第5题设计一链板式输送机传动装置.docx

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第5题设计一链板式输送机传动装置

机械设计

1传动简图的拟定⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2

2电动机的选择⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2

3传动比的分配⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯3

4传动参数的计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯4

5链传动的设计与计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯4

6圆锥齿轮传动的设计计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯6

7圆柱齿轮传动的设计计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯9

8轴的设计计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯13

9键连接的选择和计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯30

10滚动轴承的设计和计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯31

11联轴器的选择⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯33

12箱体的设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯33

13润滑和密封设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯35设计总结⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯36参考文献⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯36

1传动简图的拟定

技术参数：

输送链的牵引力：

9kN，输送链的速度：

m/s，链轮的节圆直径：

370mm。

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

Pw=

η=

2电动机的选择电动机的类型：

三相交流异步电动机（Y系列）功率的确定

工作机所需功率Pw（kw）:

Pw=Fwvw/（1000w）=7000×（1000×=电动机至工作机的总效率η：

3η=1×23×3×4×5×6

3=×0.993××××=

（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）所需电动机的功率Pd（kw）:

Pd=

n筒=

r/min

电动机额定功率:

PmPd

确定电动机的型号因同步转速的电动机磁极多的，尺寸小，质量大，价格高，但可使传动比和机构尺寸减小，其中Pm=4kN，符合要求，但传动机构电动机容易制造且体积小。

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/min工作机转速n筒=60*V/（π*d）=min

3传动比的分配

总传动比：

i总=nm/n筒=1440/=

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=，i减=i总/i3=,i10.25i减=,选i1=，

则i2=i减/i1=。

i=i1i2i3=××=i=（i-i总）/i总=（）/=%符合要求。

i1=

i2=

i3=

n1=1440r/min

n2=min

n3=min

n4=min

P1=

P2=

P3=

P4=

T1=N·m

T2=·m

T3=·m

T4=·m

z1=11

z2=59

4传动参数的计算

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=1400/=r/min低速轴Ⅲ的转速：

n3=n2/i2==r/min滚筒轴Ⅳ的转速：

n4=n3/i3==r/min

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

各轴的输入转矩T（N·m）

高速轴Ⅰ的输入转矩：

T19550P1/n1·m中间轴Ⅱ的输入转矩：

T29550P2/n2·m低速轴Ⅲ的输入转矩：

T39550P3/n3·m滚筒轴Ⅳ的输入转矩：

T49550P4/n4·m

5链传动的设计与计算

选择链轮齿数

取小齿轮齿数z1=11，大链轮的齿数z2=i3×z1=×11≈取59。

确定计算功率

查表9-6得KA=，查图9-13得Kz=，单排链，功率为

Pca=KAKzP3=××=选择链条型号和节距

根据Pca和主动链轮转速n3=（r/min），由图9-11得链条型号为24A，由表9-1查得节距p=。

计算链节数和中心距

初选中心距a0=（30～50）p=（30～50）×=1143～1905mm。

取a0=1200mm，按下式计算链节数Lp0:

=2×1200/+（11+59）/2+[（59-11）/2π]2×1200

≈故取链长节数Lp=100节

由（Lp-z1）/（z2-z1）=（100-11）/（59-11）=，查表9-7得f1=，所以得链传动的最大中心距为：

a0=f1p[2Lp-（z1+z2）]

=××[2×128-（11+59）]≈

计算链速v，确定润滑方式

v=z1n3p/60×1000=11××60×1000≈s

由图9-14查得润滑方式为：

滴油润滑。

计算链传动作用在轴上的压轴力FP

有效圆周力：

Fe=1000P/v=1000×=链轮水平布置时的压轴力系数KFp=则FP≈KFpFe=×≈

计算链轮主要几何尺寸

p38.1

d1135.23mm

1180180

sinsin

z111

p38.1

d2715.86mm

2180180

sinsin

z259

链轮材料的选择及处理

p=

Lp=100节

滴油润滑

d1=mmd2=mm

根据系统的工作情况来看，链轮的工作状况是，采取两班制，工作时由轻微振动。

每年三百个工作日，齿数不多，根据表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

选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用闭式直齿圆锥齿轮传动，按齿形制GB/T123691990齿形角20o，

顶隙系数c*0.2，齿顶高系数ha*1，螺旋角m0o，轴夹角90，

不变位，齿高用顶隙收缩齿。

根据课本表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。

根据课本表10-8，选择7级精度。

传动比u=z2/z1=

节锥角1arctan1/u15.945，29015.94574.055不产生根切的最小齿数：

Zmin2ha*cos1/sin2=选z1=18，z2=uz1=18×=63

z1=18

z2=63

按齿面接触疲劳强度设计

2

ZEKT1

公式：

d1t≥3E12

HR10.5Ru

试选载荷系数Kt=2计算小齿轮传递的扭矩T1=×105P1/n1=×104N·mm选取齿宽系数R=

1

由课本表10-6查得材料弹性影响系数ZE189.8MPa2。

由图10-21d按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

Hlim1600MPa，大齿轮的接触疲劳极限Hlim2550MPa。

计算应力循环次数

N160n1jLh601440128300104.15109

N2N1/u1.18109

由图10-19查得接触疲劳寿命系数

KHN10.87

KHN20.90

计算接触疲劳许用应力

H1KHN1lim1/S

0.87

600

522MPa

H2KHN2lim2/S

0.90

550

495MPa

试算小齿轮的分度圆直径

代入H中的较小值得

m=4mm

d1=72mmd2=252mm

ZE2KT1

d1t≥3E12=mm

1tHR10.5R2u

计算圆周速度v

dm1d1t10.5R63.325（10.50.3）53.825mm

v（dm1n1）/（601000）

=（××1440）/（60×1000）=s

计算载荷系数

齿轮的使用系数载荷状态均匀平稳，查表10-2得KA=。

由图10-8查得动载系数KV=。

由表10-3查得齿间载荷分配系数KH=KF=。

依据大齿轮两端支承，小齿轮悬臂布置，查表10-9得轴承系数KHbe=

由公式KH=KF=KHbe=×=接触强度载荷系数

K=KAKVKHKH=1×××=

按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1d1t3K/Kt=×32.27/2=mmm=d1/z1=18=mm取标准值m=4mm。

计算齿轮的相关参数

d1=mz1=4×18=72mmd2=mz2=4×63=252mm

1arctan1/u15.945=1556'42"2=90-1=743'18"u213.521

Rd172131.04mm

122

确定并圆整齿宽

B240mm

B145mm

b=RR=×=mm圆整取B240mmB145mm

校核齿根弯曲疲劳强度确定弯曲强度载荷系数K=KAKVKFKF=计算当量齿数

zv1=z1/cos1=18/cos1556'42"=

zv2=z2/cos2=63/cos743'18"=查表10-5得YFa1=,YSa1=,YFa2=,YSa2=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=，KFN2=取安全系数SF=由图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限FN1=500MpaFN2=380Mpa按脉动循环变应力确定许用弯曲应力

F1KFN1FN1/SF0.82500/1.4292.85MPa

F2KFN2FN2/SF0.87380/1.4236.14MPa校核弯曲强度

根据弯曲强度条件公式2KT1YFa1YSa1Fbm2（10.5R）2zF

2KT1YFa1YSa122.06263002.911.53

F12222MPa

F1bm2（10.5R）2z1404210.50.3218=MPaF1

2KT1YFa2YSa222.06263002.291.71

F221Fa2Sa2222MPa

bm2（10.5R）2z2404210.50.3218

=MpaF2满足弯曲强度要求，所选参数合适。

7圆柱齿轮传动的设计计算

KtTu1t

ZE

31.3

4

8.82104

2

4.31189.8

d1t2.32

1t

=2.323

du

H

1

4.3

424

计算圆周速度

v

d1tn2

3.14

70.716411

m/s=s

KHN2Hlim2S

试算试算小齿轮的分度圆直径，带入H中的较小值得

601000601000

mm=

计算齿宽b

dd1t=1×=

计算齿宽与齿高之比b

h

模数mtd1t=21=z1

齿高h2.25mt=×=

b==

h==

计算载荷系数

根据v=s，由图10-8查得动载荷系数KV=；

直齿轮，KH=KF=1由表10-2查得使用系数KA=1

由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，KH=。

由b=，KH=查图10-13得KF=;故载荷系数h

K=KAKVKHKF=1××1×=

按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径

K1.331

d1d1t3=70.7163=11tKt1.3

计算模数m：

md1=21=

z1

按齿根弯曲强度设计

公式为m32KT2YFaYSa

dz1F

由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度FE2380MPa

由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=,KFN2=计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=，则

KFN1FE1

F1=×500/=Mpa

F1S

KFN2FE2

F2=×380/=Mpa

F2S

计算载荷系数K

K=KAKVKFKF=1××1×=

查取齿形系数

由表10-5查得YFa1=，YFa2=

查取应力校正系数

由表10-5查得YSa1=，YSa1=

计算大、小齿轮的YFaYSa并加以比较

F

YFa1YSa1=×=

F1

YFa2YSa2=×=

F2

大齿轮的数值大。

设计计算

2KTYFaYSa

m3

mdz12F

321.3318.82104

=320.01599mm=

1212

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲

疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所

决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直

径有关，可取由弯曲强度算得的模数并就近圆整为标准值m=，按接触

强度算得的分度圆直径d1=，算出小齿轮齿数:

z1=d1=大齿轮齿数:

z2=×28=，即取z2=120

m

这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿

根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。

m=

z1=28

z2=120

d1=70mm

d2=300mm

a=185mm

B2=70mm

B1=75mm

几何尺寸计算

计算分度圆直径

d1=z1m=28×=70mm

d2=z2m=120×=300mm计算中心距

a=（d1+d2）/2=（70+300）/2=185mm计算齿轮宽度

b=dd1=1×70mm=70mm

取B2=70mm,B1=75mm。

8轴的设计计算输入轴设计

求输入轴上的功率p1、转速n1和转矩T1

p1=n1=1440r/minT1=N·m

求作用在齿轮上的力

已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为

dm1d110.5R72（10.50.3）61.2mm2T1226300

Ft1859.5N

dm161.2

FrFttancos1859.5tan20cos15.945NFaFttansin1859.5tan20sin15.945

初步确定轴的最小直径

先初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45钢（调质），根据课本表15-3，取A0112，得

为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径d23=32mm。

左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=38mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L=60mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2轴段的长度应比L略短一些，现取l1259mm。

初步选择滚动轴承。

因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d23=32mm，由指导书表15-1，初步选取02系列，30207GB/T276，其尺寸为

d12=28mm

dDTB357218.2517，故d34d5635mm，而为了利于固定l3417mm。

由指导书表15-1查得d4543mm。

取安装齿轮处的轴段6-7的直径d6728mm；齿轮的左端与套筒之间采用套筒定位。

已知齿轮轮毂的宽度为45mm，应使套筒端面可靠地压紧轴承，l67由套筒长度，挡油环长度以及略小于轮毂宽度的部分组成，故l6770mm。

为使套筒端面可靠地压紧轴承，5-6段应略短于轴承宽度，故取l5616mm。

轴承端盖的总宽度为30mm。

根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离l20mm，故取l2350mm

l452.5d34l3470.5mm至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。

轴上零件的周向定位

d23=32mm

l1259mm

d3435mm

d5635mml3417mmd4543mm

d6728mm

l6770mm

l5616mm

l2350mm

l4573.5mm轴全长

齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接轴与半联轴器之间的平键，按d12=28mm,查得平键截面bh87mm,长50mm轴与锥齿轮之间的平键按d6728mm，由课本表6-1查得平键截面bh87mm，长为40mm，键槽均用键槽铣刀加工。

为保证齿轮、半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴配合为H7/k6，齿轮轮毂与轴的配合为H7/m6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。

确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为245，其他均为R=中间轴设计

求输入轴上的功率p2、转速n2和转矩T2

p2=n2=minT2=·m

求作用在齿轮上的力

已知小圆柱直齿轮的分度圆半径d1=70mm

2T2288200

Ft12=2520N

d170

Fr1Ft1tan=2520tan20=

已知大圆锥齿轮的平均分度圆半径

dm2

d2t

10.5R

300（10.50.3）

255mm

Ft2

2T2

2

88200

691.76N

dm2

255

Fr2

Ft2tan

cos

1691.76tan20

cos15.945

Fa2

Ft2

tan

sin1

691.76tan20

sin15.945N

初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45钢（调质），根据课本表15-3，取A0112，得

P23.80

dminA032112323.50mmmin0n2411.43

中间轴的最小值显然是安装滚动轴承的直径。

因轴上有两个键槽，故直径增大10%—15%，故dmin27mm

拟定轴上零件的装配方案如图

初步选择滚动轴承。

因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d12=d5627.00mm，由指导书表15-1中初步选取03系列，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为

dDTB307220.7519，所以d12=d56=30mm。

这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由表15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度，因此取套筒外直径37mm，内直径35mm。

取安装圆锥齿轮的轴段d23d4535mm，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长L40mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取l2336mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h3，则轴环处的直径为d3441mm。

已知圆柱直齿轮齿宽B1=75mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取l45=72mm。

箱体以小圆锥齿轮中心线为对称轴，由圆锥齿轮的啮合几何关系，推算出，箱体对称线次于截面3右边16mm处，设此距离为lO16mm

d1230mmd5630mmd2335mmd4535mm

l2336mmd3441mm

l45=72mm

l349mm

l5649mml1262mm轴总长：

228mm

则：

取轴肩l349mm有如下长度关系：

l12+l23+16mm=l45+l56-7mm由于l12要安装轴承与甩油环与套筒、还有插入轮毂中的4mm,取l1250mm由于l56要安装轴承与甩油环与套筒、还有插入轮毂中的3mml5649mm综合以上关系式，求出l5649mm,l1262mm

轴上的周向定位

圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d23由课本表6-1查得平键截面bh108mm，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7；圆柱齿m6轮的周向定位采用平键连接，按d45由课本表6-1查得平键截面bh108mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7；滚动轴m6承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。

确定轴上圆角和倒角尺寸

参考表15-2，取轴端倒角为245。

输出轴的设计求输入轴上的功率p1、转速n1和转矩T1

P3=n3=minT3=·m

求作用在齿轮上的力

拟定轴上零件的装配方案如图

由图可得d12为整个轴直径最小处选d12=45mm。

为了满足齿轮的轴向定位，取d2348mm。

根据链轮宽度及链轮距箱体的距离综合考虑取l1260mm，l2350mm。

初步选择滚动轴承。

因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参