链式运输机传动装置设计 2

1机械设计课程设计设计说明书材料学院（系、部）材料化学专业01班级课程名称：机械设计课程设计设计题目：链式运输机传动装置设计完成期限：自2013年12月30日至2013年1月3日共1周内容及任务一、设计的主要技术参数运输链牵引力（F/N）：2500输送速度V/(m/s)：0.6链轮节圆直径D/(mm)：170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±5%.二、设计任务传动系统的总体设计；传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计；设计计算说明书的编写。三、设计工作量（1）轴系结构减速机装配图1张；（2）零件图一张（轴或齿轮）；（3）设计说明书1份进度安排起止日期工作内容传动系统总体设计传动零件的设计计算；减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书2目录1.设计要求-----------------------------------------（3）2.选择电动机的类型--------------------------------（5）3.传动装置运动和动参数的计算------------------（6）4.齿轮的设计---------------------------------------（7）5.润滑与密封-----------------------------------------（15）6.课程设计总结------------------------------------（16）3链式运输机的传动装置设计任务书1.设计要求一、传动装置简图链式运输机的传动装置如图（1）：动力及传动装置图（1）二、原始数据链式运输机的传动装置原始数据如下表题号运动链牵引力F/kN传输速度v(m/s)链轮节圆直径D/mm12.50.6170三、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链速度的%5。传动方案：展开式两级圆柱齿轮减速器4展开式两级圆柱齿轮减速器52.选择电动机的类型。按工作要求选择Y型三相异步电动机，电压为380V。（一）选择电动机容量。电动机所需的工作功率为awdppkWwFvPw1000根据链式运输机工作机的类型，可取工作机效率97.0w。传动装置的总效率423321a查第10章中表10-2机械传动和摩擦副的效率概略值，确定个部分效率为：联轴器效率99.01，滚动轴承传动效率（一对）99.02，闭式齿轮传动效率97.03，V带传动效率4=0.96代入得868.096.097.099.099.023所需电动机的功率为因载荷平稳，电动机额定功率pcd略大于pd即可，由第19章表19-1所示Y系列三相异步电动机的技术参数，选电动机的额定功率pcd为4kW.（二）确定电动机转速.链轮轴工作转速为两级圆柱齿轮减速器一般传动比范围为8~40,又由于V带的传动比推荐值为2~5，可取V带的传动比i0=2.5，则总传动比范围20~100ai,故电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速有1500r/min,3000r/min,6方案电动机型号额定功率kw同步转速满载转速总传动比1Y132M1-64100096023.412Y112M-441500144035.123Y112M-243000289070.48由于是三班制，且使用年限达10年，对电动机的使用性能要求较高，同时电动机的成本也相应的高出很多的，故选电动机型号为Y132M1-6。3.传动装置运动和动参数的计算1、各轴转速960/minmrn，0384/minmrnniⅠ01125.49/minmrnniiⅡ，01241/minmrnniiiⅢ=n2、各轴输入的功率电动机轴工作轴3、各轴的输入转矩工作轴综上有下表7轴号功率P/kw转矩T（mN）转速（r/min）效率传动比i电动机轴9600.962.5Ⅰ轴0.973.06Ⅱ轴0.973.06Ⅲ轴0.991工作轴4.齿轮的设计题目要求：三班制，使用年限为10年，设计年使用日为350天连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的%5。选取图中的两个大齿轮相等，两小齿轮也相等1选定论类型，精度等级，材料及齿数。a、齿轮选直齿圆柱齿轮。b、运输机一般为工作机器，速度不高，故选用精度为7级。c、材料选择。由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为12Cr2Ni4(渗碳后淬火)，硬度为320HBS，大齿轮材料为20Cr2Ni4（渗碳后淬火）硬度为350HBS，二者材料硬度差为30HBS。d、选小齿轮数201z，则大齿轮齿数为2.612006.32z取612z。1、按齿面接触强度设计，由《机械设计》设计计算公式（10-9a）进行计算，即83211)][(1×32.2HEuuKZTddt1）、确定公式内的各计算数值a、试选载荷系数3.1kt。b小齿轮传递的转矩c、由《机械设计》表10-7选取齿宽系数1d。d、由《机械设计》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6201lim，大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6202lim。e、由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数PazME21188。f、计算应力循环次数。1091194.1)1035083(13846060LnNhj101089232.606.394.1Ng、由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数98.01kHN，05.12KHN。h、计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1,由MPaSHkHN607.6620×98.01lim11][MPaSHkHN516620×05.12lim22][2）、计算。a、试算小齿轮分度圆直径dt1，代入[H]中较小的值。mmmmHEuuZTkddtt73.5506.306.41874003.1×32.21×32.2323211)620188()][(9b、计算圆周速度v。c、计算齿宽b.mmbdtd73.5573.5511d、计算齿宽与齿高比hb。模数mmzdmtt79.22073.5511齿高mmhmt27.679.225.225.2比88.827.673.55hbe、计算的载荷系数根据v=1.12m/s，7级精度，由《机械设计》图10-8查得动载荷系数0.92vk；直齿轮，1kkFH；由《机械设计》表10-2，查得使用系数00.1kA；由《机械设计》表10-4，用查值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，1.420Hk；由8.88bh，图10-13，得1.35Fk；故载荷系数1x0.92x1x1.421.3064AvHHKkkkkf、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由311×55.82ttkmmddkg、计算模数m。1155.822.7920mmmdz3）、按齿根弯曲强度设计。弯曲强度的设计公式为3211)][(2FSaFadYYzTkma、确定公式内的各计算数值。（1）、由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001，大10齿轮的弯曲疲劳强度极限2480FEMPa。（2）、由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数10.94FNk，20.92FNk；（3）、计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由《机械设计》式10-12得1110.94500335.711.4[]FNFEMPaFSk2220.92480315.431.4[]FNFEMPaFSk（4）、计算载荷系数K。10.9211.351.242AvFFKkkkk（5）、查齿形系数。由《机械设计》表10-5，查得12.80FaY；22.38FaY。（6）、查取应力校正系数。由《机械设计》表10-5，查得11.55SaY；21.73SaY。（7）、计算大、小齿轮的][FSaFaYY并加以比较。1112.801.550.01293335.71[]FaSaFYY2222.381.730.01305315.43[]FaSaFYY；大齿轮的数值大。b、设计计算3221.242874000.012931.91120mmm对此计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根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）有关。可取由弯曲强度算得的模数1.91mm并就近圆整为标准值m=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径155.82mmd，算出小齿轮齿数1155.82/2.028mdz，大齿轮齿数1123.062886z。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并作到结构紧凑，避免浪费。4）、几何尺寸计算a、计算分度圆的直径11282.056mmdzm22862.0172mmmdzb、计算中心距121142ammddc、计算齿轮宽度156dbmmd取256mmB，B1=61mm。5）、综上有下表小齿轮大齿轮齿数2886齿全高h4.54.5齿顶圆直径ad60176分度圆直径d56172齿根圆直径da51167中心距a1146）、结构设计及绘制齿轮零件图。2、第二级齿轮材料和前一级一样，e、齿轮选直齿圆柱齿轮。f、运输机一般为工作机器，速度不高，故选用精度为7级。g、材料选择。由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为12Cr2Ni4(渗碳后淬火)，硬度为320HBS，大齿轮材料为20Cr2Ni4(渗碳后淬火)，硬度为350HBS，二者材料硬度差为30HBS。h、选小齿轮数140z，则大齿轮齿数为23.0640122.4z，取2122z。3、按齿面接触强度设计，由《机械设计》设计计算公式（10-9a）进行计算，即123211)][(1×32.2HEuuKZTddt1）、确定公式内的各计算数值a、试选载荷系数3.1kt。b齿轮的扭转力矩19550000x3.25/125.49252290NmmTc、由《机械设计》表10-7选取齿宽系数1d。d、由《机械设计》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1620HMPa，大齿轮的接触疲劳强度极限lim2620HMPa。e、由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数12188EMPaz。f、计算应力循环次数。8116060125.491(3835010)6.3210hjNnL8826.322.063.061010Ng、由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数10.93HNk，20.95HNK。h、计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1,由1lim110.93x620576.6[]HNMPaHSk2lim220.95x620589[]HNMPaHSk2）、计算。a、试算小齿轮分度圆直径dt1，代入[H]中较小的值。21312312.32x1.32522904.062.32x83.2813.06()[]188()576.6ttduEuHmmmmZkTdb、计算圆周速度v。131183.28125.490.55/601000601000tvmsdnc、计算齿宽b.1183.2883.28tdbmmde、计算齿宽与齿高比hb。模数1183.282.08240ttmmdmz齿高2.252.252.0824.6845thmmm比83.2817.7774.6845bhe、计算的载荷系数根据v=0.55m