链板式输送机传动装置(锥齿轮单级减速器的设计说明书)机械设计课程设计

《机械设计》课程设计报告目录课程设计题目第一部分传动方案拟定第二部分电动机的选择第三部分传动比的分配第四部分传动参数计算第五部分传动零件的设计计算第六部分轴的设计计算第七部分圆锥滚子轴承的选择及校核计算第八部分键联接的选择及校核计算第九部分联轴器的选择第十部分润滑及密封第十一部分箱体及附件的结构设计和选择参考资料课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）原始数据：输送链的牵引力F/kN 1.6运输机链速V/(m/s) 0.6传送链链轮的节圆直径d/mm 110工作条件：连续单向转动，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为±5%。

链板式输送机的传动效率为0.95。

计算与说明主要结果第一部分传动方案拟定传动方案（已给定）：外传动为V带传动；减速器为一级展开式圆锥齿轮减速器。

方案简图如下：传动类别精度结构及润滑效率锥齿轮传动η3开式传动（脂润滑）0.92~0.95（取中间值0.95）滚动轴承η2η4η6滚子轴承0.98 V带传动η10.96 滚子链传动η70.96 联轴器η5弹性、齿式0.99第二部分 电动机的选择1、电动机类型的选择： Y 系列三相异步电动机2、电动机功率选择： a 、工作机所需功率：1 1.60.61000 1.0105100010000.95FV p kW ωη⨯⨯===⨯ b 、传动总效率：170.960.980.950.980.990.980.960.81579ηηη=⋅⋅⋅=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=所需电动机的功率Pd= Pw/η=1.01053/0.81579=1.2387kw c 、确定电动机转速：计算鼓轮工作转速：6010000.6601000104.17/min 3.14100V n r d ωωπ⨯⨯⨯⨯===⨯按推荐的传动比合理范围，取圆锥齿轮传动一级减速器传动比范围1i =2～3。

取V 带传动比2i =2～4，则总传动比理想范围为i=4～12。

符合这一范围的同步转速有1000 r/min 和1500r/min 。

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见转速1000r/min 比较适合，则选n=1000r/min 。

d 、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，由理论需求电机功率Pd=1.2387kw 及同步转速，选电动机型号Y100L-6。

p w =1.0105kwη=0.81579Pd=1.2387kw电动机型号为Y100L-6其主要性能：额定功率：1.5KW ，满载转速940r/min 。

第三部分 计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比： i=940/104.17=9.0237 2、分配各构件传动比：21i i i⋅=3、初定带传动的传比1i =3，则减速器内的传动就为219.0237 3.00793i i i ===第四部分 运动参数及动力参数计算1、各轴转速：电动机转速 1n =940r/min 小锥齿轮轴转速 121n n i ==940/3 =313.3333r/min 大锥齿轮转速 232n n i ==104.17r/min 链轮轴转速 43n n ==104.17r/min 2、各轴功率：121 1.50.96 1.44P P kW η=⋅=⨯=3123 1.440.950.981.3406P P kW ηη=⋅⋅=⨯⨯= 42451.340640.980.99 1.3007P P kW ηη=⋅⋅=⨯⨯=3、各轴转矩：电动机轴：1119550/15.2394T P n N m =⋅=⋅ 小锥齿轮轴：2229550/43.8894T P n N m =⋅=⋅ 大锥齿轮轴：3339550/122.9059T P n N m =⋅=⋅i=9.02371i =32i =3.00791313.3333/minn r =2104.17/min n r =2 1.44P kw =3 1.34064kwP = 4 1.300689kwP =123415.239443.8894122.9059119.8118T N m T N m T N m T N m=⋅=⋅=⋅=⋅链轮轴：4449500119.81184p T N m n ==⋅4、参数汇总参数转速（r/min ）功率（kW ） 转矩（m N ⋅）轴Ⅱ 313.3333 1.44 43.8894 轴Ⅲ 104.17 1.34064122.9059 轴Ⅳ104.171.3007119.81184第五部分 传动零件的设计计算1. 皮带轮传动的设计计算（1）选择普通V 带截型，由机械设计教程表6-6得：3.1=A K1.3 1.5 1.95ca A p K p kw ==⨯=0940/min n r =所以选择A 型V 带（2）确定带轮基准直径，并验算带速为提高V 带的寿命，应选取较大的直径，故选取：1106mm d d =()211i (1)310610.01315.649d d d d mm ε=-=⨯⨯-=查表6-8应选取2315d d mm = 轴Ⅰ的实际转速：1122(1)(10.01)940106313.1541/min 315d d n d n r d --⨯⨯===εA 型V 带1106mmd d =2315d d mm=验证带的速度：111069405.2171/601000601000d d n v m s ππ⨯⨯===⨯⨯一般v 不得低于5m/s ，故带的速度合适。

（3）确定带长和中心矩按设计要求120120.7()2()d d d d d d a d d +≤<+ 取0400a mm =：()2'210120()21488.605924d d d d d d d L a d d mm a π-=⨯+⨯++=查表6-2取1400d L mm = 实际轴间距：0014001488.6400355.722d d L L a a mm --≈+=+= 安装时所需最小轴间距离：min 0.015355.70.0151400334.7d a a L mm =-=-⨯=张紧或补偿伸长所需最大轴间距离：max 0.03355.70.031400397.7d a a L mm =+=+⨯=(4) 验算小带轮包角：21118057.3146.33120d d d d aα︒-=-⨯=> 包角合适。

(5)确定带的根数由 940/min n r =，1106d d mm = 得 1 1.04p kw =,10.11p ∆=,0.91a k =,0.96L k =v =5.2171m/s1400d L mm=a=355.7mm()()11 1.951.94021.040.110.910.96d L p z p p K K α===+∆+⨯⨯ 可以选取 2z = (6)计算轴压力单根v 带的初拉力：由表6-3得m=0.1kg/m20 2.55001165.99302da P F mV N K V⎛⎫=-+= ⎪⎝⎭压轴力：02sin635.522r F zF N α==根据查6-10取 ha=2.75mm,f=10mm,e=15mm,则小轮基准直径：d d1=106mm 小轮外径：112111a d a d d h mm =+= 带轮宽：()1235B z e f mm '=-+= 大轮基准直径 ：2315d d mm =大轮外径：22231525325a d a d d h mm =+=+⨯= 2．齿轮传动的设计计算1、选定精度等级，材料热处理方式，齿数初定： 1)本运输机工作速度、功率都不高，选用7级精度； 2)选择小齿轮材料为40Cr ，调质处理，硬度HBS1=241~286 3)大齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为HBS2=217~2554)选取小齿轮齿数Z 1=20，初步确定传动比为i 2=3则大齿轮齿数Z 2= i 2 Z 1≈60 5)此时传动比13u =z=20165.993N F =635.52r F N =Z 1=20 Z 2=601u =32、按齿面接触疲劳强度计算： 锥齿轮以大端面参数为标准值，取齿宽中点处的当量齿轮作为强度计算依据进行计算。

（1）初拟载荷系数K=1.2，取齿宽系数φL=0.3 （2） 计算节锥角1cot cot318.4349arc u arc δ===21909018.434971.5651δδ=-=-=（3)按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限应以大齿轮材料所决定的许用接触应力为准,对45号钢,取2230HBS =,大齿轮：lim2539H a MP σ=(4)接触疲劳强度寿命系数。

取安全系数 1.0H s = 计算接触疲劳的寿命系数06HN N K N= 86060313.333331630010310n N nt ==⨯÷⨯⨯⨯=⨯,2.42.47030()30(230)1.39710N HBS ==⨯=⨯,因0N N >,故取0N N =，1HN K = (5)计算接触疲劳许用应力许用接触应力：[]lim /539H HN H a K S MP σσ== (6)按齿面接触强度设计传动区域系数 2.5H z =，弹性影响系数189.8E a z MP =[]2131224()d (10.5)H E L L H KT z z u φφσ≥-33224 1.243.8891063.1425390.3(10.50.3)3()2.5189.8mm ⨯⨯⨯==-⨯⨯⨯⨯ 齿轮模数 1163.142 3.15720d m mm Z === 3、按齿根弯曲疲劳强度计算：对小齿轮取1260HBS =,对大齿轮仍用接触强度时的数据,取2230HBS =,按线性插值得弯曲疲劳极限分别为lim1278218218(260200)241.5353200F aMP σ-=+-=- lim2185155155(230120)192210120F aMP σ-=+-=-由机械设计教程表8-6取安全系数 1.3F S =,计算弯曲疲劳寿命系数89410FHK N⨯= 因860310n N nt ==⨯>8410⨯，故1FH K = 许用应力：[]lim11186FN F a F F K MP S σσ==；[]lim22148FN F a F FK MP S σσ== 查表8-8表 得 1 2.77Fa Y = , 2 2.13Fa Y =11 2.770.01489[]186Fa F Y σ==；22 2.130.01439[]148Fa F Y σ== 两者相比较可知11[]Fa F Y σ大，故选其进行校验： 21132124(10.5)110.51[]L Fa LL F kT Y m Z u φφφσ-≥-+332214 1.243.88910(10.50.3) 2.7710.50.30.32031186⨯⨯⨯-⨯⨯=-⨯⨯⨯+⨯ 2.255mm =4、确定模数：综上所述 ,模数 3.157m ≥故应取模数值为 3.5m =5、齿轮参数计算： 两齿轮的当量齿数1112021.08cos cos18.4349V Z Z δ=== 22260189.74cos cos71.5651V Z Z δ===由齿数求分度圆直径1120 3.570d Z m mm ==⨯= 2260 3.5210d Z m mm ==⨯=锥距R ，由22113170110.679722u R d mm ++=== 齿宽0.3110.679733.2039R b R mm ϕ==⨯= 圆整取134b mm = 234b mm = 6、齿轮参数汇总：名 称 代 号 小锥齿轮大锥齿轮齿数 Z 2060模数 m 3.5mm节锥角δ18.4349 71.5651分度圆直径d(mm) 70 210齿顶高h a(mm) 3.5齿根高h f(mm) 4.2齿顶圆直径d a(mm) 76.641 212.214 齿根圆直径d f(mm) 62.031 207.340 锥距R(mm) 110.6797顶隙c(mm) 0.7分度圆齿厚S(mm) 5.497787当量齿数Z V21.08 189.74 齿宽B(mm) 36齿宽系数φR0.3第六部分轴的设计计算输入轴的设计计算1、按照扭转强度初定直径选用45号钢作为轴的材料，调质处理，取τ=，按机械设计教程式12-2，初定轴径。