设计说明书(链条).doc

机械设计课程设计说 明 书江西理工大学南昌校区机电工程系设计步骤（目录）1) 机械零件课程设计任务书-32) 电动机的选择-43) 设计链传动- 84) 设计一单级斜齿圆柱齿轮减速器中的齿轮传动-115) 主动轴的设计-136) 从动轴的设计-207) 滚动轴承的选择及寿命计算-258) 联轴器的设计-269) 键的选择、螺栓、螺母、螺钉的选择-2810) 减速器的润滑与密封-2811) 装配图上的小数据-3012) 设计心得-32机械零件课程设计任务书姓名:方宗华 专业:数控 班级:05数控(1)班 学号:设计题目 带式输送机传动装置中的一级斜齿圆柱齿轮减速箱及链传动运动简图 工作条件 输送带连续工作，单向运转，载荷变化不大，空载起动，使用期限10年，两班制工作，输送带速度容许误差为±5%。参数输送带拉力F（N）输送带速度v（m/s）滚筒直径D（mm）数据32001.7450 原始数据设计工作量 设计说明书1份 减速箱装配图1张 减速箱零件图3张（主动轴、大齿轮及箱体底座）指导教师：王春花老师 开始日期： 2007 年6月11日 完成日期 ： 2007 年6 月22 日设计项目设计题目设计的基本步骤一、电动机的选择二、设计链传动三、设计单级斜齿圆柱齿轮减速器中的齿轮传动四轴的设计五、滚动轴承的寿命计算六、联轴器的选择七、键的选择螺栓、螺母、螺钉的选择八、减速器的润滑与密封 九、装配图上的小数据十、设计心得计算与说明 试按下列一组数据，设计一带式输送机的传动装置，传动简图如下。 工作条件及要求：用于运输碎粒物体，工作时载荷有轻微冲击，输送带允许速度误差±4，二班制，使用期限10年（每年工作日300天），连续单向运转。设计原始数据于下表运输带牵引力FW（N）运输带速度VW（m/s）传动滚筒直径D（）32001.7450 带式输送机的传动装置简图电动机的选择及运动参数的计算一般电动机均采用三相交流电动机，如无特殊要求都采用三相交流异步电动机，其中首选Y系列全封闭自扇冷式电动机。13) 确定皮带输送机所需功率 PW=FW·VW/1000=3200*1.7 /1000=5.44kw 式（11）传动装置的效率 =1·2·3·4·5 式（1-2）式中：1-联轴器的效率0.97 2-滚动轴承的效率（球轴承）0.99（一对） 3-齿轮传动效率（一级斜齿闭式圆柱齿轮8级精度）0.974-链传动的效率-0.965-运输机平型带传动效率（一般取0.95左右或根据原始提供的数据） =1·2·3·4·5=0.97*0.99*0.97 *0.96*0.94=0.829780.83电动机的额定功率：PPW/= FW·VW/（kw） 式（1-3）PPW/= FW·VW/=5.44/0.83=6.55kw2)确定电动机的转数：滚筒轴的工作转速为：nW=60×1000VW/D（r/min） 式（1-4）nW=60×1000VW/D=60*1000*1.7/(3.14159*450)=72.15r/min 式中：VW-皮带输送机的带速 D-滚筒的直径电动机的转速：n电机=i总 nW 式（1-5）式中：i总 是由电动机到工作机的减速比 i总=i1·i2·i3····in 式（1-6） i1·i2·i3····in是各级传动比的范围。链传动的传动比i1=2-5单级齿轮传动i2=35n电机=i总 nW=（6-25）*72.15=（4331805）r/min 按n电机的范围选取电动机的转速n（见指导书P119附录八查表） 列出电动机的主要参数（Y160M-6） 电动机额定功率P（KW）7.5电动机满载转速nm（r/min）970电动机轴伸出端直径d（mm）42电动机轴伸出端的安装高度（mm）320电动机轴伸出端的长度（mm）1103)总传动比的计算及传动比的分配传动装置总传动比 i=nm/nW 式 （2-1）i=nm/nW= 970/72.15=13.43分配传动装置各级传动比 i=i1·i2·i3····in 式（2-2）一级斜齿圆柱齿轮 i1=4链 i2=13.43/4=3.36 4)传动装置的运动和动力参数的计算各轴的功率计算： P1=P1 式（3-1）P1=P1=6.55×0.97=6.35KWP2=P1·2·3 式（3-2）P2=P1·2·3=6.35×0.97=6.16kw各轴的转速计算：高速轴转速 n1=nm （r/min） 式（3-3）n1=nm=970低速轴转速 n2=nm/i1（r/min） 式（3-4）n2=nm/i1=970/4=242.5r/min各轴扭矩的计算： TK=9.55×106×PK/nK (N.mm) 式（3-5）TK=9.55×106×PK/nK=9550×6.55/970=64.5N.mT1=TK×1=64.5×0.97=62.55N.mT2=T1×i1×3=62.55×4×0.97=242.7N.m二、设计链传动已知链条传递功率P=6.16KW, 小链轮n1=242.5r/min,大链轮 n2=72.2r/min, 电动机驱动，载荷平稳，两班制工作。1)选择链轮齿数Z1，Z2传动比 i=n1/n2=242.5/72.2=3.36估计链速 V=0.6-3m/s,根据表9.9选取小链齿轮数Z1=21，则大链轮齿数Z2=iz1=3.36*21=712)确定链节数 初定中心距 a0=40p，由式 2 Lp=2a0/p+(Z1+Z2)/2+P(Z1-Z2)/39.5*a0=127.58 取Lp=1283根据额定功率曲线确定链型号 由表9.4查得KA=1；由表9.5查得KZ=1.12；由表9.6查得Ki=1.0162；由表9.7查得Ka=1;采用单排链由表9.8查得Kpt=1.由式 P0KAP/Kz*ki*ka*kpt=5.34KW 由图9.9选取链号为12A，节距p=19.05润滑方式为滴油或者油浴润滑,飞溅润滑.4）验算链速V链速度在0.63m/s范围内，与估计相符。5）计算实际中心 由式 6）确定润滑方式 查图9.11知应选用油滴润滑。 7）计算对链轮轴的压力F=1.25F=1.25*1000P=4692N 8 ）链轮的设计（详见参考书）链轮齿轮应该有足够的接触强度和耐磨性，常用45钢，小链轮材料应优与大齿轮，并进行热处理。三、设计单级斜齿圆柱齿轮已知：传递功率P=6.35kW，电动机驱动，小齿轮转速n1=970r/min，传动比i=4，单向运转，载荷平稳。使用寿命10年，两班制。（1）选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45钢调质，硬度为220250HBS（P127）；大齿轮选用45钢正火，硬度为170210HBS。预选8级精度（2）按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为软齿面钢质齿轮，故主要失效形式为齿面点蚀，按齿面接触疲劳强度设计斜齿齿面接触疲劳强度设计公式1） 转矩T12）2）载荷系数K查表10.11（P192） 取K=1.1（K=1.01.2）3）弹性系数ZE查表10.12（P192） 取ZE=Mpa 泊松比为0.34）齿数、螺旋角和齿宽系数d软齿面，取Z1=28， 则Z2=Z1i=112 预选=10°因是软齿面，斜齿轮对称布置，查表10.20（P210）取d =b/d1 =1.25）许用接触应力H和弯曲应力F 查图10.2425（P188）根据HB1=220 取HLin1=600MPa FLin1=250MPa根据HB2=170 取HLin2=450MPa FLin2=200MPa查表10.10（P190） 取SH=1.0 SF=1.3 应力循环次数 N1=60nJLh=60×955×1×(10×52×40)= N2=N1 /i=查图10.26 27（P190）得：ZNT1=1， ZNT2=1.15YNT1=1， YNT2=1故： = mn =d1/z1 cos 取标准值mn =2 中心距圆整中心距为142，则=arccosmn（z1+z2）/2×a=10°5030（3）求齿轮主要尺寸Z1 =28 Z2 =112d1=mn Z1/cos=56.5mmmn =2d2=mn Z2/cos=227.5mm=10°5030b=d×d1=56.5圆整后b1取65； b2取60（4）验算齿根弯曲强度根据 查表10.13 10.14（P195） 齿形系数YF1=2.58 应力修整系数 YS1=1.61根据 齿形系数YF2=2.18 应力修整系数 YS2=1.80（5）验算齿轮的圆周速度v由表10.22 （P211）查得初选的8级是合适的四. (一)主动轴的设计（小齿轮轴）1.选择轴的材料确定许用应力由已知条件知减速器传递功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经正火处理。查表14.4(p273)取=600MPa查表14.2(p272)得=55MPa2.按弯曲许用切应力，初估轴的最小直径由表14.1(教材p271),查得C=118107。则因轴上开有键槽,应增大轴颈以考虑键槽对轴强度的削弱,则直径应增大3%5%，取为22.2924.59mm.并且轴的最小直径处与电动机相连接则初步确定轴的最小直径为d1=30mm3.设计轴的结构并绘制结构草图由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装电动机1）确定轴上零件的位置和固定方式要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。确定齿轮从轴的右端装入，齿轮左端用轴肩定位，右端用套筒固定。这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接。轴承对称安装与齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。2）确定各轴段直径如图14.21a所示，轴段1（外伸端）直径最小，=30mm；考虑到要对安装在轴1上的电动机进行定位，上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，故取轴段2的直径d2为35mm；轴段3的直径d3为40mm；段4和轴段2的直径大小相同定为35；为了便于拆卸左轴承，可查出6207滚动轴承的安尺寸为35mm，3）确定各轴段的长度齿轮轮毂宽度为65mm，为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，取该间距为15mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为17mm），并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁距离为5mm，所以轴4的长度取为17，轴3的长度取为100，轴承支点距离；根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的要求，取；查阅有关的手册取为55mm；在轴段1上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约510mm，键槽的宽度按轴段直径查手册得到。4）选定轴的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸按设计结果画出轴的结构草图。 应标出草图的主要尺寸：d1 d2 l1 l2 是哪一段？ 轴的结构图4.按弯扭合成强度校核轴径已知传递功率P1=6.35kW，主动轴的转速为n1=970r/min分度圆直径=56.5mm，转矩=62518.04N圆周力径向力轴向力1）画出轴的受力图2）作水平面内的弯矩图在图上标出FHA FHB FVA支点反力为-截面处的弯矩为：-截面处的弯矩为：3）作垂直面内的弯矩图d，支点反力为 -截面左侧弯矩为：-截面右侧弯矩为：-截面处的弯矩为：4)作合成弯矩图-截面：-截面：5）作转矩图6）求当量弯矩因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6。-截面：-截面：7)确定危险截面及校核强度由图14.21可以看出，截面-、-所受转矩相同，但弯矩>,且轴上还有键槽，故截面-可能为危险截面。但由于轴径，故也应对截面-进行校核。-截面：-截面：查表14.2得，满足的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定余量。8）修改轴的结构因所设计轴的强度裕度不大，此轴不必再做修改。(二)从动轴的设计（大齿轮轴）已知传递功率P2=6.61kW，转速n2=242.5r/min，分度圆直径d2=227.5mm，转矩T=247.7N.m由式（10.34）得圆周力Ft2=Ft1=2213.04N径向力Fr2=Fr1=819.43N轴向力Fa2=Fa1=413.759N1.选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器传递的功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。查表14.4(教材)取=650MPa查表14.2(教材)得=60MPa2.按扭转强度估算轴径由表14.1(教材),查得C=118107。则因轴上开有键槽,应增大轴颈以考虑键槽对轴强度的削弱,则直径应增大3%5%，取为33.837.8mm，并且1轴与链轮相连接则初步确定轴的最小直径为d1=45mm3.设计轴的结构并绘制结构草图由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装链轮。1）确定轴上零件的位置和固定方式要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。参考图14.8，确定齿轮从轴的右端装入，齿轮左端用轴肩定位，右端用套筒固定。这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接。轴承对称安装与齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。2）确定各轴段直径如图所示，轴段（外伸端）直径最小，=45mm；考虑到要对安装在轴1上的链轮进行定位，上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，故取轴段2的直径d2为50mm；用相同的方法确定确定轴段5,4,3的直径d5=50mm、d4=65mm ,d3=55mm；为了便于拆卸左轴承，可查出6210型滚动轴承的安装尺寸为50mm，取d5=50mm。3）确定各轴段的长度齿轮轮毂宽度为60mm，为保证齿轮固定可靠，轴段3的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为58mm；为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，取该间距为16mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为20mm），并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁距离为5mm，所以轴的长度取为20mm，轴承支点距离；根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的要求，取；查阅有关的联轴器手册取为100mm；在轴段1、3上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约510mm，键槽的宽度按轴段直径查手册得到。4）选定轴的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸按设计结果画出轴的结构草图。 同上4.按弯扭合成强度校核轴径已知传递功率P2=6.61kW，从动轴的转速为n2=242.7r/min分度圆直径d2=227.5mm，转矩T2=242.7N.m1）画出轴的受力图2）作水平面内的弯矩图同上。另链条的轴压力应考虑进去支点反力为-截面处的弯矩为：-截面处的弯矩为：3）作垂直面内的弯矩图d，支点反力为-截面左侧弯矩为：-截面右侧弯矩为：-截面处的弯矩为：4)作合成弯矩图-截面：-截面：5）作转矩图6）求当量弯矩因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6。-截面：-截面：7)确定危险截面及校核强度由图14.21可以看出，截面-、-所受转矩相同，但弯矩<,且轴上还有键槽，故截面-可能为危险截面。但由于轴径，故也应对截面-进行校核。-截面：-截面：查表14.2得，满足的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。8）修改轴的结构因所设计轴的强度裕度不大，此轴不必再做修改。（一）、主动轴滚动轴承的寿命计算主动轴已预选了深沟球轴承6207.已知主动轴的直径d主=35mm,转速n主=970r/min。工作温度正常,要求轴承预期寿命Lh=10×52×40=20800h左右两个轴承A和B,分别计算它们的径向力FrA2=F HA 2 +FVA2=1106.522+2222FrB2=F HB 2 +FVB2=1106.522+597.432A、B两个轴承的轴向力为：FaA =413.759NFaB =01)求主动轴上的两个轴承的当量动载荷PA、B两个轴承分别求PA、PB查表(15.12)得.上式中径向载荷系数X和轴向载荷系数Y,要根据值查取.暂取: 则 e=0.19由: 查表(15.13)得:X=1 Y=0 则 P主=1176.141N2)计算所需要的径向额定动载荷值左右应有两个轴承支撑，两个要分别验算3)查有关的手册,由结果对比可知:预选的深沟球轴承6207可以.（二）、从动轴滚动轴承的寿命计算从动轴已预选了深沟球轴承6207。从动轴的直径d从=50mm,转速n从=242.5r/min;同上，也应分别验算从动轴上的两个轴承从动轴上的轴承:1)求当量动载荷P查表(15.12)得.上式中径向载荷系数X和轴向载荷系数Y,要根据值查取.暂取: 则 e=0.19由: 查表(15.13)得:X=0.56 Y=2.30 则 P从=7.766N2)计算所需要的径向额定动载荷值3)查有关的手册,由结果对比可知:预选的深沟球轴承6210可以.六、联轴器的选择1)由于所连接的轴的转速较低,传递的转矩较大,减速器与工作机常不在同一底座上,而要求有较大的轴线偏移补偿.因此,凸缘联轴器有偏移要求，就应选可移式的联轴器如十字滑块、齿轮式的。2)已知联轴器所传递的转矩T2为6.61N.m，转速n2为242.5r/min,被连接轴的直径为30mm.联轴器的工作状况系数K为1.3。则 转矩T=1.3×242.5=310.5N.m<Tmn2<n由此可知：选用凸缘联轴器合适。国标件，型号是什么要写出来。一、键的选择选择完键后要进行挤压强度的校核。还有链轮和轴的键连接呢？键的长度呢？国家标准件选好后应有代号！例 键A14×长度GB1096-90查表4-1（机械设计基础课程设计）1轴与大齿轮相配合的键：b = 14mm, h = 9mm, t = 5.5mm, t1 = 3.8mm2轴与联轴器相配合的键：b = 8mm, h = 7mm, t =4.0mm, t 1= 3.3mm二、螺栓、螺母、螺钉的选择考虑到减速器的工作条件，后续想体的附件的结构，以及其他因素的影响选用螺栓GB5782 86, M10和GB5782 86, M114两种。选用螺母GB6170 86, M1和GB6170 86, M14两种。选用螺钉GB5782 86, M6和GB5782 86, M12两种。一、传动件的润滑浸油润滑：浸油润滑适用于齿轮圆周速度V12m/s的减速器。为了减小齿轮的阻力和油的升温，齿轮浸入油中的深度以12个齿高为宜，速度高时还应浅些，在0.7个齿高上下，但至少要有10mm,速度低时，允许浸入深度达1/61/3的大齿轮顶圆半径。油池保持一定深度，一般大齿轮齿顶圆到油池底面的距离不应小于3050mm。以免太浅会激起沉积在箱底的油泥，油池中应保持一定的油量，油量可按每千瓦约350700cm3来确定，在大功率时用较小值。二、滚动轴承的润滑减速器中滚动轴承的润滑应尽可能利用传动件的润滑油来实现，通常根据齿轮的圆周速度来选择润滑方式，本设计采用润滑脂润滑，并在轴承内侧设置挡油环，以免油池中的稀油进入舟车功能而使润滑脂稀释。三、润滑剂的选择润滑剂的选择与传动类型、载荷性质、工作条件、转动速度等多种因素有关。轴承负荷大、温度高、应选用粘度较大的润滑油。而轴承负荷较小、温度低、转速高时，应选用粘度较小的润滑油，一般减速器常采用HT-40,HT-50号机械油，也可采用HL-20,HL-30齿轮油。当采用润滑脂润滑时，轴承中润滑脂装入量可占轴承室空间的1/31/2。四、减速器的密封减速器的密封是为了防止漏油和外界灰尘和水等进入常见的漏油部位有分箱面、轴头、盖端及视孔盖等。5)分箱面的密封，可在箱体剖分面上开回油槽，轴伸出处密封的装置有垫圈，O型橡胶圈和唇形密封圈。名称符号减速器形式及尺寸关系/mm本次设计取值/mm齿轮箱体壁厚 =8箱盖壁厚=8箱盖凸缘厚度=12箱座凸缘厚度=12箱座底凸缘厚度=20地脚螺栓直径及数目、n时，n=4=18,n=4轴承旁联接螺栓直径0.75=14盖与座联接螺栓直径=10联接螺栓的间距=100检查孔盖螺钉直径=6定位销直径=8、至外箱壁距离由螺栓确定=18、至凸缘距离由螺栓确定=16轴承旁凸台半径=16凸台高度 根据低速级轴承座外径确定=43外箱壁至轴承座端面的距离=45齿轮顶圆与内箱壁间的距离>=18齿轮端面与内箱壁间的距离>=20箱盖、箱座肋厚、,=12=11轴承座外径=90轴承端盖螺钉直径=6 光阴似箭,不知不觉大学生活就快要结束了,还有一个学期的我们在现在的这个时候迎来了”机械设计”. 在这两周里,我知道了一点点-设计并不是你想象的那样难,高不可攀.只要你愿意花时间,花精力;勤学,勤问,勤做你就会成功的.不过,设计要作好也不容易.它使你需要懂的一些知识,需要记得一些知识,那样你才更快,作的更好!在这两周里,也遇到了不少问题:1)受力分析不是很熟悉.2)对AutoCAD的功能不太熟悉!3)画装配图的时候少留了6毫米的轴承与内箱壁的距离!4)设计时间分配不合理! 面对这样一些问题,我只能一个个的去解决,不懂就看书或问老师,同学.对与画装配图的时候少留了6毫米的轴承与内箱壁的距离! 我没有去改,因为那里一改,大部分的俯视图也要改.在这里请老师谅解!有问题就有收获,因为有问题了,你就会去解决,解决了你就知道了,这就是一种收获!还有其他的,如:1)又复习了一次的机械原理!2)了解了AutoCAD的更多功能！3）知道如何向老师和同学学习！呵呵！好了，得抓紧时间复习了！下星期考试啊！自己给自己加油！在以后的日子，还要设计，机械设计，人生设计主要结果F=3200NV=1.7m/sD=450mmPW=5.44KW=0.83nw=72.15r/mini=13.43i1=4i2=3.36P1=6.35KWP2=6.16KWn1=970r/minn2=242.5r/minTK=64.5N.mT1=62.55N.mT2=242.7N.mi=3.36Lp=128P=19.05sv=1.62F=4692T1=62518.04K=1.1=MpaZ1=28Z2=112=10°HLin1=600MPaFLin1=250MPaHLin2=450MPaFLin2=200MPZNT1=1ZNT2=1.15YNT1=1YNT2=1=28YF1=2.58YS1=1.61=114YS2=1.80 YF2=2.18 =600MPa为轴段2的长度 l"为轴段1的长度=2213.04N=819.43N=413.759NFt2=Ft1=2213.04NFr2=Fr1=819.43NFa2=Fa1=413.759N=0.6