鏈板輸送機傳動裝置設計

1、精選優(yōu)質文檔-傾情為你奉上目 錄機械設計課程設計任務書2傳動方案擬定3電動機的選擇3總傳動比及傳動比分配4傳動裝置運動參數(shù)的計算4各組傳動齒輪設計6各組傳動軸設計13各傳動軸上鍵與聯(lián)軸器設計29各組傳動軸承設計33箱體結構設計36感想37參考文獻38設計任務書題目:礦用鏈板輸送機傳動裝置設計1. 設計條件 1).機器功用 井下煤礦運輸 2).工作情況 單向運輸,中等沖擊 3).運動要求 鏈板輸送機運動誤差不超過7 4).工作能力 儲備余量15 5).使用壽命 10年,每年300天,每天8小時 6).修檢周期 半年小修,一年大修 7).生產(chǎn)批量 小批量生產(chǎn) 8).生產(chǎn)廠型 礦物局中心廠,中型機械

2、廠2原始數(shù)據(jù)1）運輸機鏈條拉力（kN）:122）運輸機鏈條速度（m/s）：0.53）主動星輪齒數(shù)：94）主動星輪節(jié)距（mm）：503設計任務1）設計內容 電動機選型；鏈傳動設計；減速器設計；聯(lián)軸器選型設計；其他。2）設計工作量 傳動系統(tǒng)安裝圖1張；減速器裝配圖1張；零件圖2張；設計計算說明書1份。4設計要求1）減速器設計成二級展開式斜齒減速器；2）所設計的減速器有一對標準直齒輪和一對斜齒輪。計算及說明結果1.運動簡圖1電動機 2V帶 3齒輪減速器 4聯(lián)軸器 5滾筒 6輸送帶2電動機的選擇1. 計算電動機輸出功率已知工作機上作用力F(N)和線速度,計算電動機輸出功率： (kW)式中F12kN12

3、000N，v0.5m/s， 查表91得V帶傳動效率0.968級精度的一般齒輪傳動效率0.97滾動球軸承0.98聯(lián)軸器0.99二級圓柱-圓錐齒輪減速器傳動效率0.84。把上述值代入后得0.84 =7.14kw計算及說明結果3.總傳動比及傳動比分配1.計算總傳動比i i=n/601000v/Zp已知主動星輪齒數(shù)z=9,主動星輪節(jié)距p=64mm 在上邊已確定電動機滿載轉速為n730r/min，計算總傳動比 2分配傳動比 由表9-2知：V帶傳動比24，取=3。減速器傳動比減速器為二級展開式斜齒減速器，即， 3傳動裝置運動參數(shù)的計算 從減速器的高速軸開始各軸命名為1軸、2軸、3軸。第一級傳動比第二級傳動

4、比（1）各軸轉速計算 第一軸轉速 第二軸轉速 第三軸轉速 =66.67r/mini=21.6=480（r/min）=156.86（r/min）=66.75（r/min）計算及說明結果（2）各軸功率計算 （3）各軸扭矩計算 （4）將以上計算數(shù)據(jù)列表軸號轉速n(r/min)輸出功率P(kW)輸出扭矩T(Nm)電動機14407.547.3514806.72133.72156.866.39388.96366.756.07 868.44=6.72kw=6.39kw=6.07kw=133.7Nm=389.04Nm=868.44Nm設計項目及說明結 果4. V帶傳動的設計（1） 確定計算功率 已知P=7.1

5、4kW, 查表知工況系數(shù)KA=1.1 則（2） 選取V帶（3） 確定大小帶輪的基準直徑 小帶輪直徑，查表4.7知 大帶輪直徑=（4） 驗算帶速 要求帶速在525m/s范圍（5） 確定V帶長度Ld和中心距a 中心距 0.7() 初選中心距=1.5= 初算基準長度 （6） 驗算主動輪上的包角 =（7） 確定V帶根z 由=1440r/min,=100mm,查表知許用功率 傳遞功率增量 查表4.5知 包角系數(shù) 查表4.8知 長度系數(shù) 查表4.3知 由式z=（8） 計算初拉力 由式= 每米帶質量q，查表4.2知 =（9） 計算壓力軸Q 由式Q= = 其中為小帶輪的包角（10） V帶傳動的主要參數(shù)整理并列

6、表： 帶型帶輪基準直徑（mm） 傳動比 基準長度（mm） A =100=300 3 2000中心距（mm） 根數(shù)初拉力（N）壓軸力(N) 678 6 147.2 17475、各組傳動齒輪設1.高速級齒輪參數(shù)設計（斜齒）1.選用齒輪材料，確定許用應力由表6.2選 小錐齒輪40Cr調質 大錐齒輪45剛正火許用接觸應力 ，接觸疲勞極限 ， 查圖接觸強度壽命系數(shù) ， 應用循環(huán)次數(shù)N 查圖得接觸強度最小安全系數(shù)則 1） 齒面接觸疲勞強度設計計算確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度，參考表6.7、表6.8選取小輪大端分度圓直徑，由式齒寬系數(shù) 查表，按齒輪相對軸承為非對稱布置小輪齒數(shù) 在推薦值2040中選大

7、輪齒數(shù) ，圓整取齒數(shù)比u=Z1/Z2=83/27=3.07傳動比誤差 u=(3.07-3.06)/3.06=0.003=1.32kW=0.17kW=0.95=1.03Z=5.38取整Z=6根q=0.1Kg/m=145.2Q=1747N公差組8級u=3.07.5 =1.1=0.80=0.99 3mm= =68mm =2.518=2.195=1.63=1.782=20.=3.12mm=1.64=0.707=0.89=258.06mm2. 第二級齒輪參數(shù)設計（低速級）設計項目及說明結 果1） 選用齒輪材料，確定許用應力選小齒輪40Cr調質大齒輪45正火許用接觸應力 由式接觸疲勞極限 查圖接觸強度壽命

8、系數(shù) 應用循環(huán)次數(shù)N 由式67 查圖，得接觸強度最小安全系數(shù)則許用彎曲應力 由式彎曲疲勞強度極限 查圖彎曲強度壽命系數(shù) 查圖彎曲強度尺寸系數(shù) 查圖彎曲強度最小安全系數(shù) 則2） 齒面接觸疲勞強度設計計算確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度，參考表6.7、表6.8選取小輪分度圓直徑，由式65得齒寬系數(shù) 查表，按齒輪相對軸承為非對稱布置小輪齒數(shù) 在推薦值2040中選大輪齒數(shù) 小輪轉矩 載荷系數(shù)K 使用系數(shù) 查表（中等沖擊）動載系數(shù) 由推薦值1.051.4齒間載荷分配系數(shù) 由推薦值1.01.2齒向載荷分布系數(shù) 由推薦值1.01.2載荷系數(shù)K 材料彈性系數(shù) 查表節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖重合度系數(shù) 由推薦值0.

9、850.92故 齒輪模數(shù)m 圓整小輪分度圓直徑 圓周速度v 標準中心距a 齒寬b =108mm大輪齒寬 小輪齒寬 3） 齒根彎曲疲勞強度校核計算有式 齒形系數(shù) 查表 小輪 大輪應力修正系數(shù) 查表 小輪 大輪重合度 重合度系數(shù)故 4） 齒輪其他主要尺寸計算大輪分度圓直徑 根圓直徑 頂圓直徑 公差組8級Vt=1m/s=0.8=27=64=1K=1.45m5mm =2.262=1.738=2.67=320mm 綜上 ，得兩組齒輪的相關幾何參數(shù)齒輪ma (mm)d(mm)da(mm)(mm)zb(mm)高速級小斜齒輪317083.9589.9576.452773大斜齒輪258.06264.06250.

10、568368低速級小圓柱輪5227.5135145122.527113大圓柱輪320330307.5641086.各組傳動軸設計1.高速軸設計與校核設計項目及說明結 果1） 繪制軸的布置簡圖2) 計算作用在齒輪上的力轉矩輸出軸齒輪分度圓直徑圓周力徑向力軸向力3）初步估算軸的直徑 選取40Cr作為軸的材料，調質處理 由 計算軸的最小直徑并加大3以考慮鍵槽的影響 查表8.6 取 則 4）軸的結構設計 （1）確定軸的結構方案右軸承從軸的右端裝入，靠軸肩定位。左軸承從軸的左端裝入，同時靠軸肩定位。采用單列圓錐滾子軸承，確定各軸段直徑和長度。（2）確定各軸段直徑和長度 1段 根據(jù)圓整（按GB4323-1

11、984）， 2段 軸肩高度，孔倒角c取3mm（GB6403.4-86），且符合標準密封內徑（JB/ZQ4606-86）。取端蓋寬度20mm，端蓋外端面與半連軸器右端面25mm，同時考慮到方便軸承端蓋的螺栓的擰緊，所以要適當加大2段長度。 3段 為方便裝拆軸承內圈，且符合標準軸承內徑。查表選滾動軸承型號30209，=45mm，寬度T=22mm，軸承潤滑方式選脂潤滑。取L=40mm。 4段 d=+（13）,根據(jù)幾何關系L=92mm 5段 安裝齒輪直徑為小齒輪的分度圓直徑，= 6段 =，=22mm 7段 =，=（3）繪制軸的彎矩圖和扭矩圖 求軸承反力 U面 V面 求最大彎矩 U面 V面 合成彎矩 扭

12、矩T 軸的受力圖如下圖所示 5）按彎扭合成強度校核軸的強度當量彎矩，取折合系數(shù)，則齒寬中點處當量彎矩：軸的材料為45號鋼，調質處理。由表8.2查得，由表8.9查得材料許用應力由式8-4得軸的計算應力為 6) 精確校核軸的疲勞強度（1）軸的細部結構設計圓角半徑：各軸肩處圓角半徑見裝配圖。鍵槽：齒輪、半連軸器與軸向固定采用A型平鍵聯(lián)接，由和初選HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，按GB/T1096-2003半聯(lián)軸器處的鍵為：。配合：參考現(xiàn)有設計圖紙或設計手冊、圖冊精加工方法：參考現(xiàn)有設計圖紙或設計手冊、圖冊(2)選擇危險截面在裝配圖中可以看到各截面均有應力集中源，選擇其中應力較大、應力較集中較嚴重的截面。計算

13、危險截面工作應力截面彎矩：截面扭矩：抗彎截面系數(shù)：抗扭截面系數(shù)：截面上彎曲應力：截面上扭剪應力：彎曲應力副：彎曲平均應力：扭切應力：(3)確定軸材料機械性能查表8.2，彎曲疲勞極限，剪切疲勞極限碳鋼材料特性系數(shù)：(4)確定綜合影響系數(shù)軸肩圓角處有效應力集中系數(shù)，根據(jù)，由表8.9差值計算得 無配合和開槽影響尺寸系數(shù)，根據(jù)d由圖8-12查得表面狀況系數(shù)，根據(jù)，表面加工方法查圖8-2得軸肩處綜合影響系數(shù)為：(5)計算安全系數(shù)由表8.13取需用安全系數(shù)S1.5由式8-6=3185.23N=30mm=54mm=45mm=40mmd=52mmL=92mm=84mm=70mm=52mm=22mm=45mm=

14、40mm該軸滿足強度要求疲勞強度安全2.中間軸設計與校核設計項目及說明結 果1） 繪制軸的布置簡圖2）計算作用在齒輪上的力轉矩輸出齒輪分度圓直徑圓周力 徑向力軸向力3）初步估算軸的直徑 選取45鋼作為軸的材料，調質處理 由 計算軸的最小直徑并加大3以考慮鍵槽的影響 查表8.6 取 則 4）軸的結構設計 （1）確定各軸段直徑和長度 1段 選取軸承型號為30210，同時考慮齒輪與箱壁的距離取、。 2段 ,。 3段 為使齒輪定位，齒輪緊靠軸肩，軸肩高度=8mm。 4段 安裝高速大齒輪，=，=-（14） 5段 = =5）繪制軸的彎矩圖和扭矩圖 求軸承反力 U面 V面 求彎矩 U面 V面 合成彎矩 扭矩

15、T 軸的受力圖如下圖所示 6）按彎扭合成強度校核軸的強度當量彎矩，取折合系數(shù)，則齒寬中點處當量彎矩：軸的材料為45號鋼，調質處理。由表8.2查得，由表8.9查得材料許用應力由式8-4得軸的計算應力為 7 ) 精確校核軸的疲勞強度（1）選擇危險截面在裝配圖中可以看到各截面均有應力集中源，選擇其中應力較大、應力較集中較嚴重的截面。計算危險截面工作應力截面彎矩：截面扭矩：抗彎截面系數(shù)：抗扭截面系數(shù)：截面上彎曲應力：截面上扭剪應力：彎曲應力副：彎曲平均應力：扭切應力：確定軸材料機械性能查表8.2，彎曲疲勞極限，剪切疲勞極限碳鋼材料特性系數(shù)：（2） 確定綜合影響系數(shù)（3） 計算安全系數(shù)由表8.13取需用

16、安全系數(shù)S1.8由式8-6=36mm=50mm=60mm=110mm68mm=16mm=60mm=66mm=30mm=36mm該軸滿足強度要求選擇A截面校核疲勞強度安全3.輸出軸設計與校核設計項目及說明結 果1） 計算作用在齒輪上的力轉矩輸出軸上大齒輪分度圓直徑圓周力=徑向力2） 初步估算軸的直徑選取45號鋼作為軸的材料，調質處理 由式 計算軸的最小直徑并加大3以考慮鍵槽的影響 查表 取A=110 則 根據(jù)圓整，根據(jù)GB/T297-95，暫選軸承為深溝球軸承6016，于是得。根據(jù)軸上的零件布置、安裝和定位的需要，初定個軸段的直徑及長度，其中軸頸、軸頭結構尺寸與軸上相關零件的結構尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌

17、考慮。 如圖減速器高速軸結構圖3）.繪制軸的彎矩圖和扭矩圖求軸承反力H面V垂直面：彎矩合成彎矩扭矩軸的受力圖如下圖所示 4） 按彎扭合成強度校核軸的強度 當量彎矩，取折合系數(shù)，則齒寬中點處當量彎矩 軸的材料為45號鋼，調質處理。由表8.2查得，由表8.9查得材料許用應力 由式8-4得軸的計算應力為 5 ) 精確校核軸的疲勞強度(1)選擇危險截面在裝配圖中可以看到各截面均有應力集中源，選擇其中應力較大、應力較集中較嚴重的截面。(2)計算危險截面工作應力 截面彎矩：截面扭矩：抗彎截面系數(shù)：抗扭截面系數(shù)：截面上彎曲應力：截面上扭剪應力：彎曲應力副：彎曲平均應力：扭切應力：(3)確定軸材料機械性能查表

18、8.2，彎曲疲勞極限，剪切疲勞極限碳鋼材料特性系數(shù)：(4)確定綜合影響系數(shù)軸肩圓角處有效應力集中系數(shù)，根據(jù)，由表8.9差值計算得 配合處綜合影響系數(shù)，根據(jù)，配合H7/k6由表8.11差值計算得鍵槽處有效應力集中系數(shù)，根據(jù)由表8.10差值計算得尺寸系數(shù)，根據(jù)d由圖8-12查得表面狀況系數(shù)，根據(jù)，表面加工方法查圖8-2得軸肩處綜合影響系數(shù)為：鍵槽處綜合影響系數(shù)為：同一截面如有兩個以上得應力集中源，取其中較大得綜合影響系數(shù)來計算安全系數(shù)，故按軸肩處取綜合影響系數(shù)。(5)計算安全系數(shù)由表8.13取需用安全系數(shù)S1.8由式8-6該軸滿足強度要求選擇危險截面A 疲勞強度安全6.軸上鍵與聯(lián)軸器的設計1.高速

19、軸（1軸）上聯(lián)軸器處和鍵選擇與校核設計項目及說明結 果輸入端（聯(lián)軸器孔連接）1 選聯(lián)軸器和鍵。由1軸工作轉矩T1=Nm，工作轉速n1=730r/min,以及最小允許軸徑即外伸軸徑，查GB/T5014-85，選彈性柱銷連軸器型號為TL6連軸器，許用轉矩T=1250Nm，許用轉速n=4000r/min。因T1T，n1n，故聯(lián)軸器滿足要求。選A型普通平鍵。d=50mm，L=88mm 查表GB/T1095-2003，選鍵：b=10mm， h=8mm ，L=60mm 2 鍵的強度較合。驗算其擠壓強度 ，查表得其許用擠壓應力鍵的工作長度，則 聯(lián)軸器：TL6A型普通平鍵滿足擠壓應力要求2.中間軸上齒輪處鍵設

20、計與校核設計項目及說明結 果輸入端（與大錐齒輪孔連接）1選A型普通平鍵。d=52mm，L=90mm 查表GB/T1095-2003，選鍵：b=20mm， h=12mm ，L=90mm 2鍵的強度較合。驗算其擠壓強度 ，查表得其許用擠壓應力鍵的工作長度，則 輸出端（與小圓柱齒輪空孔連接）1選A型普通平鍵。d=66mm，L=67mm 查表GB/T1095-2003，選鍵：b=20mm， h=12mm ，L=60mm2.鍵的強度較合。驗算其擠壓強度 ，查表得其許用擠壓應力鍵的工作長度，則 A型普通平鍵滿足擠壓應力要求A型普通平鍵滿足擠壓應力要求3.輸出軸上齒輪處鍵和聯(lián)軸器設計與校核設計項目及說明結

21、果輸入端（與大圓柱齒輪空孔連接）1選A型普通平鍵。d=70mm，L=107mm 查表GB/T1095-2003，選鍵：b=20mm， h=12mm ，L=90mm 2鍵的強度較合。驗算其擠壓強度 ，查表得其許用擠壓應力鍵的工作長度，則 輸出端（聯(lián)軸器孔連接）1選聯(lián)軸器和鍵。由3軸工作轉矩T3=2509.299Nm，工作轉速n3=51.063r/min,以及最小允許軸徑即外伸軸徑，查GB/T5014-85，選彈性柱銷聯(lián)軸器HL6，許用轉T=3150Nm，矩許用轉速n=2800r/min。因T3T，n3n，故聯(lián)軸器滿足要求。選A型普通平鍵。d=80mm，L=103mm查表GB/T1095-2003

22、，選鍵：b=22mm， h=14mm ，L=85mm 3 鍵的強度較合。驗算其擠壓強度 ，查表得其許用擠壓應力鍵的工作長度，則 為提高工作強度與安全可靠性，采用雙鍵聯(lián)接，180布置，按1.5 個鍵的強度校核則 B型普通平鍵單鍵滿足擠壓應力要求聯(lián)軸器：HL6B型普通平鍵單鍵雙鍵滿足擠壓應力要求果軸結高速軸中間軸低速軸輸入端d=32mm輸入端d=52mm輸出端d=52mm輸入端d=88mm輸出端d=70mm鍵型號、鍵數(shù)單A單A單A單A雙A Mpa2647.1382.4824.5184.93聯(lián)軸器型號TL6HL67.各組傳動軸承設計1.第一對軸承的選用與校核設計項目及說明結 果軸承的選用與校核初選圓

23、錐滾動軸承30315GB/T297-94，主要性能參數(shù)： 1）軸承支撐反力軸所受軸向力2）計算軸承派生軸向力 3）計算軸承所承受的軸向載荷 ，則 3） 計算軸承所受當量動載荷 軸承工作時有中等沖擊，載荷系數(shù) 因，查表，故因，查表，故 4） 計算軸承壽命，按計算，取溫度，故h滾動軸承的潤滑和密封 潤滑方式選擇 由，故選擇脂潤滑。密封：接觸式密封。密封件為氈圈軸承32210滿足十年壽命2.第二對軸承的選用與校核設計項目及說明結 果軸承的選用與校核初選圓錐滾子軸承32212GB/T297-94，主要性能參數(shù)： 1）軸承支撐反力軸所受軸向力2）計算軸承派生軸向力 3）計算軸承所承受的軸向載荷 ，則 5

24、） 計算軸承所受當量動載荷 軸承工作時有中等沖擊，載荷系數(shù) 因，查表，故因，查表，故 6） 計算軸承壽命，按計算，取溫度，故滾動軸承的潤滑和密封 潤滑方式選擇 由，故選擇脂潤滑。密封：接觸式密封。密封件為氈圈軸承31310滿足十年壽命3.第三對軸承的選用與校核設計項目及說明結 果軸承的選用與校核初選深溝球軸承6018GB/T297-94，主要性能參數(shù)： 1）軸承支撐反力2）計算軸承派生軸向力 3）計算軸承所承受的軸向載荷 ，則 7） 計算軸承所受當量動載荷 軸承工作時有中等沖擊，載荷系數(shù) 因，查表，故因，查表，故 8） 計算軸承壽命，按計算，取溫度，故=24000h滾動軸承的潤滑和密封 潤滑方

25、式選擇 由，故選擇脂潤滑。密封：接觸式密封。密封件為氈圈軸承6018滿足十年壽命減速箱體設計箱體結構尺寸1箱體壁厚11mm 箱蓋壁厚11mm2. 箱座上部凸緣高度18mm箱蓋凸緣厚度13.5mm箱座底凸緣厚22.5mm3. 地腳螺釘直徑M244. 軸承連接螺柱直徑M185. 箱蓋與箱座螺栓連接M166. 軸承端蓋螺釘直徑M127. 檢查孔蓋螺釘直徑M108. 定位銷直徑12mm9. 軸承旁凸臺半徑24mm10. 凸臺高度68mm11. 內箱壁至軸承內壁距離10mm12. 齒輪頂圓與箱壁距離31mm13. 箱座肋板厚10mm14. 通氣孔選擇M18X1.515. 油標選擇桿式油標M2016. 放油孔及放油塞選擇M20X1.517. 密封件選用毛氈密封18. 軸承選擇脂潤滑,所以每個軸承都有各擋油環(huán) 感想