链板式输送机传动装置-机械设计课程设计

机械设计课程设计计算说明书设计题目：链板式输送机传动装置材料成型及控制工程专业专业04021201班设计者：王飞指导老师：袁茹2015年1月20日星期日西北工业大学目录课程设计题目第一部分传动方案拟定第二部分电动机的选择第三部分传动比的分配第四部分传动参数计算第五部分传动零件的设计计算第六部分轴的设计计算第七部分圆锥滚子轴承的选择及校核计算第八部分键联接的选择及校核计算第九部分联轴器的选择第十部分润滑及密封第十一部分箱体及附件的结构设计和选择参考资料课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）原始数据：输送链的牵引力F/kN1.5运输机链速V/(m/s)0.7传送链链轮的节圆直径d/mm100工作条件：连续单向转动，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为±5%。链板式输送机的传动效率为0.95。计算与说明主要结果第一部分传动方案拟定传动方案（已给定）：外传动为V带传动；减速器为一级展开式圆锥齿轮减速器。方案简图如下：传动类别精度结构及润滑效率锥齿轮传动η38级精度开式传动（脂润滑）0.94~0.97（取中间值0.955）滚动轴承η2η4η6滚子轴承（油润滑）0.98V带传动η10.96滚子链传动η70.96联轴器η5弹性、齿式0.99第二部分电动机的选择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：a、工作机所需功率：115000.71.1052100010000.95FVpkWb、传动总效率：3170.960.9550.980.990.960.8367所需电动机的功率Pd=1.1Pw/η=1.1×1.1052/0.8368=1.4824kwc、确定电动机转速：计算鼓轮工作转速：6010000.7601000133.7579/min3.14100Vnrd按推荐的传动比合理范围，取圆锥齿轮传动一级减速器传动比范围1i=2～3。取V带传动比2i=2～4，则总传动比理想范围为i=4～12（mgbniiin）。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，选n=1500r/min。d、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，由理论需求电机功率Pd=1.3839kw及同步转速，选定电动机型号Y90L-4。其主要性能：额定功率：1.5KW，满载转速1400r/min。pw=1.1052kwη=0.8367Pd=1.4824kw电动机型号为Y90L-4第三部分计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i=1400/133.7579=10.46672、分配各构件传动比：gbiii3、初定减速器内的传动比2i=3，则带传动的传比就为1210.46673.48893iii第四部分运动参数及动力参数计算1、各轴转速：电动机转速0n=1400r/min小锥齿轮轴转速101inn=1400/3.4889=401.2726r/min大锥齿轮转速212inn133.7575r/min链轮轴转速23nn133.7575r/min2、各轴功率：01.5mPPkw111.50.961.44MPPkW21231.440.9550.981.3477PPkW32451.34770.980.991.3075PPkW3、各轴转矩：电动机轴：1.59550955010.23211400dddPTNmn轴1：1119550/34.2712TPnNm轴2：2229550/96.2373TPnNm轴3：3339550/93.3527TPnNmi=10.46671i=3.48892i=31401.2726/minnr2133.7575/minnr11.44Pkw21.3477kwP31.3075kwP12334.271296.237393.3527TNmTNmTNm4、参数汇总参数转速（r/min）功率（kW）转矩（mN）轴Ⅱ401.27261.4434.2712轴Ⅲ133.75751.347796.2373轴Ⅳ133.75751.307593.3527第五部分传动零件的设计计算1.皮带轮传动的设计计算（1）选择普通V带截型，由机械设计教程表6-6得：3.1AK（工时＞16,轻载启动）1.31.51.95caApKpkw01400/minnr由机械设计教程图6.10得选择Z型V带（2）确定带轮基准直径dd，并验算带速为提高V带的寿命，应选取较大的直径，故选取：190mmdd211i(1)3.488899010.01310.8601ddddmm查表应选取2315ddmm轴Ⅰ的实际转速：1122(1)(10.01)140090396/min315ddndnrdεZ型V带190mmdd2315ddmmv=6.5973m/s验证带的速度：119014006.5973/601000601000ddnvms一般v取5m/s~25m/s,速度合适。（3）确定带长和中心矩按设计要求120120.7()2()ddddddadd取0400amm：2'210120()21467.812624dddddddLaddmma查表，1540dLmm实际轴间距：0015401467.8126400436.093722ddLLaamm安装时所需最小轴间距离：min0.015436.09370.0151540412.9137daaLmm张紧或补偿伸长所需最大轴间距离：max0.03436.09370.031540482.2937daaLmm(4)验算小带轮包角：21118057.3150.4364120dddda包角合适。(5)确定带的根数由1540/minnr，190ddmm查表得10.36pkw,10.03p,0.92K,1.54Lk1540dLmma=436.0937mm111.953.52910.360.030.921.54dLpzppKK可以选取4z(6)计算轴压力单根v带的初拉力：查表得m=0.06kg/m20500(2.5)66.112caKPFmvNZVK压轴力：02sin490.98402pFzFN查表取ha=2.0mm,f=7mm,e=12mm,则小轮基准直径：dd1=90mm小轮外径：21294adaddhmm带轮宽：B=(z-1)e+2f=50mm大轮基准直径：2315ddmm大轮外径：222319adaddhmm2．齿轮传动的设计计算1、选定精度等级，材料热处理方式，齿数初定：1)本运输机工作速度、功率都不高，选用7级精度；2)选择小齿轮材料为40Cr，调质处理，硬度HBS1=241~2863)大齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为HBS2=217~2554)选取小齿轮齿数Z1=25，初步确定传动比为i2=3则大齿轮齿数Z2=i2Z1=3×25=75z=4066.112NF490.9840pFNZ1=25Z2=755)此时传动比2113zuz2、按齿面接触疲劳强度计算：锥齿轮以大端面参数为标准值，取齿宽中点处的当量齿轮作为强度计算依据进行计算。（1）初拟载荷系数K=1.2，取齿宽系数L=0.3（2）计算节锥角1cotcot318.4349arcuarc21909018.434971.5651（3)按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限应以大齿轮材料所决定的许用接触应力为准,对45号钢,取2230HBS,大齿轮：lim2539HaMP(4)接触疲劳强度寿命系数。取安全系数1.0Hs计算接触疲劳的寿命系数06HNNKN8603.85210nNnt,2.42.47030()30(230)1.39710NHBS,因0NN,故1HNK(5)计算接触疲劳许用应力许用接触应力：lim/539HHNHaKSMP(6)按齿面接触强度设计传动区域系数2.5Hz，弹性影响系数189.8EazMP2131224()d58.093(10.5)HELLHKTzzumm1u=3齿轮模数1158.0932.323720dmmmZ3、按齿根弯曲疲劳强度计算：对小齿轮取1260HBS,对大齿轮仍用接触强度时的数据,取2230HBS,查表齿轮材料的疲劳极限公式得：lim10.44186300.4FaHBSMPlim20.23166230.9FaHBSMP查表得14.15FaY,23.96FaY许用应力：lim11231.077FNFaFFKMPSlim22183.769FNFaFFKMPS110.018[]FaFY；220.0215[]FaFY两者相比较可知22[]FaFY大，故选其进行校验：2113221241.605(10.5)1[]FaLRFkTYmZu4、确定模数：综上所述,应取模数较大值2.5m5、齿轮参数计算：两齿轮的当量齿数1112526.3523coscos18.4349VZZ22275237.1714coscos71.5651VZZm=2.5由齿数求分度圆直径1162.5dZmmm22187.5dZmmm锥距R，由2212198.82122Rddmm齿宽120.398.821226.6464RbbRmm圆整取130bmm230bmm6、齿轮参数汇总：名称代号小锥齿轮大锥齿轮齿数Z2575模数m2.5mm节锥角δ18.564971.4351分度圆直径d(mm)62.5187.52齿顶高ha(mm)2.5齿根高hf(mm)3齿顶圆直径da(mm)67.4984188.9617齿根圆直径df(mm)56.8079185.6026锥距R(mm)98.8212顶隙c(mm)0.5分度圆齿厚S(mm)3.9269当量齿数ZV26.3523237.1714齿宽B(mm)30齿宽系数φR0.3第六部分轴的设计计算输入轴的设计计算1、按照扭转强度初定直径选用45号钢作为轴的材料，调质处理，取[]35MPa3min955000016.980.2[]TPdmmn考虑有键槽，将直径增大6%，则16.981.0617.99dmm因键槽对轴强度的削弱以及带轮对小轴有较大的拉力，我们选择小轴最小径20dmm。2、输入轴的结构设计(1)轴上零件的定位，固定和装配ⅠⅡⅢⅣⅤⅥ(2)确定轴各段直径和长度Ⅰ段：d1=20mm长度取L1=55mmA型平键：键长45mmb=h=6mmⅡ段：d2=25mm长度取L2=39mmⅢ段：d3=35mm长度取L3=20mm用来和轴承进行过度配合，初选用30206型圆锥滚子轴承。Ⅳ段：d4=28mm长度为L4=43mmⅤ段：d5=35mm长度为L5=25mm用来和轴承进行过度配合，初选用30207型圆锥滚子轴承。Ⅵ段：齿轮部分3、输出轴的设计计算(1)按照扭转强度初定直径选用45号钢最为轴的材料23min2955000025.21790.2[]Pdmmn考虑有键槽，将直径增大5%，则25.21791.0526.4788dmm考虑到联轴器的尺寸，选大轴最小径28dmm4、输出轴的结构设计(1)轴上零件的定位，固定和装配ⅠⅡⅢⅣⅤⅥ(2)确定轴各段直径和长度Ⅰ段:d1=28mm、长度取L1=60mm，与联轴器相连。A型平键：键长50mmb*h=8*7Ⅱ段:d2=32mm长度取L2=33mm。Ⅲ段:d3=35mm长度取L3=38mm用来和轴承进行过度配合，初选用30207型圆锥滚子轴承。Ⅳ段：d4=40mm长度为L4=82