矿用链板输送机传动装置设计书

机械设计基础课程设计设计说明书机械与动力工程学院热能与动力工程专业XXX班XX号设计者：指导教师：XXXX年XX月河南理工大学目录一设计任务书………………………………………………………3二传动方案的拟定…………………………………………………4三电机的选择………………………………………………………4四运动和动力参数的计算…………………………………………5五传动件的设计计算………………………………………………6六轴的设计…………………………………………………………12七滚动轴承的选择与寿命计算……………………………………20八联轴器的选择……………………………………………………24九键联接的选择和验算……………………………………………25十箱体的设计………………………………………………………262十一减速器附件的设计……………………………………………26十二润滑和密封……………………………………………………27参考文献………………………………………………………………28一、设计任务书矿用链板输送机传动装置设计1、设计条件：（1）机器用途：煤矿井下运煤；（2）工作情况：单向运输，中等冲击；（3）运动要求：输送机运动误差不超过7%；（4）工作能力：储备余量15%；（5）使用寿命：十年，每年300天，每天8小时；（6）检修周期：半年小修，一年大修；（7）生产批量：小批量生产；（8）制造厂型：中小型机械厂；2、输送机简图：如图13、原始数据：运输机链条速度：0.5m/s；运输机链条拉力：16KN；3主动星轮齿数：9；主动星轮节距：50mm；4、设计任务：（1）设计内容：①电动机选型②传动件设计③减速器设计④联轴器选型设计；（2）设计工作量：①装配图1张②零件图2张；二、传动方案的拟定根据传动装置各部分的相对位置（如图1），综合考虑工作机的性能要求、工作条件和可靠性，以使结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低、传动效率满足要求等，选择二级圆锥-圆柱齿轮减速器，机构运动简图如图2：三、电机的选择1、计算运输机主轴的转速和功率（1）转速wn由原始数据可得主动星轮的直径d=pz=14.3950=143.3㎜,4则wn=dv60=1433.014.35.060=66.672r/min（2）功率wPpw=Fv=12×0.5=6kw2、电动机的功率（1）传动装置的总效率η由参考文献[1]表1-2查得：滚筒效率η1=0.96；弹性联轴器效率η2=0.99；滚动轴承效率η3=0.98；圆柱齿轮传动效率η4=0.97；圆锥齿轮传动效率η5=0.95；总效率η=η12η22η33η4η5=0.962×0.992×0.983×0.97×0.95=0.7834（2）所需电动机的功率Pr=Pw/η=6/0.7834=7．659kw3、选择电动机的型号根据工作条件：煤矿下运输，应选择防爆电机。查参考文献[2]表7-2-2选择电动机的型号为Y160L-6，额定功率11kw，满载转速970r/min,电动机轴伸直径48mm。四、运动和动力参数的计算1、分配传动比（1）总传动比：i=970/66.672=14.549（2）各级传动比：直齿圆锥齿轮（高速级）传动比i12=0.25i=3.637斜齿圆柱齿轮（低速级）传动比i23=4【】（3）实际总传动比i实=i12·i23=3.637×4=14.548因为Δi=i实－i=0.0010.05,故传动比满足要求。2、运动和动力参数计算（各轴标号见图2）（1）轴0（电动机轴）P0=Pr=7．659kwn0=970r/minT0=9550×7．659/970=9550×10.21/940=75．406N·m（2）轴1（高速轴）P1=P0·η1·η2=7.659×0．96×0．99=7．279kw5n1=n0=970r/minT1=9550P1/n1=9550×7．279/970=71．664N·m（3）轴2（中间轴）P2=P1·η3·η5=7．279×0.98×0.95=6．777kwn2=n1/i12=970÷3.637=266.703r/minT2=9550P2/n2=9550×6．777/266.667=323.5297N·m（4）轴3（低速轴）P3=P2·η3·η4=9.034×0.98×0.97=8.588kwn3=n2/i23=266.667÷4=66.67r/minT3=9550P3/n3=9550×8.588/66.67=1230.169N·m（5）轴4（运输机主轴）P4=P3·η1·η2·η3=8kwn4=n3=66.67r/minT4=9550P4/n4=9550×8/66.67=1145.943N·m五、传动件的设计计算1、闭式直齿圆锥齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料，确定许用应力由参考文献[3]表16.2-60，表16.2-64及图16.2-17,图16.2-26,小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217～255σHlim1=580MPa,σFlim1=220MPa大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162～217σHlim2=560MPa,σFlim2=210MPa查参考文献[3]表16.2-16,取SH=1.25,SF=1.6,则[σH]1=σHlim1/SH=464MPa[σF]1=σFlim1/SF=137.5MPa[σH]2=σHlim2/SH=448MPa[σF]2=σFlim2/SF=131.25MPa（2）按齿面接触强度设计小齿轮的大端模数取齿数Z1=16，则Z2=Z1·i12=16×3.525=56.4,取Z2=57实际齿数比μ=Z2/Z1=3.56256分锥角δ1=arctanZ2Z1=arctan5716=15.6795°δ2=arctanZ1Z2=arctan1657=74.3205°取载荷系数K=1.5由参考文献[3]表16.4-26de1＇=19512113][HKT=1951×234645625.3589.985.1=112.711㎜大端模数me=de1＇/Z1=7.04查参考文献[3]表16.4-3，取me=8（3）齿轮参数计算大端分度圆直径d1e=z1me=128㎜d2e=z2me=57×8=456㎜齿顶圆直径111cos2eeaemdd=128+2×8×cos15.6795°=143.405㎜222cos2eeaemdd456+2×8×cos74.3205°=460.324㎜齿根圆直径111cos4.2eefemdd=128-2.4×16cos15.6795°=91.029㎜222cos4.2eefemdd=456-2.4×16cos74.3205°=445.622㎜取齿宽系数3.0R外锥距11sin2/eedR128/2sin15.6795°=236.866㎜齿宽ReRb71.06㎜,取b=71㎜中点模数)5.01(Remmm6.8㎜中点分度圆直径)5.01(11Remdd108.8㎜)5.01(22Remdd387.6㎜当量齿数111cosZZv16.618,222cosZZv210.911当量齿轮分度圆直径5625.315625.38.10812211mvdd113㎜7122vvdd1434.129㎜当量齿轮顶圆直径mvvamdd211126.6㎜mvvamdd2211447.729㎜当量齿轮根圆直径20coscos111vvvbddd106.185㎜20coscos222vvvbddd1347.64㎜当量齿轮传动中心距)(2121vvvdda773.5645㎜当量齿轮基圆齿距20cos8.614.3cosmvbmp20.064㎜啮合线长度vtvvbvavbvavaddddgsin)(2122222121=34.368㎜端面重合度064.20368.34vbvvpg1.713齿中部接触线长度vvbmbl12=59.104㎜（4）验算齿面接触疲劳强度由参考文献[4]式5-49得：1)5.01(1212211ReEHbdKTZZ取MPaZE8.189，88.0Z，代入各值可得：小齿轮5625.315625.3)3.05.01(12871589.985.188.08.1891212221H=273.213MPa1][H=464MPa大齿轮5625.312625.3)3.05.01(456715279.3235.188.08.1891212222H=138.927MPa2][H=448MPa故齿轮的齿面接触疲劳强度满足要求。（5）校核齿轮弯曲疲劳强度由参考文献[4]式5-47得：YYZbmKTFSReF)5.01(23601218式中FSY查参考文献[3]图16.4-25得：55.41FSY，61.42FSY再由参考文献[3]式16.4-12vY/75.025.0=0.25+0.75/1.173=0.688所以688.055.4)3.05.01(618.16871589.985.12360221F=20.025MPa1][F=137.5MPa即齿轮的弯曲强度也满足要求。2、闭式斜齿圆柱齿轮传动的设计计算（1）选择材料，确定齿轮的疲劳极限应力由参考文献[3]表16.2-60、表16.2-64及图16.2-17、图16.2-26选择齿轮材料为：小齿轮：45号钢，调质处理，HB=217～2551limH=580MPa1limF=220MPa大齿轮：45号钢，正火处理，HB=162～2172limH=560MPa2limF=210MPa（2）按接触强度，初步确定中心距，并初选主要参数由参考文献[3]表16.2-3323)1(476HPaKTa式中：小齿轮传递的转矩2TT=323.5297N·m载荷系数取K=1.5齿宽系数取a=0.3齿数比暂取23i=4许用接触应力HP：minlimHHHPS按参考文献[3]表16.2-46，取最小安全系数minHS=1.25，按大齿轮计算：25.1560HP=448MPa将以上数据代入计算中心距的公式得：44483.05297.3235.1)14(47623a=300.607㎜9圆整为标准中心距300a㎜按经验公式，a～mn)002.0007.0(=(0.007～0.002)×300=2.1～6㎜取标准模数nm=4㎜初取β=12°,cos12°=0.97834.29)14(4978.03002)1(cos21nmaZ取1Z=29，2Z=1Z=4×29=116精求螺旋角β：9667.03002)12030(42)(cos21aZZmn,所以β=14°48′9667.04cosntmm=4.1378㎜11Zmdt=4.1378×29=119.996㎜齿宽aba=0.3×300=90㎜（3）校核齿面接触疲劳强度按参考文献[4]式5-39)1(11bdFZZZZtHEH式中：分度圆上的圆周力312110996.1195297.32322dTFt=5392.341N查参考文献[3]表16.2-43,MPaZE8.189节点区域系数HZ按β14°48′，x=0查参考文献[3]图16.2-15,HZ=2.41重合度系数取Z=0.88螺旋角系数9832.0.cosZ代入数据：414996.11990341.53929832.08.18941.288.0H=312.663MPaHP=448MPa故接触疲劳强度满足要求。（4）校核齿根弯曲疲劳强度10按参考文献[4]式5-37YYZbmKTFSnF122000式中：2TT=323