機械設計課設-第5題 設計一鏈板式輸送機傳動裝置

1、設計題目：設計一鏈板式輸送機傳動裝置（5B）一、傳動簡圖的擬定. 3二、電動機的選擇. 3三、傳動比的分配. 5四、傳動零件的設計計算. 7五、軸的設計及校核計算. .18六、軸承的選擇和計算.33七、鍵連接的校核計算.36八、減速箱的設計. 38九、減速器的潤滑及密封選擇. 39十、減速器的附件選擇及說明. 40一、 傳動簡圖的擬定設計一鏈板式輸送機傳動裝置工作條件：連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，使用期10年（每年300個工作日），小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機工作軸轉速允許誤差為±5%。鏈板式輸送機的傳動效率為0.95。（5B）原始數(shù)據(jù)：輸送鏈的牽引力；輸送鏈的速度；輸送鏈鏈輪

2、節(jié)圓直徑。二、 電動機類型和結構型式的選擇1、電動機類型的選擇：根據(jù)用途選擇Y系列一般用途的全封閉自冷式三相異步電動機。2、功率的確定：工作機所需功率：因為；，把數(shù)據(jù)帶入式子中，所以傳動裝置的總效率：聯(lián)軸器效率=0.99，滾動球軸承效率=0.99，錐齒輪效率=0.97，圓柱齒輪效率（8級精度）=0.97，滾子鏈效率=0.96。所需電動機的功率：電動機額定功率：按選取電動機型號。故選的電動機3、電動機轉速的確定：計算工作機軸工作轉速： 按表3-2(P14)推薦的傳動比范圍，取錐齒輪、圓柱齒輪和鏈傳動的一級減速器傳動比范圍分別為23、35和25，則總傳動比范圍為i=1275。故電動機轉速的可選范圍

3、為符合這一范圍的同步轉速有750、1000和1500r/min。4、電動機型號的確定由上可見，電動機同步轉速可選750、1000和1500r/min，額定功率為4kW。因為1000r/min的電動機最常用，因此查表17-7(P178)選擇電動機型號為Y132M1-6。電動機的主要參數(shù)見下表型號額定功率/kW滿載轉速(r/min)Y132M1-649602.02.0三、傳動比的分配計算總傳動比及分配各級的傳動比1、 總傳動比：2、 分配各級傳動比:設減速器的傳動比為，高速級錐齒輪傳動比為，低速級圓柱齒輪傳動比為，鏈傳動傳動比為。按表3-2(P14)推薦的傳動比范圍，取錐齒輪、圓柱齒輪和鏈傳動的一

4、級減速器傳動比范圍分別為23、35和25。經(jīng)驗公式。為使大錐齒輪不至于過大，。故，取=4，則有錐齒輪嚙合的傳動比：，故。圓柱齒輪嚙合的傳動比：i2=/ i1=4.0111，。鏈傳動的傳動比：=4.011。3、 各軸的轉速n（r/min） 電機軸的轉速: 高速軸的轉速： 中速軸的轉速： 低速軸的轉速：工作軸的轉速：4、 各軸的輸入功率P（kW）電機軸的輸入功率:高速軸的輸入功率:中速軸的輸入功率:低速軸的輸入功率:工作軸的轉速：5、 各軸的輸入扭矩T（N·m）電機軸的輸入功率:高速軸的輸入轉矩:中速軸的輸入轉矩:低速軸的輸入轉矩:工作軸的輸入轉矩:、依次為電動機軸，高速軸，低速軸，鏈輪

5、軸和工作機軸的輸入轉矩。參數(shù) 軸名電動機軸軸軸軸工作機軸功率P/kW43.963.80283.68953.5065轉矩T/nm39.791739.494.573671399轉速r/min9609603849623.934傳動比12.544.011效率0.990.96030.97020.95046、 驗證帶速誤差為，合適四、 傳動零件的設計計算1.圓錐齒輪的設計計算已知輸入功率，齒數(shù)比為2.5，小齒輪的轉速為960r/min，由電動機驅動，使用期為10年（每年工作300天），兩班制，輸送機連續(xù)單向運轉，工作時有輕微震動，空載啟動。（1）選定齒輪類型、精度等級，材料及齒數(shù)1）選用閉式直齒圓錐齒輪傳

6、動，按齒形制齒形角，頂隙系數(shù)，齒頂高系數(shù)，螺旋角，軸夾角，不變位，齒高用等頂隙收縮齒。2）該減速器為通用減速器，速度不高故選用7級精度。3）因傳遞功率不大轉速不高，由表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（調質），硬度為250HBS，大齒輪為45鋼（調質），硬度為220HBS，二者材料硬度差為30HBS4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪，?。?）按齒面接觸疲勞強度進行設計計算由設計公式進行計算，即1）小齒輪轉矩2）試取載荷系數(shù)3）選取齒寬系數(shù)4）由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)5）由圖10-21d按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞極限6）計算應力循環(huán)次數(shù)7）由圖10-19查得接觸疲勞壽

7、命系數(shù) 8）計算接觸疲勞許用應力9）試算小齒輪分度圓直徑代入中的較小值得10）計算圓周速度v11）計算載荷系數(shù)齒輪工作時有輕微振動，查表10-2得由圖10-8查得動載系數(shù)由表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)由大齒輪兩端支承，小齒輪懸臂布置，查表10-9得軸承系數(shù)由則接觸強度載荷系數(shù)12）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑取標準值13）計算齒輪的相關參數(shù)14）確定并圓整齒寬圓整取， (3)校核齒根彎曲疲勞強度1）確定彎曲強度載荷系數(shù)2）計算當量齒數(shù)3）查表10-5得,，4）計算彎曲疲勞許用應力由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.82，=0.85取安全系數(shù)由圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強度極

8、限 按脈動循環(huán)變應力確定許用彎曲應力5）校核彎曲強度根據(jù)彎曲強度條件公式 滿足齒根彎曲強度要求，所選參數(shù)合適。2.斜齒圓柱齒輪的設計計算已知輸入功率，齒數(shù)比為4，小齒輪的轉速為384r/min，由電動機驅動，使用期為10年（每年工作300天），兩班制，輸送機連續(xù)單向運轉，工作時有輕微震動，空載啟動。（1）選定齒輪類型、精度等級，材料及齒數(shù)1）選用閉式斜齒圓柱齒輪傳動。2）該減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度。3）因傳遞功率不大轉速不高，由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4）選小齒輪

9、齒數(shù)，大齒輪5）選取螺旋角。初選螺旋角（2）按齒面接觸疲勞強度進行設計計算由設計公式進行計算，即1）小齒輪轉矩2）試取載荷系數(shù)3）由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)4) 由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)5）由表10-7選取齒寬系數(shù)6）由圖10-26查得，則7) 由圖10-21d按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞極限8）計算應力循環(huán)次數(shù)9）由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) 10）計算接觸疲勞許用應力則11）試算小齒輪分度圓直徑12）計算圓周速度v13）計算齒寬及模數(shù)14）計算縱向重合度 15）計算載荷系數(shù)齒輪工作時有輕微振動，查表10-2得由圖10-8查得動載系數(shù)由表10-3查

10、得齒間載荷分配系數(shù)由表10-9得軸承系數(shù)則接觸強度載荷系數(shù)16）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑（3）按齒根彎曲疲勞強度設計1）確定彎曲強度載荷系數(shù)2）根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)3）計算當量齒數(shù)4）查表10-5得,，5）計算彎曲疲勞許用應力由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.89，=0.9取安全系數(shù)由圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 按脈動循環(huán)變應力確定許用彎曲應力6）計算大小齒輪的并加以比較小齒輪的數(shù)值大7）模數(shù)對比計算結果，取，已滿足齒根彎曲疲勞強度。但是為了同時滿足齒面接觸疲勞強度，需按接觸強度算得的分度圓直徑，來計算應有的齒數(shù)故取，則8）計算中心距

11、將中心距圓整為9）按圓整后的中心距修正螺旋角10）計算大、小齒輪的分度圓直徑11）計算齒輪寬度取；12）計算齒頂高、齒根高、齒全高、頂隙： 13）計算齒頂圓直徑、齒根圓直徑： 14）齒輪旋向：小圓柱斜齒輪左旋，大圓柱斜齒輪右旋。（4）大齒輪結構設計因為齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結構為宜。有關尺寸按圖10-39推薦用的結構尺寸設計。，故，具體參照大齒輪零件圖。3.鏈傳動的設計計算已知輸入功率，傳動比為4.011，小鏈輪的轉速為96r/min，由電動機驅動，使用期為10年（每年工作300天），兩班制，輸送機連續(xù)單向運轉，工作時有輕微震動，空載啟動。1）選擇鏈輪

12、齒數(shù)取小鏈輪齒數(shù)大鏈輪的齒數(shù)2）確定計算功率查表9-6得，查圖9-13得，雙排鏈，則3）選擇鏈條型號和節(jié)距根據(jù)和主動鏈輪轉速，由圖9-11得鏈條型號為16A，由表9-1查得節(jié)距。4）計算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距取中心距為1000mm，相應的鏈長節(jié)數(shù)為故取鏈長節(jié)數(shù)由，查表9-7得，則鏈傳動的最大中心距為5）計算鏈速v，確定潤滑方式又因為鏈號16A，查圖9-14得潤滑方式為：滴油潤滑6）計算壓軸力有效圓周力：鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)則7）計算鏈輪主要幾何尺寸8）鏈輪材料的選擇與處理根據(jù)系統(tǒng)的工作情況來看，鏈輪的工作狀況采取兩班制，工作時有輕微振動。每年300個工作日，齒數(shù)不多，根據(jù)表9-5得鏈輪

13、材料選用40號鋼，淬火 、回火，處理后的硬度為4050HRC。9）大鏈輪結構設計：大鏈輪齒頂圓直徑： 小鏈輪結構設計：小鏈輪齒頂圓直徑： 齒全寬： 輪轂寬度：五、軸的設計及校核計算輸入軸的設計計算1已知：,2選擇材料并按扭矩初算軸徑選用45#調質，硬度217255HBS， ，根據(jù)課本P235（10-2）式，并查表10-2，取?？紤]到最小直徑處要連接聯(lián)軸器要有鍵槽，將直徑增大5%，則d=18.44×(1+5%)mm=21.2mm3.初步選擇聯(lián)軸器要使軸徑d12與聯(lián)軸器軸孔相適應故選擇連軸器型號，查課本P297,查， 。查機械設計課程設計P298，取LT4彈性套柱銷聯(lián)軸器，其額定轉矩63

14、N·m，半聯(lián)軸器的孔徑,故取，軸孔長度L=52mm，聯(lián)軸器的軸配長度L1 =38mm。4.軸的結構設計（1）擬定軸的裝配方案如下圖：（2）軸上零件的定位的各段長度，直徑，及定位為了定位半聯(lián)軸器，1-2軸右端有一軸肩，取d2-3=30mm選滾動軸承：因軸承同時承受有徑向力和軸向力且受力不大，故選用系列角接觸球軸承。參考d2-3=30mm。查機械設計課程設計P153，表15-3 。選取標準精度約為03，尺寸系列7307AC。尺寸：故d3-4= d5-6=35mm，而l3-4=21mm 。此兩對軸承均系采用軸肩定位，查表15-3，7307AC軸承軸肩定位高度h=9mm因此取d4-5=56m

15、m。取安裝齒輪處的直徑d6-7=30mm，使套筒可靠的壓在軸承上，故l56<B=18mm，l56=18mm。軸承端蓋厚度為e=9.6mm，套杯厚度s1=8mm，由于裝拆及添加潤滑油的要求，軸承端蓋與外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離l=22mm，故l23=22+9.6+8=40mm。取l45=56mm.圓錐齒輪的輪轂寬度lh=（1.21.5）ds，取lh=45mm，擋油環(huán)寬度取15mm，故l67=6 0mm。軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸、齒輪與軸采用平鍵連接，即過盈配合。由設計手冊，并考慮便于加工，取半聯(lián)軸器與齒輪處的鍵剖面尺寸,鍵長L=B-（510）=32mm配合均用H7/K6，滾動軸承采

16、用軸肩及套筒定位。軸承內圈與軸的配合采用基孔制，軸尺寸公差為K6軸圓角：5.軸強度的計算及校核求平均節(jié)圓直徑:已知錐齒輪受力：已知,則圓周力：徑向力：軸向力：軸承的支反力繪制軸受力簡圖（如下圖）軸承支反力水平面上的支反力：解得：,垂直面上的支反力：解得：，求彎矩，繪制彎矩圖（如下圖）合成彎矩：求扭矩：判斷危險截面并驗算強度剖面B的合成彎矩最大，而直徑較小，故剖面B為危險截面。因為軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前面已選軸的材料為鋼，調質。查表得：=60MPa因為，所以其強度足夠。中間軸的設計1已知：,2選擇材料并按扭矩初算軸徑選用45#調質，硬度217255HBS， 根

17、據(jù)課本P235（10-2）式，并查表10-2，取，考慮到最小直徑處要連接聯(lián)軸器要有鍵槽，將直徑增大5%，則d=25.6×(1+5%)mm=26mm3.軸的結構設計（1）擬定軸的裝配方案如下圖（2）軸上零件的定位的各段長度，直徑，及定位初步選擇滾動軸承。因軸承同時受到徑向力和軸向力，故選用單列角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)，查機械設計課程設計P153，表15-3 。取7307AC 型，尺寸故d12= d56=30mm，此兩對軸承均系采用套筒定位，查表18-4，軸定位軸肩高度h=2mm,因此取套筒直徑為34mm。取安裝齒輪處的直徑：d23=d45=35mm，錐齒輪右端與左軸承之間采用套

18、筒定位，已知錐齒輪輪轂長lh=（1.21.5）ds，取lh=38m為了使套筒可靠的壓緊端面，故取 =35mm,齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,取h=2.5mm,則此處軸環(huán)的直徑d34=40mm.已知圓錐直齒輪的齒寬為b1=65mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪端面，此處軸長l45<lh，取 =62mm。以箱體大圓錐齒輪中心線為對稱軸，取， ，。(3) 軸上零件的周向定位：大錐齒輪與軸、小圓柱斜齒輪與軸采用平鍵連接，即過盈配合。由設計手冊，并考慮便于加工，取大錐齒輪與軸、小圓柱斜齒輪與軸處的鍵剖面尺寸，齒輪鍵長L=B-（510）=56mm。配合均用H7/K6，滾動軸承

19、采用軸肩及套筒定位。軸承內圈與軸的配合采用基孔制，軸尺寸公差為K6。(4) 軸圓角：245度 4. 軸強度的計算及校核（1） 小斜齒輪受力：小斜齒輪分度圓直徑：已知，則圓周力：徑向力：軸向力：（2） 錐齒輪受力： 由于大錐齒輪受力與校核軸1時小錐齒輪的受力互為作用力與反作用力，則圓周力：徑向力：軸向力：（3） 繪制軸受力簡圖（如下圖）（4） 軸承支反力：水平面上的支反力：解得：,垂直面上的支反力：解得：，（5） 求彎矩，繪制彎矩圖（如下圖）（6）合成彎矩：（7）求扭矩：（8）判斷危險截面并驗算強度 剖面C彎矩最大，而直徑相對較小，故剖面C為危險截面。因為軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，

20、取，軸的計算應力：前面已選軸的材料為鋼，調質。查表得：=60MPa因為，所以其強度足夠。輸出軸設計（軸） 已知：輸出軸功率為，轉速為,轉矩為,大圓柱齒輪的分度圓直徑為，齒輪寬度。 1.選擇軸的材料 選取軸的材料為45鋼（調質），。 2. 按扭矩初算聯(lián)軸器處的最小直徑 先據(jù)表12-2，按45鋼（調質）取，則：，考慮到輸出軸與鏈輪相連有一個鍵槽，與圓柱斜齒輪相連有一個鍵槽，軸徑應當增大。，將直徑增大5%，則d=38.8×(1+5%)mm=40mm，取軸端最細處直徑為。 3. 軸的結構設計 （1）擬定軸的裝配方案如下圖：（2）軸上零件的定位的各段長度，直徑，及定位按零件的安裝順序，從最小軸

21、徑處開始設計： 輪輪轂與軸段：該軸段安裝鏈輪輪轂，此軸段設計與鏈輪輪轂同步設計。該處軸徑取，鏈輪輪轂寬度為60mm，軸的長度略小于輪轂孔的寬度，取。 封圈與軸段： 在確定軸段的軸徑時，應當考慮鏈輪的軸向定位以及密封圈的尺寸。鏈輪用軸肩定位，軸肩高度。軸段的軸徑為，最終由密封圈確定，該處軸的圓周速度小于，可選用氈圈密封，查表16-9選氈圈,則。軸承端蓋外緣到鏈輪距離為，取。（） 軸承與軸段及軸段的設計： 軸段及軸段上安裝軸承，其軸徑應滿足軸承內徑系列。有徑向力存在，采用角接觸球軸承，由軸段到軸段需要有安裝軸肩，軸肩高度為，取，則軸段及軸段的軸徑為，查表15-1選取角接觸球軸承。軸承內徑為，軸承外

22、徑為,寬度為。軸承采用脂潤滑，故需要甩油環(huán)，甩油環(huán)寬度定為,則軸段的長度為。根據(jù)軸承外徑確定軸承端蓋：查圖6-27，選取鑄鐵制造的透蓋，另一端選用鑄鐵制造的悶蓋。主要尺寸：,。軸承螺釘選用M8，用六個螺釘固定。因為軸承均為配對使用，故軸段軸徑，軸承端蓋用悶蓋，尺寸與上同；長度。軸段的長度。軸上的周向定位大圓柱斜齒輪與軸用鍵連接查機械設計課程設計取，L=B-(510)=56mm 。同時保證齒輪與軸有良好對中性，選擇齒輪輪轂與軸合為H7/m6,滾動軸承宇宙的軸向定位有過渡配合來保證，軸尺寸公差為m6。鏈輪與軸用鍵連接查機械設計課程設計取，L=B-(510)=56mm 。同時保證齒輪與軸有良好對中性

23、，選擇齒輪輪轂與軸合為H7/m6,滾動軸承宇宙的軸向定位有過渡配合來保證，軸尺寸公差為m6。確定軸的倒角尺寸：2。4.軸的強度校核（1） 彎扭校核1） 大斜齒輪上的作用力的大小由于大斜齒輪受力與校核軸2時小斜齒輪的受力互為作用力與反作用力，則圓周力：徑向力：軸向力：2） 鏈輪對軸的作用力鏈輪對軸只作用一個水平的壓軸力，則壓軸力：3） 繪制軸受力簡圖（如下圖）4） 軸承支反力：水平面上的支反力：解得：,垂直面上的支反力：解得：，5） 求彎矩，繪制彎矩圖（如下圖）6） 合成彎矩：7） 求扭矩：8） 判斷危險截面并驗算強度剖面B彎矩最大，而直徑相對較小，故剖面B為危險截面。因為軸單向旋轉，扭轉切應力

24、為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力：前面已選軸的材料為鋼，調質。查表得：=60MPa因為，所以其強度足夠。（2） 疲勞強度校核1） 判斷危險截面因為截面I處相對彎矩較大，而且軸肩處倒角也會增加其應力集中，所以截面I為危險截面。2） 截面I右側抗彎截面系數(shù)：抗扭截面系數(shù)：截面I右側的彎矩：截面I上的扭矩：截面上的彎曲應力：截面上的扭轉切應力：軸的材料為鋼，調質處理。查表可知：。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)，查表可知：軸材料的敏性系數(shù)故有效應力集中系數(shù)為：查表可知：尺寸系數(shù)，扭轉尺寸系數(shù)軸按磨削加工，查表可知：表面質量系數(shù)軸未經(jīng)表面強化處理，即綜合系數(shù)：碳鋼的特性系數(shù)：，取，取于是，計算

25、安全系數(shù)：故可知其安全。 六、軸承的選擇與計算1.輸入軸的軸承：7307AC角接觸球軸承兩個軸承分別受到的總的徑向力為：查表可知：軸承內部軸向力：計算當量動載荷：，故：，故：查表可知：軸承1：軸承2：校核壽命：因，故僅需要校核軸承2。查表可知：。則故軸承壽命足夠。2.中間軸軸承7306AC角接觸球軸承兩個軸承分別受到的總的徑向力為：查表可知：軸承內部軸向力：計算當量動載荷：，故：，故：查表可知：軸承1：軸承2：校核壽命：因，故僅需要校核軸承2。查表可知：。則故軸承壽命足夠。3.輸出軸軸承7310AC角接觸球軸承兩個軸承分別受到的總的徑向力為：查表可知：軸承內部軸向力：計算當量動載荷：，故：，故： 查表可知：軸承1：軸承2：校核壽命：因，故僅需要校核軸承1。查表可知：。則故軸承壽命足夠。七、鍵的計算校核1.輸入軸上的鍵聯(lián)軸器處：軸徑，滿足強度要求。小錐齒輪處：軸徑，滿足強度要求。2.中間軸的鍵的校核計算：大錐齒輪處：軸徑，滿足強度要求。小斜齒輪處：軸徑，滿足強度要求。3.輸出軸鍵的校核：鏈輪處：軸徑，滿足強度要求。