机械零件课程设计矿用链板输送机传动装置设计.doc

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1、机械零件课程设计设计说明书 院 系： 机械与动力工程学院指导教师： 专业班级： 机设04-4班组 数： 第 十 组设 计 者： 学 号： 日 期： 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 13七 滚动轴承的选择与寿命计算 21八 联轴器的选择 25九 键联接的选择和验算 26十 箱体的设计 27十一 减速器附件的设计 28十二 润滑和密封 28十三 设计总结 28参考文献29一、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；

2、（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：矿务中心机厂，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：28KN； 主动星轮齿数：9； 主动星轮节距：64mm；4、设计任务： （1）设计内容：电动机选型传动件设计减速器设计联轴器选型设计； （2）设计工作量：装配图1张零件图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

3、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）转速由原始数据可得主动星轮的直径d=184.44,则=52r/min（2）功率 pw=Fv=280.5=14kw2、电动机的功率（1）传动装置的总效率 由参考文献查得： 弹性联轴器效率 1=0.992； 2； 滚动轴承效率 2=0.99； 3； 圆锥齿轮传动效率3=0.96； 1； 圆柱齿轮传动效率4=0.97； 1； 滑动轴承效率 5=0.96 1；总效率=1223345=0.99220.9930.960.970.96=0.85（2）所

4、需电动机的功率 Pr=Pw/=14/0.85=16.47kw 故取Ped =18.5kw.3、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。Y系列笼型三相异步电动机，卧式封闭型电动机。查参考文献选择电动机的型号为Y225S-8，额定功率18.5kw，满载转速730r/min,电动机轴伸直径60mm。四、运动和动力参数的计算1、分配传动比（1）总传动比：i=730/52=14.04（2）各级传动比： 直齿圆锥齿轮（高速级）传动比i1=0.25i=3.51 斜齿圆柱齿轮（低速级）传动比i2=4（3）实际总传动比 i =i1i2=3.514=14.04， 故传动比满足要求。2、运动和动

5、力参数计算（各轴标号见图2）（1）轴0（电动机轴） P0=Ped=18.5kw n0=730r/min T0=955018.5/730=242.02Nm（2）轴1（高速轴）P1=P01=18.50.99218.5kw n1=n0=730r/min T1=9550P1/n1=955018.5/730=242.02Nm（3）轴2（中间轴） P2=P123=18.50.990.96=17.44kw n2=n1/i1=730/3.51=292r/min T2=9550P2/n2=955017.44/292=570.38Nm（4）轴3（低速轴） P3=P224=17.440.990.97=16.75kw

6、 n3=n2/i2=292/4=52r/min T3=9550P3/n3=955016.75/52=3076.20Nm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 由参考文献查得大、小齿轮材料均选用20Cr，渗碳，淬火，硬度均为5662HRC. Hlim=1500MPa, Flim=460MPa 查参考文献查得,取SH=1,SF=1.1则 H1= KN1Hlim/SH=0.91500=1350MPa H2= KN2Hlim/SH=0.951500=1425MPa F1= KN1Flim/SF=0.85460/1.1=355.45MPa F2= KN2F

7、lim/SF=0.88460/1.1=368MPa（2）按齿面接触强度设计小齿轮的大端模数 取齿数Z1=21，则Z2=Z1i12=213.51=73.71取Z2=74 实际齿数比=Z2/Z1=3.52分锥角1= arctan=15.902 2= 90-1=74.098 取载荷系数K=1.5 由参考文献查得de1=1951=1951=93.4 大端模数m=de1/Z1=4.45 查参考文献查得，取m=4.5（3）齿轮参数计算 大端分度圆直径d=zm=214.5=94.5 d=zm=744.5=333 齿顶圆直径=94.5+24.5cos15.902=103.16 333+24.5cos74.09

8、8=335.47 齿根圆直径=94.5-2.44.5cos15.902=84.11 =333-2.44.5cos74.098=330.04 取齿宽系数 外锥距73.5/2sin15.902=134.13 齿宽40.24,取b=40 中点模数2.97 中点分度圆直径62.48 220.15 当量齿数22,270 当量齿轮分度圆直径 803.48 当量齿轮顶圆直径70.71 809.22 当量齿轮根圆直径61.05 755.02 当量齿轮传动中心距434.23 当量齿轮基圆齿距 啮合线长度=9.16 端面重合度 齿中部接触线长度=17.06（4）验算齿面接触疲劳强度 由参考文献查得： 取，代入各值

9、可得： 小齿轮=1087.34MPa=1350MPa 大齿轮 =1299.24MPa=1425MPa 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 由参考文献查得： 式中查参考文献得：，再由参考文献查得 =0.25+0.75/1.05=0.968所以=307.02MPa=355.45MPa=108.81MPa 齿宽b及模数 =1101.26 mm 由此可得：b/h= 4计算纵向重合度 5计算载荷系数 由已知条件：使用系数， 圆周速度v=1.5m/s 查参考文献可得 故载荷系数为： 6 校正分度圆直径 =122.60mm 7计算模数 =4.96mm3. 按齿根弯曲强度设计模数 1

10、 由已知条件可算得载荷系数k2 由 查参考文献得3 计算当量齿数 4查齿型系数 5查应力校正系数查得弯曲疲劳系数取S=1.46并加以比较=故大齿轮数值大。4.设计计算 =3.53mm 故取=4mm 故取则5几何尺寸计算1计算中心距 圆整为299mm2按圆整后的中心矩修正3分度圆直径4计算齿面宽度圆整后取5主要几何尺寸 =4 =4.09 =29 =116 = 294.09=118.61 =1164.09=474.44 =116.81+24=124.81 =474.44+24=482.44 =0.5(118.61+474.44)=299六、轴的设计1、减速器高速轴1的设计（1）选择材料 由于传递中

11、小功率，转速不太高，故选用45优质碳素结构钢，经调质处理，查参考文献表12-1得材料的力学性能数据为： MPa MPa MPa（2）初步估算轴径 由于材料为45钢，查参考文献表19.3-2选取A=112，则得： =32.90 考虑装联轴器加键需将其轴径增加4%5%，故取轴的最小直径为35（3）轴的结构设计 如图3所示，主要尺寸已标出.（4）轴上受力分析（如图4所示） 齿轮上的作用力圆周力：=7747N径向力：=2711.769N轴向力：=772.584N 求轴承的支反力 水平面上支反力： 垂直面上支反力：=1115.37N =3827.14N（5）画弯矩图（如图4） 剖面B处弯矩： 水平面上弯

12、矩=604.27Nm 垂直面上弯矩 =163.25Nm 合成弯矩=625.93Nm 剖面C处弯矩：=24.17Nm（6）画转矩图（如图4） 242.02Nm（7）计算当量弯矩 因单向回转，视转矩为脉动循环，则=0.6 剖面B处当量弯矩 =642.55Nm 剖面C处当量弯矩 =147.21Nm（8）判断危险剖面并验算强度 剖面B处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，故剖面B为危险剖面 =MPa=51.4MPa59MPa 剖面C处直径最小，为危险剖面 MPa=23.0MPaMPa 所以该轴强度满足要求。2、减速器中间轴2的设计（1） 选择材料由于传递中小功率，转速不太高，故选用45优质碳素结构

13、钢，经调质处理，查参考文献表12-1得材料的力学性能数据为： MPa MPa MPa（2）初步估算轴径 =43.78 考虑安装齿轮加键，需将其轴径增加4%5%，故取轴的最小直径为45（3）轴的结构设计 如图5所示，主要尺寸已标出。（4）轴上受力分析（如图6） 齿轮2上的作用力 齿轮2的受力与齿轮1大小相等，方向如图6a所示: 圆周力：=7747N 径向力：772.584N 轴向力：2711.769N齿轮3上的作用力 圆周力：=9304.73N 径向力：=3491.85N 轴向力：=2337.19N求轴承的支反力 水平面上支反力：=-（9304.73907747332）/454=3820.66N

14、 =(9304.73332774790)/454=5268.59N垂直面上支反力： =(2711.769220.15/2+772.584364+3491.85122-2337.19122.60/2)/454=1899.68N =(2337.19122.60/2+3491.85332+772.58490-2711.769220.15/2)/454=2364.75N（5）画弯矩图（如图6） 剖面D处弯矩： 水平面上：=1225268.590.001=642.77Nm 垂直面上：=1222364.750.001=288.50Nm =(1222364.75-2337.19122.60/2)0.001

15、=145.23Nm 合成弯矩：=704.55Nm =658.97Nm（6）画转矩图（如图6） =570.38Nm（7）计算当量弯矩 用剖面D处的最大合成弯矩计算当量弯矩： =783.27Nm（8）判断危险剖面并验算强度 剖面D处当量弯矩最大，为危险剖面： =56.54MPa=59MPa 即该轴强度满足要求。3、减速器低速轴3的设计（1）选择材料： 查参考文献表12-1选40Cr合金钢，调质处理，=750MPa,=118MPa,=69MPa。（2）轴的结构设计 如图7所示，主要尺寸已标出。（3）轴上受力分析（如图8）齿轮4的作用力齿轮4的受力与齿轮3的受力大小相等，方向如图8a所示圆周力：=93

16、04.73N径向力：=3941.85N轴向力：=2337.19N 求轴承的支反力水平面上：=9304.73125/454=2561.88N =9304.73329/454=6742.85N垂直面上：=(3491.85125+2337.19478.4/2)454=2192.81N =(3491.85329-2337.19478.4/2)/454=1299.04N（4）画弯矩（如图8） 剖面C处弯矩： 水平面上：=842.86Nm 垂直面上：=721.43Nm =(2192.81329-2337.19478.4/2)0.001=162.38Nm 最大合成弯矩： =1109.45Nm（5）画转矩图（

17、如图8） =3076.20Nm（6）计算当量弯矩 剖面C处当量弯矩=2153.50Nm 剖面D处当量弯矩 =1845.72Nm（7）判断危险剖面并验算强度 C处当量弯矩最大，为危险剖面。 MPa=62.78MPa69MPa D直径最小，并受较大转矩，为危险剖面 MPa=67.21MPae=0.35 查表14-12，=1.5 =1.5(0.43765.79+1.74293.76)=13208.56N 轴承:=3521.18/11972.02=0.249e=0.35 =1.5(0.44266.88+1.72073.09)=7846.51N 轴承：=1254.96/5774.95=0.22L=240

18、00h故所选轴承满足要求。3、减速器低速轴滚动轴承的选择与寿命计算（1）轴承的选择 根据受力要求，轴承将承受较大的径向力和轴向力，选取圆锥滚子轴承，由参考文献表15-3选用型号为30213，其主要参数为：d=65,D=120,Cr=112KN,e=0.42,Y=1.4。 查参考文献表14-11：当时，X=1，Y=0；当时，X=0.4,Y=1.4（2）计算轴承受力（如图11） 求轴向载荷根据“轴的设计”中已算出的低速轴3的轴的支反力： 3372.19N 6866.84N 求轴向载荷轴承内部轴向力Fs,按参考文献表14-13： 3372.19/21.4=1204.35N =6866.84/21.4

19、=2452.44N 轴承的轴向载荷：其中 =2337.19N,因使得轴承被“压紧”，故： =2452.44+2337.19=4789.63N =1204.35N（3）求轴承的当量动载荷 轴承:=4789.63/3372.19e=1.42 查参考文献表14-12，=1.5 1.5(0.43372.19+1.44789.63)=12081.51N 轴承:=1204.35/6866.84=0.36L=24000h 即所选轴承满足使用要求。八、联轴器的选择1、输入端联轴器的选择 根据工作情况要求，决定高速轴1与电动机轴之间选用弹性柱销联轴器。按参考文献15-1，计算转矩为，由转矩变化较小，查参考文献表

20、15-1有=1.5，又因=240.02Nm,所以=1.5242.02=363.03Nm 根据=363.03Nm小于公称转矩，n=730r/min小于许用转速及电动机轴伸直径=60,高速轴轴伸直径d=40,查参考文献表22.5-37，选用型其公称转矩630Nm,许用转速5000r/min,轴孔直径范围d=3048,孔长=82，=82，满足联接要求。 标记为:HL3联轴器2、输出端联轴器的选择 根据工作情况要求，决定低速轴3与运输机主轴之间也选用弹性柱销联轴器。按参考文献15-1，计算转矩为，依然查参考文献表15-1有=1.5，此时T=3076.20Nm,所以=1.53076.20=4614.30

21、Nm 根据=4614.30Nm小于公称转矩，=52r/min小于许用最高转速及输出轴轴伸直径d=55,查参考文献表22.5-37，选用LH7型其公称转矩6300Nm,许用转速2240r/min,轴孔直径范围d=70110,孔长=82，=82，满足联接要求。 标记为:HL5联轴器九、键联接的选择和验算1、联轴器与高速轴轴伸的键联接 采用圆头普通平键（GB1095-79），由d=40，查参考文献表3.2-18得bh=128,因半联轴器长82，故取键长L=70，即d=40,h=8,l=L-b=58,T=242.02Nm 由中等冲击，查参考文献得=90MPa, 所以41000242.02/40858=

22、52.16MPa=90MPa 故此键联接强度足够。2、小圆锥齿轮与高速轴1的键联接 采用圆头普通平键（GB1095-79），由d=30，查参考文献表3.2-18得bh=128,取键长L=50，即d=40,h=8,l=L-b=38,T=242.02Nm 由中等冲击，查参考文献得=90MPa, 所以41000242.02/40838=79.61MPa=120MPa 故采用双键联接41000570.38/4691.536=102=100MPa 故采用双键连接410003076.20/7012801.5=108。6、输出端与联轴器的键联接 采用圆头普通平键（GB1095-79），由d=55，查参考文献

23、表3.2-18得bh=1610,因半联轴器长82，故取键长L=70，即d=55,h=10,l=L-b=54,T=3076.20Nm 由轻微冲击，查参考文献得=120MPa, 所以410003076.20/551054=115.36MPa=120MPa 故此键联接强度足够。十、箱体的设计 箱体是减速器中所有零件基基座，必须保证足够的强度和刚度，及良好的加工性能，便于装拆和维修，箱体由箱座和箱盖两部分组成，均采用HT200铸造而成，具体形状及尺寸见装配图。十一、减速器附件的设计（1）检查孔：为检查传动零件的啮合情况，并向箱体内注入润滑油，在箱体顶部能直接观察到齿轮啮合的部位处设置检查孔，平时，检查

24、孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。（2）通气器： 减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，在箱体顶部装设通气器。（3）轴承盖： 为固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。采用凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中有密封装置。（4）定位销： 为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造和加工时的精度，在箱盖与箱座的纵向联接凸缘上配装定位销，彩用两个圆锥销。（5）油尺： 为方便检查减速器内油池油面的高度，以经常保待油池内有适量的油，在箱盖上装设油尺组

25、合件。（6）放油螺塞； 为方便换油时排放污油和清洗剂，在箱座底部、油池的最低位置开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，放油螺塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈。（7）启箱螺钉： 为方便拆卸时开盖，在箱盖联接凸缘上加工2个螺孔，旋入启箱用的圆柱端的启箱螺钉。十二、润滑和密封 齿轮传动用浸油方式润滑，圆锥滚子轴承用润滑脂润滑；轴承端盖处采用垫片密封，输入输出轴处采用橡胶圈密封，箱盖和箱处接处部分用密封胶或水玻璃密封。十三、设计总结这次课程设计综合运用我们所学的机械设计课程和其它的先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固、加深和拓宽所学的知识；通过设计实践，我们逐步树立正确的设计思想，增强创新

26、意识和竞争意识，熟悉掌握机械设计的一般规律，培养了分析问题和解决问题的能力；通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，我们进行了全面的机械设计及基本技能的训练。参考文献：1吴相宪等主编，实用机械设计手册，中国矿业大学出版社，19932洪钟德主编，简明机械设计手册，同济大学出版社，20023机械设计手册编委会编著，机械设计手册第3卷，机械工业出版社，20043王昆、何小柏、汪哲远主编，机械设计课程设计，高等教育出版社，20065濮良贵、纪名刚主编，机械设计（第八版），高等教育出版社，20066孙桓、陈作模、葛文杰主编，机械原理（第七版）高等教育出版社，20067徐灏主编，新编机械设计师手册，机械工业出版社，1995