悬挂式输送机传动装置设计

机械设计课程设计1目录1.设计目的及要求……………………………………………………………22.传动设计方案………………………………………………………………33.电机选择……………………………………………………………………44.传动比分配计算…………………………………………………………55.链传动设计………………………………………………………………66.齿轮设计……………………………………………………………………77.联轴器选择………………………………………………………………128.轴的设计计算………………………………………………………………139.键连接的校核……………………………………………………………2810.减速器附件设计…………………………………………………………2911.减速器润滑及密封………………………………………………………3012.其他技术说明……………………………………………………………31机械设计课程设计2一、课题：悬挂式输送机传动装置设计(一)课程设计的目的1)通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际知识去2)分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。3)学习机械设计的一般方法。通过设计培养正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。4)进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。(二)已知条件1)机器功用通过生产线中传送半成品、成品用，被运送物品悬挂在输送链上2)工作情况单向连续传动，轻度震动；3)运动要求输送链速度误差不超过5%；4)使用寿命8年，每年350天，每天工作16小时；5)检修周期一年小修，三年大修；6)生产批量中批生产7)生产厂型中、大型通用机械厂8)主动星轮圆周力：7KN9)主动星轮速度：0.9m/s10)主动星轮齿数：711)主动星轮节距：86mm(三)设计内容1）电动机选型2）链传动设计3）联轴器选型设计4）减速器设计5)其他E1:二级展开式圆柱齿轮传动计算及说明一、传动方案设计传动系统方案的拟定。悬挂式输送机传动系统设计方案如图所示机械设计课程设计3计算及说明1-输送链；2-主动星轮；3-链传动4-减速器；5-电动机1.根据主动星轮的速度和主动星轮节距可得星轮转速nn=601000vzp=0.9×60×1000/7/86=89.7r/minP=Fv=70.9=6.3kw准备选用1500r/min的Y型系列电动机2.为加工方便采用水平剖分式3.由于传递功率不大，故轴承采用球轴承4.考虑到高速级转速较高，采用圆柱斜齿轮，使传动平稳；电动机和输入轴之间采用H型弹性块联轴器（TB/T5511-1991）一、电动机的选择(一)电动机输出功率计算已知工作机的阻力F和速度v，则工作机输入功率P：/1000PFvh¢=式中F＝7kN＝7000N，v＝0.9m/s，321234hhhhh=。链传动效率1＝0.96，角接触球轴承效率2＝0.99，，闭式圆柱齿轮啮合效率3h＝0.97（按8级精度），机械设计课程设计4计算及说明联轴器4h=0.99。把上述值代入后得：3270000.910000.960.990.970.99P´¢=创创=7.33kW＝320.960.990.990.97创?=0.86(二)确定电动机型号1．考虑到生产线上有时会出现过载现象，为了使输出链正常运转而不影响生产效率，取K（功率储备系数）=1.3所以，p=k'p=9.52kW2．查表16-2，得，选Y系列1500r/min的电动机，具体牌号为：Y160M-41)额定功率p=11kw2)满载转矩nm=1460r/min3)输出轴直径D=42mm4)中心高H=160mm5)轴延伸尺寸D*E=42*110=4620mm2二、传动比分配1）、计算总传动比i在上面已经确定了电机满载转速为dn=1440r/min。61000/PZ6010000.9/86789.7/mingnvr=创=创?传动装置的总传动比i为dgnin==1460/89.7=16.282）、传动比的分配1223iii=?总×2.5而设高速级传动比是低速级的1.3倍，即：12231.3ii=?，得23122.242.91ii=-----=5、计算传动1）、各个参数说明：1n、2n、3n——I、II、III轴的转速（/minr）机械设计课程设计5计算及说明1P、2P、3P——I、II、III轴的输入功率（kW）1T、2T、3T——I、II、III轴的输入转矩(Nm)oP——电动机实际输出功率（kW）mn——电动机满载转（/minr）2）、各个轴转速的计算：1g0/1460/11460nni===/minr2112/1460/2.91501.72nni===/minr3223/504.72/2.24223.98nni===/minr3）、各个轴功率的计算：()1429.520.990.999.33PPkWhh==创=()21239.330.990.978.96PPkWhh==创=()32238.960.990.973.684PPkWhh==创=4)、各个轴扭矩的计算()1119550/61.03.TPnNm==()2229550/170.55.TPnNm==()3339550/366.86.TPnNm==将以上数据列表如下：轴号转速n功率P输出转矩T传动比i电机轴14609.5261．031轴114609.3361.032.91轴2501.728.96170.552．24轴3223.988.26366.682.5主动星轮轴89.598.26880.49装置的运动和动力参数三、传动件设计计算(一)链传动设计机械设计课程设计6计算及说明P3=8.26KWn3=223.98r/min已知条件：32.5i=T3=366.68N•m1．选择链轮齿数12zz、小链轮齿数估计链速为0.6—8m/s，由表5.3取19大链轮齿数z2=iz1=2.5×19=47.5取奇数为472．确定链节数pL初取中心距040ap，则链节数为2012210222pazzzzpLpa=224019393919()113.492402ppppp?-++=取Lp=114节3．确定链节距p载荷系数AK=1小链轮齿数系数ZK=1多排链系数MK=1链长度系数LK=1.1由式08.51AZLMKPPKKK?KW根据小链轮转速和0p，查图5-12，确定链条型号选16A单排链P=25.4mm4．确定中心距a22121221[()()8()]42221022.43PPZZZZZZpaLLp++-=-+--=机械设计课程设计7计算及说明5．验算链速v111.80/601000znpvms==´6．计算压轴力Q链条工作拉力1000/4778FPvN==压轴力系数QK1.2QK由式5-13压轴力5733QQKFN==(二)圆柱齿轮传动设计计算1.高速级圆柱齿斜轮设计及计算1）选择齿轮材料，确定许用应力小齿轮40Cr调质：1260HBSHBS（）大齿轮45正火：2210HBSHBS（）其计算公式为：limminHHNHZS接触疲劳极限limH：2lim1700/HNmm2lim2550/HNmm接触强度寿命系数NZ应用循环次数N：911601.3710hNnjL=创??821/6.1310NNi==?11NZ=21NZ=接触强度最小安全系数：min1HS，则[]217001/1700/HNmms=?机械设计课程设计8计算及说明[]225501/1550/HNmms=?许用弯曲应力F：[]limminFFNXFYYSss=弯曲疲劳强度极限limF，双向传动乘0.7，2lim12lim2378/294/FFNmmNmm弯曲强度寿命系数NY查（机械设计课本）图6－8121NNYY弯曲强度尺寸系数XY查（机械设计课本）图6－91XY弯曲强度最小安全系数：min1.4FS则：[]137811/1.4270Fs=创=[]229411/1.4210Fs=创=2）、齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按311110.013~0.022/vnPn，估取圆周速度4/tvms，小轮分度圆直径1d[]()213112EHHdZZZZuKTduebsy骣±÷ç÷崇÷ç÷÷ç桫齿宽系数0.8d按齿轮相对轴承为非对称布置小轮齿数1z，在推荐值20～40中选129z=机械设计课程设计9计算及说明大轮齿数2z：212.912784.39ziz==?圆整取85齿数比u21/85/292.93uzz===传动比误差/uuD：/0.00680.05uuD=小轮转矩1T：1261028TNmm=初选=12°载荷系数K：AVKKKKKAK－使用系数1.25AKVK－动载系数由推荐值1.05～1.4取1.2VKK－齿间载荷分配系数由推荐值1.0～1.2取1.1KK－齿向载荷分布系数由推荐值1.0～1.2取1.1K载荷系数K1.251.21.11.11.82AVKKKKKab==创?材料弹性系数EZ机械设计课程设计10计算及说明2189.8/EZNmm节点区域系数HZ2.45HZ螺旋角系数cos0.99Zbb==重合度系数Z，由推荐值0.85～0.92，取0.87，故231189.82.450.780.9921.81267903.4315500.83.43d骣创创?÷ç炒?÷ç÷ç桫=52.75齿轮模数m11cos/1.78mdzmmb=?按表6.6圆整m＝2mm标准中心距a12()/2cos116.55amzzb=+=（）圆整后取：117amm=分度圆螺旋角：n12arccos(()/2)mzza=13度小轮分度圆直径1d：11/cos59.53dmzb==齿宽b142.42mmdbdy==，取整后：b=42大轮齿宽2b：2bb小轮齿宽1b：机械设计课程设计11计算及说明()125~1050bb=+=mm3）、齿根弯曲疲劳强度校核计算由（机械设计课本）式6－10[]112FFaSaFKTYYYYbdmebss=?当量齿数VZ311/cos28.56VZZb==322/cos83.55VZZb==齿形系数FaY小轮12.53FaY=大轮22.21FaY=应力修正系数SaY小轮11.62SaY=大轮21.78SaY=重合度：11t22t1(tantan)(tantan)2aazz解得：1.58ae=重合度系数0.250.75/Y解得：0.725Ye=故21112.28/FNmms=22122.49/FNmms=机械设计课程设计12计算及说明4）、齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径2d：22/cos174.47mmdmzb==根圆直径fd：11254.53ffddhmm=-=222169.47ffddhmm=-=顶圆直径ad11263aaddhmm=+=222178.47aaddhmm=+=5）、低速级圆柱齿轮几何参数低速级：选择圆柱直齿轮1．选材齿轮材料，确定许用应力(1)一般机器,速度不高,选用8级精度(GB10095-88)小齿轮材料：40Cr(调质处理)HBS260大齿轮材料：45(正火处理)HBS210许用接触应力，由式6-6，NHHzSHminmin][小齿轮的接触疲劳强度极限lim1H=700MPa.大齿轮接触疲劳强度极限lim2H=550MPa.接触疲劳寿命系数NZ应力循环次数N由式6-7129601.3710HNnjL==?8126.1310NNi==?查图6-5得1121NNZZ机械设计课程设计13计算及说明接触强度最小安全系数minHS2221/55011550][/70011700][mmNmmNHH则2/550][mmNH许用弯曲应力计算]F[由式Flimlim]NXFYYSF[弯曲疲劳极限Flim=378弯曲疲