设计热处理车间链板式运输机传动装置

一、课程设计任务书题目：设计热处理车间的链板式运输机传动装置1.工作条件及设计要求链板式运输机由电机驱动。电机转动，经传动装置带动链板式运输机的驱动链轮转动，拖动输送链移动，运送热处理零件。该机也可用于加工线或装配线上运送零件。整机结构要求，电机轴与运输机的驱动链轮主轴垂直布置，使用寿命为10年，每日两班制工作，连续运转，单向转动，载荷平稳。允许输送链速度偏差为5%。工作机效率为0.95，按小批生产规模设计，要求结构紧凑。1-电机2-传动装置3-驱动链轮4-输送链链板式运输机的传动示意图2.设计数据输送链拉力F=2300N；输送链速度V=1.3m/s；驱动链轮直径D=220mm。二、传动方案的拟定与分析根据工作条件及设计要求，拟定设计的满足的条件的传动方案有以下几种：传动方案（a）传动方案（b）传动方案（c）1——电动机；2、4——联轴器；3——减速器；5——驱动链轮；6——输出链轮其中方案(a)采用的一级锥齿轮传动，传动简单，结构紧凑。但是如果传动比过大，从而使锥齿轮尺寸过大，难以加工，成本高；方案（b）采用一级蜗轮蜗杆传动，结构紧凑，润滑简便，效率较低，长期使用不够简便，一般在传动比较大的传动中使用；方案（c）采用二级圆锥——圆柱齿轮传动，能够实现较大的传动比，结构较紧凑，使用和维护比较方便，适合长期使用。根据工作要求、结构性能和经济性，综合考虑选用传动方案（c）三、电动机的选择则设计传动比i设一般为8~151、电动机类型的选择电动机分交流和直流电机两种。由于直流电机需要直流电源，结构较复杂，价格较高维护不方便，因此用交流电动机，一般用三相交流电源。交流电机有异步和同步电机两类。异步电机有笼型和绕线型，其中一普通笼型异步电机应用最多。其机构简单、工作可靠、价格便宜、维护方便。按工作要求选择Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。2、电动机功率选择（1）传动装置的总效率：22总锥直工作滚子轴承联轴器球轴承220.970.980.980.990.990.950.8415（2）电机所需的功率：d23001.33.553100010000.8415FVpKW总又因载荷平稳，则dPP电机就能满足要求，所以电机额定功率4PKW电机3、确定电动机转速及电动机型号计算工作链轮的转速n工作：6010006010001.3112.86(/min)200VnrD工作又一般二级圆锥——圆柱齿轮减速器传动比取8~15。则(8~15)902.88~1692.9(/min)dnnr工作符合这一范围的同步转速有1000、和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有两种适用的电动机型号，参数如表1-1：电机型号额定功率/kw同速/满速r/min电动机质量价格（元）传动比iY112M-44.01500/144049kg91812.76Y132M-64.01000/96075kg14338.51由上表的参数可知，型号Y112M-4电机价格便宜，重量较轻，但是会造成传动比较大，减速器结构不是很紧凑；型号Y132M-6电机传动比合适，结构紧凑。从工作要求、结构性能和经济性综合考虑，选用型号为Y132M-6的电机。经查有关资料电机主要外形和安装尺寸列于下表3-2：0.8158总4pKW电机112.86/minnr工作902.88~1692.9/minnr电动机（）电动机型号：Y132M-6（表3-2四、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比由选定电动机满载转速dn和工作主动轴转速n工作,可得传动装置总传比9608.51112.86dnin总工作2、分配各级传动比（1）iii12总其中1i为锥齿轮传动比，2i为直齿圆柱齿轮传动比。根据传动比的合理分配依据，取锥齿轮的传动比12.1i（2）则圆柱齿轮传动比24.05iii1总8.51i总12.1i24.05i五、传动装置的运动和动力学参数计算轴系代号示意图1、计算各轴转速960/min458.2/min76.4/minnrnrnrPI=2.4KWPII=2.304KWPIII=2.168KWTI=23875N·mmTII=48020.9N·mmTIII=271000N·mm960/min960457.1/min2.1457.1112.86/min4.05dnnnrnnrinnnriⅠⅡ1ⅢⅣⅤ22、计算各轴的功率3.553kw3.5530.993.517kw3.5170.980.973.343kw3.3430.980.983.211kw3.1170.990.993.147kwdppppppppppⅠⅡⅠ联轴器ⅢⅡ锥滚子轴承ⅣⅢ直滚子轴承ⅤⅣ球轴承联轴器式中：p电机——电动机的输出功率pppppⅠⅡⅢⅣⅤ、、、、——Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ轴的输入功率3、计算各轴扭矩3.5539550955035.160960dIdmPTTNmn134.808IIdTTNm3.3439550955069.844457.1pTNmnⅢⅢⅢ3.21195509550271.709112.86pTNmnⅣⅣⅣ3.14795509550266.293112.86pTNmnⅤⅤⅤ式中：dT——电动机的输出扭矩IT、IIT、TⅢ、TⅣ、TⅤ——Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ轴的输入功率dd1=100mmdd2=200mmn2’=480r/minV=5.03m/s210mm≤a0≤600mm取a0=500Ld=1400mma=462mm各轴运动和动力参数六、传动零件的设计计算（一）高速级齿轮设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按图所示的传动方案，高速级采用锥齿轮传动。2）运输机为一般工作机，根据教材P210表10-8选7级精度。齿面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm3）考虑减速器传递功率不大，转速又较高，所以齿轮采用软齿面传动。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为260~280HBS。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度230HBS。4）选小齿轮齿数1z20，则大齿轮齿数2z42。2、按齿面接触强度设计由标准直齿锥齿轮的设计公式：213122.92()[](10.5)EHRRZKTdu（教材P227式10-26）（1）确定公式内的个计算数值1）试选1.3tk2）由教材P201表10-6选取弹性影响系数12189.8EZMpa3)计算接触疲劳许用应力H取失效概率为1%，通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数安全系数S=1.由教材205式10-12得limNKS其中由教材P206式10-13计算应力循环次数N91hN=60njL=609601(2830010)2.76510轴名功率P/Kw转矩T/N.m转速/(/min)nr传动比i输入输出输入输出Ⅰ轴3.55335.160960Ⅱ轴3.5173.48134.80834.4509601Ⅲ轴3.3433.31069.84469.146457.102.1Ⅳ轴3.2113.179271.709268.992112.864.05Ⅴ轴3.1473.116266.293263.630112.861Z=4根F0=158.01NFQ=1256.7Ni齿=6Z1=20Z2=120u=6T1=50021.8N·mmσHlimZ1=570MpaσHlimZ2=350MpaN1=1.28×109N2=2.14×108KHN1=0.92式中：n---齿轮转速；j---每转一圈同一齿面的啮合次数；hL---齿轮的工作寿命。9221N=N1.316710i由教材P207图10-19查得接触疲劳的寿命系数：1HNK=0.91;2HNK=0.93由教材P209图10-21（d）查得：σHlimZ1=600MpaσHlimZ2=560Mpalim1116000.91546HHNHKMpaSlim2225600.93520.8HHNHKMpaS5）小齿轮的传递转矩查表4-1得4134.808.3.480810TNmNmm6）由教材P224取常用值φR=0.3（2）计算1)试计算小齿轮分度圆直径td1，代入H中较小值，由计算公式得：42312189.81.33.4808102.92()69.016520.80.3(10.50.3)2.1tdmmmm2)计算圆周速度1169.0169603.470601000601000tmdnvms3)计算模数ntm1169.0163.45120tntdmmmz4）计算载荷系数K载荷系数AVHHKKKKK根据教材P193表10-2，查得使用系数1,3.470AKvms，7级精度；由于为直齿锥齿轮传动，动载系数vK可按教材P194图10-8中低一级精度及(/)mvms查得1.18vK；齿间载荷分配系数FHKK及可取为1；齿间载荷分配系数可按下式计算KHN2=0.98[σH]1=524.4Mpa[σH]2=343Mpad1=48.97mmm=2.5mmd1=50mmd2=300mmb=45mmb1=50mmYFa1=2.80YSa1=1.55YFa2=2.14YSa2=1.83σFlim1=290MpaσFlim2=210MpaSF=1.25[σF]1=232Mpa[σF]2=168MpaσF1=77.2MpaσF2=11.6Mpaa=175mmV=1.2m/sHFH=1.5beKKK式中HbeK是轴承系数，可由P226表10-9中查得HbeK=1.25,即HFH=1.5.5.2.8beKKK=115=175故载荷系数11.1811.8752.2125AVHHKKKKK6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材P式（10-10a）得：33112.212569.01682.4001.3ttKddmmK7）计算模数nm1182.4004.1220ndmmmz3、按齿根弯曲疲劳强度设计由教材P218式（10-17）即13222RR14[]10.51FaSanFYYKTmzu（）（1）确定计算参数1）计算载荷系数11.1811.8752.2125AVFFKKKKK2）计算当量齿数分度锥角1121arctanarctan25.462527362.1zz219025.4664.5464322421112222022.151coscos25.464297.701coscos64.54vvZZZZ3）查取齿形系数由教材P200表10-5计算如下：d=22mmd1=22mmL1=50mmd2=28mmL2=93mmd3=35mmL3=48mm11222.692.7223222.7152.7222.151222.182.20100902.1852.2097.70190FaFaFaFaYYYY得到：得到：5）查取应力校正系数由教材P200表10-5计算如下：11221.5751.5723221.5711.5722.151221.791.78100901.7881.7797.70190SaSaSaSaYYYY算得：算得：6）由教材P208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1480FEMPa；大齿轮的弯曲疲劳极限MPaFE3802。7)由教材P206图10-18取弯曲疲劳强度寿命系数120.84,0.89FNFNKK。8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数为4.1S，由教材P205式（10-12）得：1112220.84480[]2881.40.89380[]241.571.4FNF