=60.32Nm 7)画转矩图T=Ftd12=2099.29562=58.78Nm 8)按弯扭合成应力校核轴的强度（1）因为是单向回转，转矩为脉动循环=0.6，右起第五段剖面C处当量弯矩和扭矩最大，其直径相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。由课表（15-5）有-1=70MPa,则 ca=2MC22+T2W =2MC22+T20.1D53 =69.871030.1603 =3.23MPa-1=70MPa (2)右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故也为危险截面MD=2(T)2=T=0.658.78=35.27Nm ca=MDW=MD

20、d332-btd-t22d =35.271031250.76=28.20MPa-1=70MPa 所以确定的尺寸是安全的以下为计算所需的图如下：7.2输出轴的设计1.输出轴的设计（1） 确定轴上零件的定位和固定方式1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6轴承端盖7半联轴器 8轴端挡圈 9箱体 10键（2）按扭转强度估算轴的直径选用40Cr调质，硬度为241286HBS轴的输入功率为P=1.59KW,转速n=67.4r/min，根据课本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=100，dA03pn=10031.5967.4=28.68mm 1)从联轴器开始右起一段，由于联轴器与轴通过键联接则

21、轴应该增加5%，取D1=35mm，又联轴器的计算转矩Tca=KAT=1.5225.29=337.935Nm,选用LX2Z型弹性柱梢联轴器，半联轴器的长度为82，则第一段长度取L1=80mm。2)右起第二段考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取D2=45mm,根据轴承端盖外端面与半联器的左端面间的距离为30mm,则取第二段的长度为L2=46mm。3）右起第三段该段装有滚动轴承选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为0，选用6212型轴承其尺寸为dDB=6011022,那么该段的直径为D3=60mm，长度为L3=42mm4）右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的

22、分度圆直径为224mm，则第四段的直径取D4=70mm，齿轮宽为56mm为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=54mm 5）右起第五段，该段考虑齿轮的轴向定位，定位轴肩，那么取该轴段的直径为D5=76mm，长度为L5=10mm。6）右起第六段为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=70mm，长度取L6=8mm。7）右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=60mm，长度为L7=22mm（3）求齿轮上作用力的大小和方向1）小齿轮分度圆直径：d2=224mm2）作用在齿轮上的转矩为T2=2.25105Nmm3）求圆周力FtFt=2T2d2=22.2510556=20

23、08.93/N 4)求径向力FrFr=Fttan=2008.93tan20=731.19N 5)轴支反力根据轴承支反力和作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型水平面的支反力：FRA=FRB=Ft2=1004.46N 垂直面的支反力：FRA=FRB=Fr2=365.60N 6）画弯矩图右起第四段剖面C处的弯矩水平面的弯矩：MC=FRA57=1004.4657=57.25Nm 垂直面的弯矩：MC=FRA57=365.6057=20.84Nm 合成弯矩：MC1=MC2=2MC2+MC2 =257.252+20.842=60.93Nm 7)画转矩图T=Ftd12=2008.932242=2

24、25.0Nm 8)按弯扭合成应力校核轴的强度（1）因为是单向回转，转矩为脉动循环=0.6，右起第四段剖面C处当量弯矩和扭矩最大，其直径相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。由课表（15-5）有-1=70MPa,则ca=2MC22+T2W =2MC22+T2d332-btd-t22d =148.1110329488.68 =5.022MPa-1=70MPa (2)右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故也为危险截面MD=2(T)2=T=0.6225.0=135Nm ca=MDW=MDd332-btd-t22d =1351033566.386=37.9MPa-1 =70MPa 所以确定的尺寸是安全

25、的9）精确校核轴的强度（1）判断危险截面截面D处只受扭矩的作用，截面C上既受弯矩，又受扭矩；但应力集中不大，只需校正截面E的左右两侧即可。（2）截面E的左侧抗弯截面系数：W=0.1d43=0.1703=34300mm3 抗扭截面系数：WT=0.2d43=0.2703=68600mm3 弯矩M及弯曲应力为：M=6093057-2557=34206Nmm b=MW=3420634300=0.997MPaB=735MPa 扭矩T及扭转切应力为：T=225290Nmm T=TWT=22529068600=3.28MPa-1=200MPa (3)截面E的右侧抗弯截面系数：W=0.1d33=0.1603=

26、21600mm3 抗扭截面系数：WT=0.2d33=0.2603=43200mm3 弯矩M及弯曲应力为：M=6093057-2557=34206Nmm b=MW=3420621600=1.58MPaB=735MPa 扭矩T及扭转切应力为：T=225290Nmm T=TWT=22529043200=5.21MPa-1=200MPa 故符合要求。以下为计算所需的图如下：8.键联接设计1.输入轴与大带轮联接采用平键联接此段轴径D1=25mm，L1=55mm查手册得选A型平键键bh=87,L=32mmT=58.78Nm,h=7mm根据课本P106（6-1）式得p=2T103kld=4T103hld =

27、458.7810373225 =41.99MPaR=110MPa 2.输出轴与齿轮联接采用平键联接此轴段直径D4=70mm，L4=54mm查手册选 A型平键键bh=2012，L=40mmT=225.29Nm,h=12mm根据课本P106（6-1）式得p=2T103kld=4T103hld =4225.29103124070 =26.82MPaR=110MPa 3.输出轴与联轴器联接采用平键联接 此段轴径为D1=35mm，L1=80mm查手册选 A型平键键bh=108，L=50mmT=225.29Nm,h=8mmp=2T103kld=4T103hld =4225.2910385035 =64.2

28、9MPa72000小时 所以预期寿命足够。2.输出轴的轴承设计计算(1)初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受FR径向力作用所以P=FR=731.19N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值C=Pfpft60nLh1061=731.1916067.41067200013 =4846.3N (3)选择轴承的型号查表选择6212型号轴承Cr=47.81KNLh=10660nftCPfp=1066067.447810731.183 =69084690小时72000小时 所以预期寿命足够。10.联轴器的设计（1）类型的选择 两轴相对位移很小，运转平稳，故选用弹性柱梢联轴器。（2）载荷计算Tca=

29、KAT=1.5225.29=337.935Nm （3）型号的选择 根据Tca，轴径d,轴的转速n，选用弹性柱梢联轴器，其额定转矩T=560Nm,许用转速n=6300r/min,故符合要求。11.箱体的设计(1)窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。(2)放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使

30、机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。(5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。(6)定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。(7)调整垫片调整垫

31、片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。(8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。(9)密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。箱体的结构如下表所示：名称符号尺寸箱座壁厚 8箱盖壁厚1 8箱座、箱盖、箱底座凸缘厚度b、b1 、b212，12，20地脚螺栓直径df 20地脚螺栓数目n4轴承旁连接螺栓直径d1 16连接螺栓d2的间距d2 12轴承盖螺钉直径d3 10视孔盖螺钉直径d4 8定位梢直径d10df、d1、

32、d2 至外箱壁距离C1 26,22,20d1、d2 至凸缘距离C2 24,18轴承旁凸台半径R1 24,16凸台高度H根据低速级轴承座外径来确定，以便于扳手操作外箱壁至轴承座端面距离 l1 56大齿轮顶圆与箱体内壁距离1 14齿轮端面与箱体内壁距离2 10箱盖、箱座肋厚m1、m 6.8,6.8轴承端盖外径D2、D3 160，78轴承旁连接螺栓距离S尽量靠近，一般取SD2小齿轮齿顶圆与箱体内壁的距离3 38轴承端盖厚度t1212. 设计总结机械设计课程设计是我们机械类专业学生一次较全面的机械设计训练，时间说长不长，但是却是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程的理论知识，结合实际知识，培养分析和解决一般实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。进行机械设计基本技能的训练，如计算、CAD绘图、熟悉和运用设计资料以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。35