1、機械課程設計說明書設計題目：設計一鏈板式傳輸機傳動裝置專業班級：復合材料與工程姓名：劉哲學號:20203010學指導教師：王三民目錄1機械課程設計任務書3電動機的選擇43 V帶的設計64 錐齒輪的設計計算75 軸的設計計算115.1 輸入軸的設計計算11輸出軸的結構設計136 聯軸器的選擇167 軸承的選擇與校核168 鍵的選擇與校核179 箱體設計1810 潤滑和密封設計19齒輪的潤滑19軸承的潤滑20端蓋與軸間的密封2011 設計總結20參考文獻211機械課程設計任務書題目：設計一鏈板式輸送機傳動裝置2工作條件載荷有輕微震動，持續單向旋轉，利用期限10年，小批量生產，兩班倒。3原始數據輸送

2、鏈的牽引力F/KN|輸送鏈的速度v/(m/s)|輸送鏈鏈輪的節圓直徑d/mm一192傳動方案的擬定本設計采納V帶和錐齒輪傳動，電動機輸出的扭矩通過v帶和錐齒輪傳到輸送電動機的選擇2.1選擇電動機的類型和結構形式考慮結構簡單、工作可靠、價格低廉、維護方便等因素，列二相籠型異步電動機。2.2選擇電動機的容量(功率)Y系pw輸送鏈輪的后效功率pw查表3-1得各部分運動副或傳動副的效率如下：名稱效率數量錐齒輪傳動1V帶傳動1聯軸器1滾子鏈傳動1P0滾動軸承3從電動機到工作機輸送帶間的總效率=123453nw=155r/電動機所需的輸出功率確定電動機的轉速輸送鏈輪的轉速nwmin601000V60100

3、00.75,.r/minnwd3.1492=l55r/minn=1240r/由表查得各種傳動的傳動比參考值：V帶傳動i24;錐齒輪傳動i23min初選V帶傳動比i1=4,錐齒輪傳動比i2=2電機選用初設定電動機的轉速n=iii2nw=42155=1240r/minY90S-4,額定功率Pm查表得電動機的的型號為Y90S-4,其額定功率Pm=1.1kw,滿載轉速為nm=l400r/min。2.4傳動參數的計算(1)確定傳動裝置總傳動比和分配傳動比傳動裝置的總傳動比-nm14209161nw1559.16滿載轉速為nm=1400r/min.i2=i1=4錐齒輪的傳動比i2=0.25i=0.259.

4、16=1.522.29V仃帚的傳動比i1=919=4i2計算傳動裝置的運動和動力參數各軸華圻Sn：與大傳送帶輪相連的軸的轉速ni=nm=竽=350/min114與大錐齒輪相連的軸的轉速n2=降=修=153小訪與鏈輪相連的軸的轉速2=程=412209=153r/min各軸的輸入功率PPiPm=0.960.991.1=.04kwP2Pi=.0.991.040.99kwpcaP3P2=0.990.990.990.97KW各軸的輸入轉矩T9550Pm9550.1T09550Pm=7.5N-mnm14009550Pi9550.04,T1 P3 9550 0.97T3 9550 P3 =60.5N-mn3

5、153根據以上計算數據列出下表1,供以后設計計算使用 表1傳動參數的數據表P=28.4N*mn1350d1=71mm9550P295500.99,T29550P=61.8N*md2=280mmn2153電動機軸軸1軸2鏈輪軸功率P/kw轉矩T(N-m)轉速n/(r/min)1400350153153傳動比i4效率？Ld=1400mm=156傳動零件的設計3V帶的設計3.1 確定計算功率Pca查課本的表8-7得工作情況系數Ka=1.2,故Pca=KaP=1.21.1KW=1.32KW3.2 選才?V帶的帶型根據Pca=1.32nm=1400r/min,由圖6-10選Z型帶d并驗算帶速V1）初選小

6、帶輪的基準直徑di,。由表6-7和6-8,取小帶輪的基準直徑di=71mm.2）驗算帶速V。按式（8-13）驗算帶的速度ddini3.14711400_,v=5.2m/s601000601000因為5m/s<v<30m/s,故帶長選擇合適。3）計算大帶輪的基準直徑。根據式（8-15a）,計算大帶輪的基準直徑dd2dd2=iddl=471=284mm根據表8-8,圓整為dd2=280mm.3.4 確定V帶的中心距a和基準長度Ld1）根據式（8-20），初定a0=500mm2）由式（8-22）計算帶所需的基準長度2Ld。2a0+2(ddl+dd2)+4a0=2 500+2 (71+28

7、0)+2 (280-71)24 500mm=i572mm查表6-2選帶的基準長度Ld=l400mm3）按式8-23）計算實際中心距a.Ld-Ld014001572a=a0+600514mm223.5 小帶輪上的包角ai573573180-(dd2-ddi)-=180-(280-71)-=156>a5143.6 計算帶的根數z1)單根V帶的額定功率Pr由ddi=71mm和nm=1400r/min,查表6-4并計算0.3-0.27P0=0.27+(1400-1200)=0.294kw1450-1200P0=0.03kw.查表6-9并計算)=. KW0.93-0.92.K=0.93+(160-

8、155查表6-2得Kl=1.14,所以Z=4Pr=P0+P0)l0.294+0.03)0.9321.14=0.344KW3.7 計算V帶的根數z.PcaZ=Pr1.320.34=3.88z=4取4根。7）計算單根V帶的初拉力的最小值（F0"8）由表8-3得Z型帶的單位長度質量q=0.06kg/m,所以(2.5-K)Pca2(F0)min=500+qvKzv=500(2.5-0.932)1.32+0.065.22=55N0.9325.24應使帶的實際初拉力F0（F0）min。3.8 帶輪設計：小帶輪的直徑di=71mm,將小于發動機軸的直徑的2.5倍，所以采用實心式；大帶輪的直徑d2=

9、280mm,采用腹板式根據機械設計手冊（單行本-機械傳動）表12-1-10可查得z型帶的fmin7mm,e=120.3取f=8e=i2B=50mm所以帶輪的寬度B=(z-1)e+2f=(4-1)12+27=50mm材料選用45鋼，正火處理。4錐齒輪的設計計算4.1 .選定齒輪精度等級、材料及齒輪1）材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。2）因為要求的精度不是很高，選用7級精度3）選小齒輪齒數zi=30，大齒輪齒數z2=2.29X30=68.7，取z2=69.Zi=30Z2=694.2

10、 按齒面接觸強度設計1）由設計計算公式（10-9a吐行試算，即:Ze2KTidit2923（一）2,R（1-0.5R）2u2）試選載荷系數Kl計算小齒輪傳遞的轉矩。丁95.5105pi95.51051.04,K1350Ti=2.83810Nmm3）選取齒寬系數d=1/34）由表8-6查得材料的彈性影響系數1ZE=189.8MPa25）由表8-7按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限（THlim1=600MPa大齒輪的接觸疲勞強度極限（THlim2=550MPa6）計算應力循環次數。N160nijLh=6035012830010=1.00吠1.0081099N2=0.441092.297）由圖1

11、0-19取接觸疲勞壽命系數Khn1=1.0,Khn2=1.408）計算接觸疲勞許用應力。取失效率概率為1%安全系數S=1,由式（10-12）得KHN1lim1=600MPaS2KhN2lim2=1.4550=770MPa估算結果Ze2KT1d1t2.923()2r(1-0.5R)2u/89.8、2 '=2.92 ()3 60011.3(1-0.5 1喝4一=55.7 mmd1tmt大端模數d155.7m=1.85mmZ130大端圓周速度vdmv=6010003.1455.7350601000=1.02m/s' 302+6922=69.6mm-z12+z22R=mt=1.852齒

12、寬B=50mmbRR=69.6/3=23.2mm齒高一*一一h=hamt=mt=1.85mmb23.2=12.5齒寬與齒高之比h1.85查圖10-8得kv=1;這里采用直齒輪，所以KHKf由表10-2查得使用系數Ka=1由10-4近似用（J）dHB查圖10-13得Kb所以載荷系數K=KK/G小實際小錐齒輪的分度圓直徑,3K-2.685»d1=d1t3=55.7=71mmKt1.3計算模數m=dl=71=2.36mmZ130zi30zv1=32.7coscos2330'z269zv2=173coscos6630'按齒根彎曲疲勞強度計算4KTiYFaYSam31,r(1-

13、0.5R)2Z1，u2+1f(1)確定公式內各計算數值1）查圖小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500MPa;大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2=380Mpa3）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數S=1.4,由式（10-12）F1=KFN1FE10.86500MPa=307.14MPa1.4F2KfN2FE20.88380.MPa1.4238.86MPa4）計算載荷系數KKKaKvKfKf1111.051.055）查取齒形系數YFa1=2.52 +由表10-5查得2.45-2.5235-30(32.7-30)=2.482.12-2.14YFa2=2.14+ (173-150)=2.149200

14、-1506）查取應力校正系數。由表10-5得1.65-1.625YSa1=1.625+ (32.7-30)=1.63835-30YSa2=1.83+ 1.865-1.83 (173-150)=1.846200-150YFaYsa7）計算大小齒輪的 F并比較YFa1YSa1 2.48 1.638 =0.01382F1307.14YFa2YSa2 2 149 1 846 =.=0.01661F2238.864KYFaYSam3,r(1-0.5r)2zi2<u2+1F441.052.838100.01661=2.04mm1.仁1-0.51、22/692-)20.(一)+130對比計算結果，由齒

15、面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，所以模數選用比較的齒面接觸疲勞強度接觸強度算得的分度圓直徑d=75mm,算出小齒輪齒數m=,按大齒輪齒數Z2=69分度圓直徑d2=269X=1mmdi名稱代號小錐齒輪大錐齒輪齒數Z3069模數m2.5節錐角24'66分度圓直徑d(mm)751齒頂局ha(mm)2.5齒根高hf(mm)3齒頂圓直徑da(mm)齒根圓直徑df(mm)170錐距R(mm)94頂隙c(mm)0.5分度圓齒厚S(mm)3.90當量齒數Zv1B(mm)30齒寬系數幟1/3齒輪的結構設計小錐齒輪和大錐齒輪都可以成實心結構的齒輪。5軸的設計計算5.1輸入軸的設

16、計計算根據軸上零件的定位、拆裝方便的需要，同時考慮到強度的原則，齒輪d2Zi=31Z2=71軸設計為周向力：Ft二2Ti _ dm12 28.4 1000283二200NFri=Fttan cos 1=200 tan20 cos23 30'=68.2N軸向力：Fri=Fttan cos i=200 tan20 sin23 30'=25.5NFt=200NFr1 =Fa1dmin先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據表15-3,取A0=112,得dmin=A03,1=1123=16.1mm,m.350該軸的最小處應該是在安裝帶輪處，因為大帶輪

17、的直徑d2=284,所以帶輪的孔選d：-n=225.1.2軸的結構設計(1)擬定軸上零件的裝配方案根據題目要求得出下面的簡圖(2)確定軸各段直徑和長度I段：d1=22mm長度取L1=48mmA型平鍵：鍵長40mmb=h=6mmII段：d2=26mm長度取L2=40mmHI段：d3=30mm長度取L3=18mmIV段:d4=25mm 長度為 L4=30mmV段:d5=30mm 長度為 L5=25mm至此,已經初步確定了軸的各段直徑和長度。軸上零件的周向定位齒輪、大帶輪與軸的周向定位采用平鍵連接。帶輪軸段的直徑di-n=22mm,查表14-26得鍵的尺寸bh=66,長為40mm同時為了保證帶輪與軸

18、配合有良好的對中性，故選擇帶輪輪轂與軸的配合為電；同樣齒輪與n6軸的連接，選用平鍵bh=87,長為28,配合公差為HL,滾動軸承k6與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，這時軸的公差為ma由表查的與帶輪配合的軸端的倒角為2X45°。與錐齒輪配合的軸端的倒角為1X45°輸出軸的結構設計(1 )軸上零件的定位，固定和裝配145623(2 )確定軸各段直徑和長度根據上面計算可以知道：Ft2=200N Fa2=66.024N初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表Ft2=200 NFa2=66.024N一一一"215-3,取 A0=

19、112,于是得 dmin=A03/=112v n20.99=21mm 153輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑 di-n。故需先選取聯 軸器型號。聯軸器的計算轉矩Tca=KAT2查表14-1,考慮到轉矩變化很 小，故 Ka=1.3,則 Tca=KAT2=1.3 61.8=80.34N m按照計算轉矩Tca應該小于聯軸器功稱轉矩的條件，選用 LT5彈性套柱 銷聯軸器，其公稱轉矩為125N.m.半聯軸器的孔徑d1=30，故取d-n 二30mm,半聯軸器長度L=82mm,半聯軸器與軸配合的轂孔長度 L=55mm。(1)根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度I 段：d1=30mm 長度取 L

20、1=50mmF2=28.7Ndmin=21mmA型平鍵：b*h=8*7mm鍵長43mmII 段：d2=36mmHI 段：d3= 46mmIV 段：d4=49mmV段：d5=45mm長度取L2=25mm長度取L3=24mm長度為L4=112mm長度為L5= 46mmA型平鍵：b*h=14*11mm鍵長40mmVI段：d6=40mm長度為L6=31mm軸的結構設計2)初步選擇滾動軸承。因為軸承同時有徑向力和軸向力的作用，但其軸向力不大，故可選用叫接觸球軸承。根據dn-m=36mm。選取角接觸球軸承7208c其基本尺寸為dD808,至此，已經初步確定而來軸的各段直徑和長度。(3)軸上零件的周向定位錐

21、齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按d=30mm,查表選平鍵截面bXh=8X7,l=43mm,為了保證半聯軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯軸器輪廓與軸的配合為H-7同理可得錐齒輪與k6，H7軸配合選用鍵截面bxh=14X11,l=40mm,錐齒輪與軸的配合為n6。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處軸的直徑尺寸公差為m6.(4)確定軸上倒角的尺寸O求軸上的載荷由圖可知危險截面在2截面。齒輪的現將計算出的2截面的MHMV及M的值列于表載荷水平向H垂直向VNmm1m支反力FlFt2200124房Fnhi=-=-=134N185185lFt2200Fnh2=-=-=66N

22、185185Fr1124Fnv1=-=18566.024124,/re=44.23185FFr2FNV2=-=18566.0241»e-=21.7N185彎矩MMhiFnh1134=8174NmmMh1Fnh266124=8184NmmMv1FnV128.08=1712.88NMV2FNV27.9124=979.6Nn總彎矩M1=Jmh12+Mv12,81742171228351NmmM2=Jmh22+Mv22.8184297928284Nmm:扭矩T進行校核時，只需要校核軸上承受最大的彎矩和扭矩的截面的強度。根 據式（15-5）,軸的計算應力。ca_ 皿12+(0.6 T)2 _

23、<81532+ (0.6 61800)0.1 4532=37.96MPa前已選定軸的材料為45鋼,調質處理，由表15-1差的 1 60MPa ,因此ca1,故安全。ca6聯軸器的選擇大錐齒輪的最小直徑P7099dmin=A03=1123=21mmn2153聯軸器的計算轉矩Tca=KAT2查表14-1,考慮到轉矩變化很小，故Ka=1.3,貝（jTca=KAT2=1.361.8=80.34Nm啟動載荷為名義載荷的1.25倍，Tc1.2580.34100.425Nm按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查手冊選擇聯軸器型號為選用選用LT5彈性套柱銷聯軸器，其公稱轉矩為125N.m.半聯軸器的

24、孔徑d1=30,半聯軸器長度L1=82mm半聯軸器與軸配合的轂孔長度L=55mm7軸承的選擇與校核1 .減速器軸承選取高速軸選用6011，中間軸選用7208C,低速軸選用6008減速器各軸所用軸承代號及尺寸型號外形尺寸（mrm安裝尺寸（mm內徑d外徑D寬度BDaminDbmaxramax高速軸7206C30621636561中間軸7208C408118477312 .高速級軸承壽命驗算：1）預期壽命要求使用壽命L=10年X300天X16小時=48000小時R.RV21R210.70920.27620.761RR2RH2,0.3890.1500.4170.284S0.68*0.7610.517.

25、S20.68*0.417A0.663.A0.284.e0.37?A/R 0.87 eA / R2 0.68 e而查表15-1知基本額定動載荷C54.2kN故查表得Xl0.4,丫1.6,X20.4,Y21.6則當量動載荷，載荷系數fp1.2Pfp(XRYA)1.2(0.40.7611.60.663)1.638kNP2fp(X2R2Y2A2)1.2(0.40.4171.60.284)0.745kN，因"P2，所以按軸承1的受力大小驗算MC)3.688 106h10654200360163.7025(1638)因軸承預計壽命L=10X300X16=48000h,故LhL,滿足要求。8鍵的選

26、擇與校核在工作軸中，鍵的選擇大小由軸的大小確定，校核公式為:32T10pdlk與帶輪相連的軸的軸徑為22mm,查表得鍵的尺寸鍵的尺寸bh=66,長為L40mml=L-b=40-6=34mm.K=0.5h=0.56=3mm查課本表6-2,得輕微沖擊載荷時，鍵聯接的許用擠壓應力(rp=100120MPa32T 103dlk 一32 28.4 10322 34 3= 10.3MPap所以鍵的擠壓強度足夠中間軸上鍵的選擇與校核半聯軸器與軸配合軸的直徑di-n=30mm,查表選平鍵截面bXh=8X7,l=43mm,l=L-b=43-8=35mm,K=0.5h=0.57=3.5mm2T 103dlk2 6

27、1.8 10330 35 3.5=33.6MPa錐齒輪的軸上鍵的選擇與校核半聯軸器與軸配合軸的直徑d=45mm,查表選平鍵截面bXh=14X11l=40mm,K=0.5h=0.511=5.5mm33=6.04MPa2T10=261.810dlk.59箱體設計起吊裝置：采用箱蓋吊環螺釘、箱座吊耳油面指示器：選用油尺M12放油螺塞：選用外六角油塞及墊片M16名稱尺R,(mm)箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑12地腳螺釘數目4小錐齒輪軸軸承為連接螺栓直徑10大錐齒輪軸軸承為連接螺栓直徑10蓋與座連接螺栓直徑8軸承端蓋螺釘直徑M8視孔蓋螺釘直徑M6定位

28、銷直徑6'凸臺高度39大齒輪頂圓與內箱壁距離10箱蓋，箱座肋厚主動端軸承外徑62被動端軸承外徑72箱體及其附件參數箱體的附件包括窺視孔及窺視孔蓋、通氣器、軸承蓋、定位銷、啟箱螺釘、油標、放油孔及放油螺塞、起吊裝置等等。箱體加工工藝路線：鑄造毛坯一時效一油漆一劃線一粗精加工基準面一粗、精加工各平面一粗、半精加工各主要加工孔一精加工主要孔一粗、精加工各次要孔一加工各緊固孔、油孔等一去毛刺一清洗一檢驗。減速器的裝拆順序及注意事項：箱體和箱蓋通過螺栓連接，拆下螺栓即可將箱蓋取下，對于兩軸系零件，整個取下該軸，即可一一拆下各零件。其它各部分拆卸比較簡單。拆卸零件不要用硬東西亂敲，以防敲毛敲壞零件

29、，影響裝配復原。對于不可拆的零件，如過渡配合或過盈配合的零件則不要輕易拆下。對拆下的零件應妥善保管，以免丟失。技術要求：1 .裝配前滾動軸承用汽油清洗，其它零件用煤油清洗，箱體內不允許有任何雜物存在，箱體內壁涂耐磨油油漆；2 .齒輪副的側隙用鉛絲檢驗，側隙值應不小于0.14mm；3 .滾動軸承的軸向調整間隙均為0.05-0.1mm；4 .齒輪裝配后，用涂色法檢驗齒面接觸斑點，沿齒高不小于65%,沿齒長不小于60%;5 .減速器剖面分面涂密封膠或水玻璃，不允許使用任何填料；6 .減速器內裝L-AN15(GB443-89),油量應達到規定高度；7 .減速器外表面涂綠色油漆。10潤滑和密封設計齒輪的

30、潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為1.54m/s,為錐齒輪傳動，浸油高度應沒過大錐齒輪齒寬，至少應沒過1/2齒寬，齒頂距箱底至少30mm,這里為設計為45mm。選用CKC150潤滑油。軸承的潤滑由于浸油齒輪的圓周速度2m/s,齒輪不能有效的把油飛濺到箱壁上，因此選用脂潤滑方式。脂潤滑具有形成潤滑膜強度高，不容易流失,容易密封，一次加脂可以維持相當長一段時間，也有利于傳動裝置的維護。選用ZL-2號通用鋰基潤滑脂。端蓋與軸間的密封軸承用軸承蓋緊固，已知軸承用脂潤滑，且軸的最高圓周速度不超過2m/s,屬于低速范疇，因此這里可以使用氈圈油封。氈圈油封結構簡單,摩擦較大，易損耗，應注意及時更換。11設計