传动装置机械设计

11.设计任务书一、设计题目：链板式运输机传动装置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—输送链的小链轮二、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Z1i开寿命（年）1100000.338.10173~6102100000.3550.80193~6103120000.463.50213~6104110000.3538.10213~6105110000.450.80193~6106120000.4550.80213~610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%。三、设计工作量设计说明书1份；减速器装配图，零号图1张；零件工作图2张（箱体或箱盖，1号图；中间轴或大齿轮，1号或2号图）。四、参考文献1.《机械设计》教材2．《机械设计课程设计指导书》3．《机械设计课程设计图册》4.《机械零件手册》5.其他相关书籍2四、进度安排设计阶段设计内容摘要计划时间14天Ⅰ准备工作1、布置设计任务，说明设计题目的性质及设计内容；2、阅读《机械设计课程指导书》。1Ⅱ计算运动参数1、分析明确传动方案；2、计算传动机构所需的总功率并选择电动机；3、计算总传动比和分配各级传动比；4、计算各轴的转速、功率及转矩。1Ⅲ传动机构及支承零件的初步计算1、带传动设计（含带轮设计）；2、二级齿轮传动设计算（含齿轮、轴设计，其他相关标准件的选择等）；3、减速器箱体及附件设计。1Ⅳ减速器装配图设计1、精确计算各级传动轴及转动支承零件：（1）根据轴承跨距求反力，（2）画弯距，（3）扭矩图，（4）验算轴承及键，（5）精确计算和校核轴等；2、绘制减速器装配草图，逐一检查轴结构、支承结构、箱缘尺寸等设计的正确性、合理性，修改草图、完善各零件的初步结构（考虑固定方法、安装、拆卸、调整、制造、润滑等要求）。3Ⅴ绘制零件图根据教师指定的零件进行零件结构工艺设计并绘制零件工作图（标注尺寸、公差、表面结构要素等）。2Ⅵ完成装配图1、选择标准零件（螺栓、螺帽、定位销等）；2、根据机械制图要求完成装配图的绘制。3Ⅶ编制设计说明书1、根据计算底稿按规定格式编写设计说明书；2、自己设计的零件结构应附有简要的说明及简图。2Ⅷ答辩准备课程设计答辩，上交设计成果。1学生姓名：学号：专业：机械设计制造及其自动化班级：指导教师：2009年12月14日32.传动装置的总体方案设计2.1．传动方案分析（1）．圆锥斜齿轮传动圆锥斜齿轮加工较困难，特别是大直径、大模数的圆锥齿轮，只有在需要改变轴的布置方向时采用，并尽量放在高速级和限制传动比，以减小圆锥齿轮的直径和摸数。所以将圆锥齿轮传动放在第一级用于改变轴的布置方向（2）．圆柱斜齿轮传动由于圆柱斜齿轮传动的平稳性较直齿圆柱齿轮传动好，常用传动平稳的场合。因此将圆柱斜齿轮传动布置在第二级。（3）.开式齿轮传动由于润滑条件和工作环境恶劣，磨损快，寿命短，故应将其布置在低速级。（4）．链式传动链式传动运转不均匀，有冲击，不适于高速传动，应布置在低速级。所以链式传动布置在最后。因此，圆锥斜齿轮传动—圆柱斜齿轮传动—开式齿轮传动—链式传动，这样的传动方案是比较合理的。2.2．电动机选择链轮所需功率kw85.3100035.0110001000FvPW取η1=0.99（联轴器）,η2=0.98（圆锥齿轮）,η3=0.98（圆柱斜齿轮）,η4=0.94（开式齿轮）,η5=0.97（链轮）；η=η2×η3×η4×η5=0.784电动机功率Pd=Pw/η=4.39kw链轮节圆直径255.6mm)21/180sin(1.38)/180(sinzPD链轮转速26.25r/min6.25535.0100060100060nDv由于二级圆锥—圆柱齿轮传动比i1’=8~40，开式齿轮传动比i2’=3~6则电动机总传动比为ia’=i1’×i2’=24~240故电动机转速可选范围是nd’=ia’×n=(120~360)×26.2=628.8~6288r/min在此范围内电动机有Y132S-4和Y132M2-6,且Y132M2-6的传动比小些故选电动机型号为Y132S-442.3．总传动比确定及各级传动比分配由电动机型号查表得nm=1440r/min；故ia=nm/n=1440/26.25=55取开式齿轮传动比i3=5.5；圆锥斜齿轮传动比i1=2.5；故圆柱斜齿轮传动比i2=42.4．运动和动力参数的计算设电动机转轴为1轴，圆锥斜齿轮轴为2轴，圆柱斜齿轮轴为3轴,开式齿轮轴为4轴，链轮轴为5轴（1）.各轴转速：n1=1440r/minn2=n1/i1=1440/2.5=577.5r/minn4=n3=n2/i2=577.5/4=144.375r/minn5=n4/i3=144.375/5.5=26.25r/min（2）.各轴输入功率：P1=Pd=4.39kwP2=P1×η2=4.39×0.98=4.31kwP3=P2×η3=4.31×0.98=4.22kwP4=P3=4.22kwP5=P3×η5=4.22×0.97=3.97kw（3）.各轴输入转距：Td=9550×P1/nm=9550×4.39/1440=29.11N·mT1=9550×P/nm=9550×4.39/1440=29.11N·mT2=9550×P2/n2=9550×4.31/557.5=71.21N·mT3=9550×P3/n3=9550×4.22/144.275=279.1N·mT4=T3=279.1N·mT5=9550×P5/n5=9550×3.97/26.25=1444N·m3.传动零部件的设计计算3.1齿轮传动3.1.1.圆锥齿轮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40HBS53）选小齿轮齿数为24Z1,大齿轮齿数602.5242Z2.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tk1.42）.小齿轮传递转距mmNnPT4115110911.2105.953）.由表10-7选取齿宽系数R0.334）.由表10-6查得材料的弹性影响系数1/2189.8EZMPa5）.由图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9H2110046.510365821440160jL60nN9921002.22.510046.5N7).由图10-19查得接触疲劳寿命系数0.94K0.89,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a534160089.01lim11MPSKHNHa51755094.02lim22MPSKHNH6(2).计算1).试算小齿轮分度圆直径1td,mm82.615178.1895.233.05.0133.010911.24.192.2d3224t1＝2).计算圆周速度sm66.4100060144082.61100060ndV1t13).计算载荷系数根据v3.95m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数vk1.21直齿轮FHKK=1,由表10-2查得使用系数AK1.2根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查表得HK1.421,35.1KF接触强度载荷系数HHVAKKKKK2.0634).按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径mm35.704.1063.282.61KKdd33tt115).计算模数nmmm93.22435.70zdm11n3.校核齿根弯曲疲劳强度][.10.5-14KTm32212RR1FSFaaYYuz（1）确定公式内的各计算参数1)．确定弯曲强度载荷系数FFVAKKKKK1.9672).查取齿形系数和应力校正系数由表10-5查得73.158.1,28.265.22s1s21YYYYFF，，3)．由图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4)．由图10-18取弯曲疲劳寿命系数87.0,84.021FNFNKK5)．计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得a14.2364.138087.0a3004.150084.0222111MPSKMPSKFEFNFFEFNF6)．计算大小锥齿轮的][FSFaaYY.01396.030058.165.2][111FSFaaYY01670.014.23673.128.2][222FSFaaYY大锥齿轮的数值大。（2）设计计算mm198.2.15.224)33.05.01(33.001670.0102.9111.964m32224对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。由于模数m的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力。取m=2.5mm，按接触疲劳强度所算得的分度圆直径35.701dmm,算得小锥齿轮的齿数285.235.7011mdz8大锥齿轮齿数mmz70285.22这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面的接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.4几何尺寸计算（1）计算分度圆直径mmmzdmmmzd1755.270705.2282211（2）计算锥距R由于该锥齿轮为标准直齿轮R=mmdd24.9442221（3）圆整并确定齿宽B=mmRR3124.9433.0故取mmb402,mmb4513.1.2圆柱斜齿轮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24Z1,大齿轮齿数964242Z,取96Z24)选取螺旋角。初选螺旋角14o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).由图10-30选取区域系数ZH=2.4333).由图10-26查得88.078.021，，则66.12194).小齿轮传递转距mmNnPT4225110121.7105.955).由表10-7选取齿宽系数1d6).由表10-6查得材料的弹性影响系数1/2189.8EZMPa7).由图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9H21102.0210365821577.560jL60nN892105.054102.02N9).由图10-19查得接触疲劳寿命系数0.96K0.94,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a564160094.01lim11MPSKHNHa52855096.02lim22MPSKHNH11).许用接触应力546MPa2528564221HHH（2）.计算1).试算小齿轮分度圆直径1tdmm7.495468.189