机械设计课程设计133班第2组Word格式文档下载.docx

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10滚动轴承的设计和计算………………………………………24

11联轴器的选择…………………………………………………26

12箱体的设计……………………………………………………26

13润滑和密封设计………………………………………………28

设计总结…………………………………………………………29

参考文献…………………………………………………………29

1传动简图的拟定

1.1技术参数：

输送链的牵引力：

5KN

输送链的速度：

0.6m/s

链轮的节圆直径：

399mm

1.2工作条件：

连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日，小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差±

5%。

链板式输送机的传动效率为95%。

1.3拟定传动方案

传动装置由电动机，减速器，工作机等组成。

减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器。

外传动为链传动。

方案简图如图。

方案图

2、电动机的选择

2.1电动机的类型：

三相交流异步电动机（Y系列）

2.2功率的确定

2.2.1工作机所需功率Pw（kw）:

Pw=Fwvw/（1000w）=5000³

0.6/（1000³

0.95）=3.158kw

2.2.2电动机至工作机的总效率η：

η=1³

2³

3³

4³

5³

6=0.99³

0.993³

0.97³

0.98³

0.96³

0.96=0.842

（1为联轴器的效率，2为轴承的效率，3为圆锥齿轮传动的效率，4为圆柱齿轮的传动效率，5为链传动的效率，6为卷筒的传动效率）

2.2.3所需电动机的功率Pd（kw）:

Pd=Pw/η=3.158Kw/0.842=3.751kw

2.2.4电动机额定功率:

PmPd

2.3确定电动机的型号

因同步转速低的电动机磁极多的，外廓尺寸大，质量大，价格高，但可使系统的传动比和机构尺寸减小，从而降低传动装置的制造成本。

根据需要，选择Pm=4kW，符合要求。

由此选择电动机型号：

Y112M—4

电动机额定功率Pm=4kN,满载转速=1440r/min3

工作机转速n筒=60*V/（π*d）=28.72r/min

查机械设计指导书（后简称指导书）表17—7可知：

3传动比的分配

总传动比：

i总=nm/n筒=1440/28.720=50.139

设高速轮的传动比为i1,低速轮的传动比为i2,链传动比为i3，减速器的传动比为

i减,链传动的传动比推荐<

6，选i3=5.0，则有：

i减=i总/i3=10.0278,i10.25i减=2,507,选i1=2.5，则i2=i减/i1=4.0。

i=i1i2i3=2.5³

4.0³

5.0=50,i=（i-i总）/i总=（50—50.139/50.139=－0.277%，符合要求。

4传动参数的计算

4.1各轴的转速n（r/min）

高速轴Ⅰ的转速：

n1=nm=1440r/min

中间轴Ⅱ的转速：

n2=n1/i1=1440/2.5=560r/min

低速轴Ⅲ的转速：

n3=n2/i2=560/4.0=140r/min

滚筒轴Ⅳ的转速：

n4=n3/i3=140/5.0=28r/min

4.2各轴的输入功率P（kw）

高速轴Ⅰ的输入功率：

P1pm140.993.96kw中间轴Ⅱ的输入功率：

P2p1323.960.970.993.80kw低速轴Ⅲ的输入功率：

P3p2423.800.980.973.61kw滚筒轴Ⅳ的输入功率：

P4p3523.610.960.993.43kw

4.3各轴的输入转矩T（N²

m）

高速轴Ⅰ的输入转矩：

T19550P1/n126.26N²

m

中间轴Ⅱ的输入转矩：

T29550P2/n264.80N²

m5

低速轴Ⅲ的输入转矩：

T39550P3/n3246.25N²

m

滚筒轴Ⅳ的输入转矩：

T49550P4/n41169.88N²

5链传动的设计与计算

5.1选择链轮齿数

取小齿轮齿数z1=11，大链轮的齿数z2=i3³

z1=5.0³

11=55。

5.2确定计算功率

查机械设计教材中表9-6可得KA=1.0，查图9-13得Kz=2.5，单排链，功率为：

Pca=KAKzP3=1.0³

2.5³

3.61=9.025kW

5.3选择链条型号和节距

根据Pca9.025kW和主动链轮转速n3=140（r/min），由图9-11得链条型号为20A，

由表9-1查得节距p=31.75mm。

5.4计算链节数和中心距

初选中心距a0=（30～50）p=（30～50）³

31.75=953～1588mm。

取a0=1000mm，按下式计算链节数Lp0:

=2³

1000/31.75+（11+55）/2+[（55-11）/2π]2³

31.75/1000

≈97.55故取链长节数Lp=98节

由（Lp-z1）/（z2-z1）=（98-11）/（55-11）=2.032，查教材中表9-7得f1=0.24421，

所以得链传动的最大中心距为：

a0=f1p[2Lp-（z1+z2）]

=0.24421³

31.75³

[2³

98-（11+55）]≈1008.0mm

5.5计算链速v，确定润滑方式

v=z1n3p/60³

1000=11³

140³

31.75/60³

1000≈0.815m/s

由教材图9-14查得润滑方式为：

滴油润滑。

5.6计算链传动作用在轴上的压轴力FP

有效圆周力：

Fe=1000P/v=1000³

3.61/0.815=4429.4N

链轮水平布置时的压轴力系数KFp=1.15

则FP≈KFpFe=1.15³

4429.4≈5093.81N

计算链轮主要几何尺寸：

d1=p／sin（180°

/z1）=112.70mm

d2=p／sin（180°

/z2）=556.15mm

5.7链轮材料的选择及处理

根据系统的工作情况来看，链轮的工作状况是，采取两班制，工作时有轻微振动。

每年三百个工作日，齿数不多，根据教材表9-5得材料为40号钢，淬火、回火，处理后的硬度为40—50HRC。

6圆锥齿轮传动的设计计算

6.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

6.1.1选用闭式直齿圆锥齿轮传动，按齿形制GB/T12369-1990齿形角α=20，顶隙系数c*=0.2，齿顶高系数ha*=1，螺旋角βm=0°

，轴夹角∑=90°

，不变位，齿高用顶隙收缩齿。

6.1.2根据教材表10-1，材料选择，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。

6.1.3根据教材表10-8，选择7级精度。

6.1.4传动比u=z2/z1=5

节锥角δ1=arctan（1/u）=11.31°

，δ2=90°

－11.31°

＝78.69°

不产生根切的最小齿数：

Zmin2ha*cos1/sin2=16.765

选z1=18，z2=uz1=18³

3.5=90

6.2按齿面接触疲劳强度设计

ZEKT1公式：

d1t≥2.9210.52u

HRR

6.2.1试选载荷系数Kt=2

6.2.2计算小齿轮传递的扭矩T1=95.5³

105P1/n1=2.626³

104N²

mm6.2.3选取齿宽系数R=0.3

6.2.4由教材表10-6查得材料弹性影响系数ZE189.8MPa。

6.2.5由教材图10-21d按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限2

Hlim1600MPa，大齿轮的接触疲劳极限Hlim2550MPa。

6.2.6计算应力循环次数

N160n1jLh601440128300104.15109

N2=N1/u=8.3³

108

6.2.7由教材图10-19查得接触疲劳寿命系数

KHN10.87KHN20.90

6.2.8计算接触疲劳许用应力

H1KHN1lim1/S0.87600522MPa

H2KHN2lim2/S0.90550495MPa

6.2.9试算小齿轮的分度圆直径

代入H中的较小值得

ZEKT1d1t≥2.9210.52u=56.188mm

6.2.10计算圆周速度v

dml=d1t（1-0.5φR）=56.188³

﹙1－0.5³

0.3﹚＝47.760mm

v（dm1n1）/（601000）

=（3.14159³

47.760³

1440）/（60³

1000）=3.60m/s

6.2.11计算载荷系数

齿轮的使用系数载荷状态均匀平稳，查教材中表10-2得KA=1.0。

由教材中图10-8查得动载系数KV=1.08。

由教材中表10-3查得齿间载荷分配系数KH=KF=1.1。

依据大齿轮两端支承，小齿轮悬臂布置，查教材中表10-9得轴承系数KHbe=1.25

由公式KH=KF=1.5KHbe=1.5³

1.25=1.875接触强度载荷系数K=KAKVKHKH=1³

1.08³

1.1³

1.875=2.23。

6.2.12按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1d1tK/Kt=56.188³

（2.23/2）1/3=58.264mm

m=d1/z1=58.264/18=3.24mm

取标准值m=4mm。

6.2.13计算齿轮的相关参数

d1=mz1=4³

18=72mm

d2=mz2=4³

90=360mm

δ1=arctan（1/u）=11.31°

R=d1³

﹙u2＋1﹚½

/2=88.18mm

6.2.14确定并圆整齿宽

b=RR=0.3³

88.18=26.454mm圆整取B2=30mmB1=35mm

6.3校核齿根弯曲疲劳强度

6.3.1确定弯曲强度载荷系数K=KAKVKFKF=2.23

6.3.2计算当量齿数

zv1=z1/cos1=18/cos11.31°

=28.6

zv2=z2/cos2=90/cos78.69°

=458.91

6.3.3由教材中表10-5查得YFa1=2.55,YSa1=1.61,YFa2=2.29,YSa2=1.71

6.3.4计算弯曲疲劳许用应力

由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数

KFN1=0.82，KFN2=0.87

取安全系数SF=1.4

由图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限

FN1=500MpaFN2=380Mpa

按脉动循