2022年矿用链板输送机传动装置设计方案课程设计方案 .pdf

机械设计基础课程设计设计说明书课题名称系别专业班级姓名学号指导老师完成日期精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页，共 20 页机械设计课程设计任务书设计题目 : 矿用链板输送机传动装置设计1、设计条件：（1）机器功用：井下煤矿运输；（2）工作情况：单向运输，中等冲击；（3）运动要求：链板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： 10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）生产厂型：矿务局中心机厂中型机械厂2、链板输送机简图1 链板运输机 2 电动机 3 减速器4 运输机主轴 5 运输机主动星轮精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页，共 20 页3、原始数据：题号: G8 运输机链条拉力： 20KN；运输机链条速度： 0.6 m/s；主动星轮齿数： 11；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其他；（2）设计工作量：减速器装配图一张零件图二张设计计算说明书一份5、参考文献 : 【1】、机械设计课程上机与设计设计程志红 唐大放 编著东南大学出版社；【2】、机械设计程志红主编 东南大学出版社出版社；6、传动方案的确定传动形式的选择 :链传动减速器类型选择 :二级锥圆柱直齿轮减速器三、电机的选择1、电动机输出功率计算传动装置的总效率 由参考文献 1 表 9-1 查得：圆柱齿轮传动 8 级精度的一般齿轮传动 :1=0.97；圆锥齿轮传动 8级精度的一般齿轮传动 :2=0.96；链传动1=0.972=0.96 3=0.964=0.992=0.852P=14.085kwP=16.20kw精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 3 页，共 20 页滚子链 :3=0.96；联轴器挠性联轴器 :4=0.992；滚动轴承球轴承 :5=0.99；总效率 =123454 =0.97 0.960.960.9920.994=0.852 已知工作机上的作用力F 和线速度 v 则P=Fv/1000=(200000.6)/(10000.852)=14.085kw2、确定电动机的型号对功率储备系数 K取 1.15 电动机所需额定功率P和电动机输出功率P有 P=PK=14.0851.15=16.20kw 查参考文献 1 表 16-2 选择电动机的型号为Y180M-4 ，额定功率 18.5kw，满载转速 1470r/min 。3、总传动比及传动比分配1、总传动比n=601000v/Zp=6010000.6/11 64=51.14 r/min（1）总传动比： i=n/n=1470/51.14（2）链传动的传动比选2.0 则减速器总传动比为i0=i/2=14.372 可得各级传动比：直齿圆锥齿轮（高速级）传动比i1=0.25i0=3.593 直齿圆柱齿轮（低速级）传动比i2=4 五、传动装置运动参数的计算（1）各轴转速计算i=28.745i1=3.593i2=4n1=1470 r/minn2=409.13r/minn3=102.28r/minP1=15.9 kwP2=15.11 kwP3=14.36 kwT1=103.30 N mT2=352.70 N mT3=1340.81 Nmz1=19 z2=39Lp=110精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 4 页，共 20 页n1=n/i0=1470/1=1470 r/min n2=n1/i1=1470/3.593=409.13 r/min n3=n2/i2=409.13/4=102.28 r/min n电动机转速i0电动机至轴传动比 i1 i2轴至轴传动比 ,轴至轴传动比（2）各轴功率计算P1=P12=16.20.992 0.99=15.9 kw P2=P123=15.90.990.96=15.11 kw P3=P223=15.110.99 0.96=14.36 kw 1联轴器效率2轴承效率1齿轮传动效率（3）各轴扭矩计算T1=9550P1/n1=955015.9/1470=103.30 N m T2=9550P2/n2=955015.11/409.13=352.70 N m T3=9550P3/n3=955014.36/102.28=1340.81 N m 六、链传动的设计链传动的功率 P=16.41KW, 转速 n=102.28 r/min ,求传动比 i=2 （1）选择链轮齿数小链轮齿数 z1估取链速为 0.63 m/s, 由查参考文献 2 表 5.3 取小链轮齿数 z2 z2=i z1=219=38 （2）确定链节数 Lp初取 a0=40p,则链节数为 Lp=2a0/p+( z1+z2)/2+p/a0( z2-z1)/2 2kA=1.3 kz=1 km=1 kL=1.03P012.62kw 24A 单排链P=38.1mm a1538.26mm v=1.23m/s符合估计F=13341.5NKQ=1.2 Q =16009.76Hlim1=700N/mm2Hlim1=550N/mm2N1=2.12109N2=5.9108ZN1=1ZN2=1.04SHmin=1 H1=700N/mm2 H2=572 N/mm2 H= 572N/mm2精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 5 页，共 20 页= 80p/p+( 19+39)/2+p/40p(39-19)/2 2 = 109.25（3）确定链节距 p 载荷系数 kA查表 5.4 小链链齿系数 kz查表 5.5 多排链系数 km查表 5.6 链长系数 kL查图 5-13 由式 5-9 P0kAP/kzkLkm （1.310）/ （11.03 1）根据小链轮转速 n 和 P0,查图 5-12,确定链条型号（4）确定中心距 a 由式 5-12 22121221()()8() 4222pPzzzzzzpaLL（5）验算链速 v v=z1np/601000=19102.2838.1/60 1000 （6）计算压轴力 Q链条工作拉力 F F=1000P/v=100016.41/1.23 压轴力系数 KQ KQ=1.2由式 5-13 压轴力 Q Q =KQF =1.2 13341.5 七、锥齿轮的设计与校核（1）选择齿轮材料 , 确定许用应力由表 6.2 选小齿轮： 40Cr，调质 HBS1=260HBS 大齿轮： 45 钢，正火 HBS2=210HBS 许用接触应力H由式 6-6 limminHHNHZS接触疲劳极限 Hlim查图 6-4 接触强度寿命系数ZN英里循环次数 N 由式 6-7 N1=60n1jLh=6014701(123008) Flim1=540N/mm2Flim2=420N/mm2YN1=YN2=1YX=1SFmin=1.4 F1=386 N/mm2 F2=300 N/mm2dm =0.54 z1=25 z2=90 u=3.6 合格T1=103296N.mKA=1.5KV=1.2K=1.1K=1.98ZE=189.82/NmmZH =2.5193.3dmm m=4mmd1=100mmdm1=87.37mm精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 6 页，共 20 页N2=N1/i=2.12 109 /3.593 查图得 ZN1 ZN2 接触强度最小安全系数SHmin则H1=7001/1 H2=5501.04/1 许用弯曲应力 F 由（机械设计课本）式612，limminFFNXFYYS弯曲疲劳极限 Flim 查图 6-7 弯曲强度寿命系数YN 查图 6-8 弯曲强度尺寸系数YX查图弯曲强度最小安全系数SFmin则F1=54011/1.4 F2=42011/1.4 （5）齿面接触疲劳强度设计计算小轮打断分度圆直径d1,由式 6-20 得22112221(1)1EHd md mHZ ZKTuduu齿宽系数 dm 查表6.14 小轮齿数 z1在推荐值 2040中选取大轮齿数 z2 z2=iz1=253.593 齿数比 u u= z2/z1=90/25=3.6 传动比误差 u/u u/u=(3.6-3.593)/3.6=0.00190.07 小轮转矩 T1 T1=9.55106P/n1=9.5510615.9/1470 载荷系数 K K=KAKVKKA使用系数查表6.3 KV动载系数由推荐值 11.051.4 vm=6.72m/sb=50mmzv1=24.09zv2=312.21YSF1 =2.62YSF2 =2.20YSa1 =1.59YSa2 =1.78F1=97.52F2=91.67d2=360mmR=186.82da1=107.54mmda2=362.68HBS1=260HBSHBS2=210HBSHlim1=700N/mm2Hlim1=550N/mm2N1=5.89108精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 7 页，共 20 页K齿向载荷分布系数由推荐值 1.01.2 载荷系数 K K=KAKVK=11.21.1 材料弹性系数 ZE查标6.4 节点区域系数 ZH查表6-3 故22122189.82.50.542 1.981032963.61(1)0.543.65723.61d齿轮模数 m m=d1/z1=93.3/25=3.22 小轮大端分度圆直径 d1 d1=mz1=425 小轮平均分度圆直径 dm1112/(1)1d mmddu圆周速度 vm vm=dm1n1/60000=147087.37/60000 齿宽b b= dmdm1=0.5487.37=47.18 圆整（3）齿根弯曲疲劳强度校核计算由式6-21 211212/(1)1d mFFaSaFKTdY Ybd mu当量齿数 zv zv1=z1/cos 1=25/21uu zv2=zv1u2/cos 1=24.093.62齿行系数 YFa查表6.5 小轮YSF1=2.62 大轮YSF2 =2.20 应力修正系数 YSa查表6.5 小轮YSa1 =1.59 大轮YSa2 =1.78 故 F1= 2122 1.98 1032960.54(1) 2.621.5950 10043.61Ff2=2222 1.98 1032960.54(1) 2.2 1.7850 10043.61F（4）齿轮其他主要尺寸计算大轮大端分度圆直径 d2 d2=mz2=490 锥距R R=222212/2100360 /2Rdd小轮大端顶圆直径 da1=d1+2cos1=100+240.9423 N2=1.47108ZN1=1.03 ZN2=1.13SHmin=1 H1=721N/mm2 H2=621.5N/mm2 H= 621.5N/mm2Flim1=378N/mm2Flim2=294N/mm2YN1=YN2=1YX=1SFmin=1.4 F1=385.7N/mm2 F2=300N/mm2d=0.8z1=25z2=100u=4T1=352700N.mmKA=1.5KV=1.2K=1.1 K=1.1 K=2.178 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 8 页，共 20 页大轮大端顶圆直径 da2=d2+2cos2= 360+240.3347 八、圆柱齿轮的设计与校核（1）选择齿轮材料 , 确定许用应力由表 6.2 选小齿轮： 40Cr，调质大齿轮： 45钢，正火许用接触应力H由式 6-6 limminHHNHZS接触疲劳极限 Hlim查图 6-4 接触强度寿命系数ZN英里循环次数 N 由式 6-7 N1=60n1jLh=60409.31(103008) N2=N1/i5.89 108 /4 查图得 ZN1ZN2 接触强度最小安全系数SHmin SHmin=1 则 H1=7001.03/1 H2=5501.13/1 许用弯曲应力 F 由（机械设计课本）式612，limminFFNXFYYS弯曲疲劳极限 Flim查图 6-7 弯曲强度寿命系数YN 查图 6-8 弯曲强度尺寸系数YX查图 6-9 弯曲强度最小安全系数SFmin则 F1=54011/1.4 F2=42011/1.4 （2）齿面接触疲劳强度设计计算小轮打断分度圆直径d1,由式 6-5 得ZE=189.82/NmmZH =2.5Z=0.871d101.94mm m=4d1=100vm=2.14m/sa=250mmb=82mmb2=82mmb1=90mmYFa1= 2.62YFa2= 2.18YSa1=1.59YSa2=1.79a=1.733Y=0.683F1=177.78N/mm2F2=182.78N/mm2d2=400mmdf1=90mmdf2=390mmda1=108mm精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 9 页，共 20 页213112EHHduZ Z ZKTdu齿宽系数 d 查表6.9 小轮齿数 z1在推荐值 2040中选取大轮齿数 z2 z2=iz1 =425齿数比 u u= z2/z1 =100/4 传动比误差 u/u u/u=0e,查表10.5 X=0.44,Y=1 故P2=pf（x2R2+y2A2）=4549.25N 因A3/R3=1.2e,查表10.5 X=0.44,Y=1 故P3=pf（x3R3+y3A3）=3089.07N 5) 计算轴承寿命因P2P3，故应按 P2计算，由表 10.3 取温度系数tf=1精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 13 页，共 20 页故610()60thf CnPL=36656.89H240000H寿命合格十、 轴的设计与校核滚动轴承的选择与寿命计算（1）计算作用在圆柱齿轮上的力转矩T2=352700Nmm 主动轮分度圆直径 d2=100mm 圆周力 Ft2=2T2/d2=2352700/100=7054N 径向力 Fr1= Ft1tan an =7054tan20=2567.45N Fn= Ft2/cos =7054/cos20=7506.71N 计算作用在锥齿轮上的力圆周力 Ft1=- Ft1=-2364.66N 径向力 Fr1= -Fa1=230.35N 轴向力 Fa1=- Fr1=829.27N （2）初步估算轴的直径选取45号钢作为轴的材料，调质处理由式8-2 3pdn计算轴的直径并加大 3%以考虑键槽的影响查表8.6 取A=115 则3min15.111.03115409.13dd39.45mm （6）轴的结构设计1)由参考文献得mmlmmlmmlmmlmmlmmdmmdmmdmmdmmd54,58,60,90,4840,50,60,50,405432154321（轴承）圆锥齿（圆柱齿）（轴承）2）由轴承、齿轮及键的位置可得力的作用点位置L1=103.7mm L2=134mm L3=93.7mm 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 14 页，共 20 页（7）绘制轴的弯矩图和扭矩图1)求轴承反力H水平面RH1=4178N RH2=511.23N V水平面Rv1=1435.66N Rv2=1362.14N 2）齿宽中点出的弯矩H水平面MH=433259N.mm V水平面Mv=148878N.mm 合成弯矩222VHMMM=458124N.mm 扭矩T T2=352700 N.mm（5）按弯扭合成强度校核轴的强度轴的材料为 45 号钢调质处理，由表8.2查得2640/BNmm由表8.7查得材料许用应力2160/bNmm当量弯矩22)( TMMca取折合系数 =0.6 则齿宽中点处当量弯矩 Mca1=147459 N.mm 31.0 dMcaWMcaca=40.37N/mm2 该轴满足强度要求( 6 )轴承较合查设计手册， 7408B轴承的主要性能参数为： Cr=67000N, Cor=475000N,e=0.43 1) 计算轴承支反力合成支反力 R1=2121FtFr=1019.47N R4=2424FtFr=4281.63N 2) 计算轴承派生轴向力精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 15 页，共 20 页由表10.7轴承派生轴向力 S S1=R1 0.5=509.74N S4=R4 0.5=2140.63N 3) 计算轴承所受的轴向载荷A1=2140.81N A2=2140.81N 4) 计算轴承所受当量动载荷轴承工作有中等冲击，由表10.6载荷系数pf=1.5 因A1/R1e,查表10.5 X=0.44,Y=1.3 故P1=pf（x1R1+y1A1）=3577.94N 因A3/R3=1.2e,查表10.5 X=0.44,Y=1 故P4=pf（x4R4+y4A4）=2260.70N 5) 计算轴承寿命因P1P4，故应按 P2计算，由表 10.3 取温度系数tf=1故610()60thf CnPL=262400.70H240000H寿命合格十一、轴的设计与校核及滚动轴承的选择与寿命计算(1) 计算作用在圆柱齿轮上的力圆周力 Ft3=7054N 径向力 Fr3=2567.45N Fn3=7506.71(2)初步估算轴的直径选取45号钢作为轴的材料，调质处理由式8-2 3pdn计算轴的直径并加大 3%以考虑键槽的影响查表8.6 取A=115 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 16 页，共 20 页则3min14.361.03115102.28d（3） 轴的结构设计1)由参考文献得mmlmmlmmlmmlmmlmmdmmdmmdmmdmmd83,73,105,82,5858,65,74),(68,655432154321（轴承）圆柱齿（轴承）2）由轴承、齿轮及键的位置可得力的作用点位置L1=125.5mm L2=245.5mm L3=25.82mm （4）绘制轴的弯矩图和扭矩图1)求轴承反力H水平面RH1=4667.8N RH2=2386.2N V水平面Rv1=-1698.95N Rv2=868.50N 2）齿宽中点出的弯矩H水平面MH=585809N.mm V水平面Mv=213218N.mm 合成弯矩223VHMMM=323405N.mm 扭矩T T3=1340810N.mm（5）按弯扭合成强度校核轴的强度轴的材料为 45 号钢调质处理，由表8.2查得2640/BNmm由表8.7查得材料许用应力2160/bNmm精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 17 页，共 20 页当量弯矩22)( TMMca取折合系数 =0.6 则齿宽中点处当量弯矩 Mca1=1017758N.mm 31.0 dMcaWMcaca=32.37N/mm2 该轴满足强度要求( 6 )轴承较合查设计手册， 7412B轴承的主要性能参数为： Cr=118000N, Cor=85500N,e=0.5 1) 计算轴承支反力合成支反力 R1=2121FtFr=3969.83N R3=2323FtFr=28683.48N 2) 计算轴承派生轴向力由表10.7轴承派生轴向力 S S1=R1 0.5=1984.92N S3=R3 0.5=14341.74N 3) 计算轴承所受的轴向载荷A1=14341.74N A3=14341.74N 4) 计算轴承所受当量动载荷轴承工作有中等冲击，由表10.6载荷系数pf=1.5 因A1/R1e,查表10.5 X=0.44,Y=1.12 故P1=pf（x1R1+y1A1）=21371.37N 因A3/R3=1.2e,查表10.5 X=0.44,Y=1 故P3=pf（x3R3+y3A3）=15144.88N 5) 计算轴承寿命因P1P4，故应按 P2计算，由表 10.3 取温度系数tf=1故610()60thf CnPL=26897.59H240000H精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 18 页，共 20 页寿命合格十二、联轴器的选择公称转矩：mNKTTl325063.25013 .1=由文献【 2】表 2.6-3 选用 ML8 型梅花形弹性联轴器GB5272-85。弹性硬度 C94 主动端： Z 型轴孔， C 型键槽mmlmmd107;701从动端： Y 型轴孔， B 型键槽mmlmmd142,652校核：=MPMPlZdDKTZldDKTpp8012.0422000；由文献【1】表19.5，取MPp8C8ML14265YB10770ZC8联轴器的标准型号为：MLmNTmNKTTnl3550119.3252=；强度符合要求联轴器处的轴的尺寸为：75140；由文献【 2】表2.4-30 得键为：20 12 GB1096-90 单 圆 头 普 通 平 键（ C 型 ） ， 键 的 参 数 为 ：b=20mm 。h=12mm L=125mm (2) 、键的校核键的接触长度为：mmbll10520125=。则键联接所能传递的扭矩为：mNdhlTp283512075051124141=由文献【 1】表 7.1得p120MP；mNTT63.25010=；强度符合要求十四、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 铸成，具体形状及尺寸见装配图。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 19 页，共 20 页十五、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，在箱体顶部能观察到齿轮啮合的部位处设置检查孔，平时，检查孔的盖板用螺钉固定在上。（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箱盖上装设油尺组合件。（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（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，旋入启箱用的端的启箱螺钉。十六、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玻璃密封。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 20 页，共 20 页