郑州轻工业学院机械课程设计链板式运输机传动装置设计

设计任务书(轻院的童鞋,大家只需改一下数据就行了,格式完全一样)1、设计题目：链板式运输机传动装置2、系统简图：1—电动机；2、4—联轴器；3—圆锥-圆柱斜齿轮减速器；5—开式齿轮传动；6—输送链的小链轮3、原始数据及工作要求组别链条有效拉力F(N)链条速度V(m/s)链节距P(mm)小链轮齿数Zi开寿命（年）1100000.338.10176~3102100000.3550.80196~3103120000.463.50216~3104110000.3538.10216~3105110000.450.80193-6106120000.4550.80216~310每日两班制工作，传动不逆转，有中等冲击，链速允许误差为%54、设计工作量：设计说明书一份减速器装配图1张减速器零件图3~1张开始日期：2010年1月4日完成日期：2010年1月15日目录1、设计要求…………………………………………………………………12、选择电动机…………………………………………………………………13、计算传动装置的运动和动力参数…………………………………………14、传动件的设计计算…………………………………………………………24.1圆锥直齿齿轮设计……………………………………………………24.2圆柱斜齿轮设计………………………………………………………64.3开式齿轮………………………………………………………………115、轴的设计计算……………………………………………………………155.1输入轴设计………………………………………………………………155.2中间轴设计……………………………………………………………215.3输出轴设计……………………………………………………………296、滚动轴承的选择及计算…………………………………………………366.1输入轴滚动轴承计算…………………………………………………366.2中间轴滚动轴承计算……………………………………………………376.3输出轴滚动轴承计算……………………………………………………387、键联接的选择及校核计算…………………………………………………397.1输入轴键计算…………………………………………………………397.2中间轴键计算…………………………………………………………397.3输出轴键计算…………………………………………………………408联轴器的选择………………………………………………………………409、润滑与密封………………………………………………………………4110、设计小结……………………………………………………………………42参考文献……………………………………………………………………43附录：A3输出轴零件图一张A3斜齿圆柱齿轮零件图一张A1减速器装配图一张1、设计要求设计一用于链板式运输机传动装置，其为圆锥-圆柱斜齿齿轮减速器。链条有效拉力F=11000N,链速V=0.4m/s,链节距为50.80mm。每日两班制，寿命10年，传动不逆转，有中等冲击，链速允许误差为5%。2、选择电动机2.1电动机类型和结构形式；2.2电动机容量2.2.1链轮的输出功率由F=1000VP,知kw4.410004.0110001000FvPW2.2.2电动机输出功率Pd=Pw/η取η1=0.96（链轮）,η2=0.96（开齿轮）,η3=0.99（联轴器）,η4=0.988（滚动轴承）,η5=0.96（圆锥齿轮）；η6=0.97（圆柱齿轮）η=η1η2（η3）2（η4）4η5η6=0.80故Pd=4.4/0.80=5.5KW;2.23电动机额定功率由此可知选取型号为Y132S-4，功率为5.5KW,n=1440r/min.3、计算传动装置的运动和动力参数3.1对于链轮输出功率与转速V=100060PZnw可知nw=ZP100060=24.87r/min3.2传动装置的总传动比I=n/nw=1440/24.87=57.903.3分配各级传动比选择链轮传动比i3=3,圆锥齿轮i1=4,圆柱斜齿齿轮i2=4.83.4各轴转速共6根轴，各轴序号如简图n1=1440r/minn2=n1=1440n3=n2/i1=1440/4=360r/minn4=n3/i2=360/4.8=75r/minn5=n4=75r/minn6=n5/i3=25r/min3.5各轴输入功率：P1=5.5KWP2=P×η3=5.5×0.99=5.445kwP3=P2×η5=5.445kw×0.96=5.23kwP4=5.23×0.998×0.97=5.01kwP5=P4×η4×η3=5.01×0.998×0.99=4.90kwP6=P5×η4×0.97=4.70kw3.6各轴输入转距：T1=9550×P1/n1=9550×5.5/1440=36.48N·mT2=9550×P2/n2=36.11N·mT3=9550×P3/n3=138.74N·mT4=9550×P4/n4=637.94N·mT5=9550×P5/n5=440.37×4×0.98×0.95=1639.94N·mT6=9550×P6/n6=1795.44.传动件的设计计算4.1圆锥直齿齿轮设计4.1.1.选定齿轮的精度等级、材料及齿数1）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度2）材料选择由《机械设计（第八版）》表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS3）选小齿轮齿数为25Z1,大齿轮齿数1004252Z4.1.2.按齿面接触疲劳强度设计32RR1t2HEt1u0.5-1TKz92.2d(1).确定公式内各计算数值1）.试选载荷系数tk1.82）.小齿轮传递转距mmNnPT42251106.3105.953）.由《机械设计（第八版）》表10-7选取齿宽系数R0.334）.由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数1/2189.8EZMPa5）.由《机械设计（第八版）》图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限；MPa6001Hlim大齿轮的接触疲劳强度极限MPa5502Hlim6）.计算应力循环次数9H21105.045810300821440160jL60nN992101.264105.0458N7).由《机械设计（第八版）》图10-19查得接触疲劳寿命系数0.92K0.8,KHN2HN18).计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1，故a5281lim11MPSKHNHa5062lim22MPSKHNH(2).计算1).试算小齿轮分度圆直径1td,mm85.855068.189433.05.0133.010611.38.192.2d3224t1＝2).计算圆周速度sm47.6100060144085.85100060ndV1t13).计算载荷系数根据v6.47m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数vk1.15直齿轮FHKK=1,由表10-2查得使用系数AK1.5根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查表得25.1KheH，则FHKK1.5875.125.15.1KheH接触强度载荷系数HHVAKKKKK3.234).按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径mm02.1038.123.385.85KKdd33tt115).计算模数nmmm1.42502.103zdm11n取整为4mm6)．计算齿轮相关系数mmudRuumzdmz16.20621'507590'1014193arccos1arccos4001004100254d21122122117)．圆整并确定齿宽mmRbR03.6816.20633.0圆整取mmbmmb65,70124.1.3.校核齿根弯曲疲劳强度1)．确定弯曲强度载荷系数FFVAKKKKK3.232)．计算当量齿数16.408245.0100cosZ77.2525cosZZ22V297.011V1Z3).查取齿形系数和应力校正系数由表10-5查得97.1595.106.2612.22s1s21YYYYFF，，4)．由《机械设计（第八版）》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，a5001MPFE大齿轮的弯曲疲劳强度极限a3802MPFE5)．由《机械设计（第八版）》图10-18取弯曲疲劳寿命系数88.0,85.021FNFNKK6)．计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得a86..2384.138088.0a57.3034.150085.0222111MPSKMPSKFEFNFFEFNF7)．校核弯曲强度根据弯曲强度公式FRFSFZYKTY225.01bm2进行校核122412211111a55.492533.05.01470595.16.210611.323.325.01mb2FRFSFMPZYYKT222412212212a06.1310033.05.0146597.126.210611.323.325.01mb2FRFSFMPZYYKT满足弯曲强度，所以参数合适。4.2圆柱斜齿轮设计4.2.1.选定齿轮的精度等级、材料及齿数1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度2）材料选择由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS3）选小齿轮齿数为23Z1,大齿轮齿数110.44.8232Z,取001Z24)选取螺旋角。初选螺旋角14o4.2.2.按齿面接触疲劳强度设计213121tHEtdHKTZZudu（1）.公式内各计算值1).试选1.6tK2).由《机械设计（第八版）》图10-30选取区域系数ZH=2.4333).由《机械设计（第八版）》图10-26查得86.078.021，，则64.1214).小齿轮传递转距mmNnPT52253103874.1105.955).由《机械设计（第八版）》表10-7选取齿宽系数1d6).由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数1/2189.8EZMPa7).由《机械设计（第八版）》图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限；MPa6001Hlim大齿轮的接触疲劳强度极限MPa5502Hlim8).应力循环次数9H21101.261065382132060jL60nN892103.154101.26N9).由《机械设计（第八版）》图10-19查得接触疲劳寿命系数0.98K0.95,KHN2HN110).计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1，故a5701lim11MPSKHNHa2.5582lim22MPSKHNH11).许用接触应力564.3MPa221HHH（2）.计算1).试算小齿轮分度圆直径1tdmm4.603.5648.189433.28.48.5631.11103874.16.12d325t1＝2).计算圆周速度sm14.11000603604.60100060ndV2t13).计算齿宽b及模数ntmmm4.604.601dbt1dmm22.22314co