机械设计课程设计说明书矿用链板输送机传动装置设计

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1、设计任务书题目: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).修检周期 半年小修,一年大修 7).生产批量 小批量生产 8).生产厂型 矿物局中心厂,中型机械厂2原始数据1）运输机链条拉力（kN）:202）运输机链条速度（m/s）：0.53）主动星轮齿数：94）主动星轮节距（mm）：643设计任务1）设计内容 电动机选型；链传动设计；减速器设计；联轴器选型设计；其他。2）设计工作量 传动系统安装图1张；减

2、速器装配图1张；零件图2张；设计计算说明书1份。4设计要求1）减速器设计成二级锥圆减速器；2）所设计的减速器有两对标准直齿轮。5. 参考文献机械设计 主编：程志红机械设计课程上机与设计 主编：程志红 唐大放机械制图手册 主编：吕瑛波 王 影1传动方案拟定计算及说明结果在确定传动方案时应注意以下几点：A、直齿圆锥齿轮的承载能力较低，应用时应注意校核与校正。B、本方案中采取二级锥-圆柱齿轮减速器，用于两轴直的传动，设计成卧式。C、锥齿轮配置在高速级，应使锥齿轮尺寸不至于太大，圆柱齿轮做成直齿。2电动机的选择计算及说明结果1. 计算电动机输出功率已知工作机上作用力F(N)和线速度,计算电动机输出功率

3、： (kW)式中F20kN20000N，v0.5m/s， 查表91得弹性拄销联轴器效率0.99梅花弹性柱销联轴器0.98滚动球轴承0.99圆锥轴承效率0.99齿轮传动效率二级圆柱-圆锥齿轮减速器传动效率0.859。把上述值代入后得=11.64Kw所以：选择电动机型号为:Y160L-4型三相异步电动机,同步转速 r/min，异步转速r/min，额定功率P=15Kw。0.859 =11.64kwP=15Kw3.总传动比及传动比分配计算及说明结果1.计算总传动比i i=n/601000v/Zp已知主动星轮齿数z=9,主动星轮节距p=64mm 在上边已确定电动机满载转速为n1460r/min，计算总传

4、动比 1460/52.0828.042分配传动比 带传动的传动比选2.0 对锥-圆拄齿轮减速器，为使大锥齿轮尺寸不至过大，高速级传动按下式计算 从而定3传动装置运动参数的计算 从减速器的高速轴开始各轴命名为1轴、2轴、3轴。第一级传动比第二级传动比（1）各轴转速计算 第一轴转速 第二轴转速 第三轴转速 （2）各轴功率计算 式中 联轴器传动效率 轴承效率 齿轮传动效率 （3）各轴扭矩计算 （4）将以上计算数据列表轴号转速n(r/min)输出功率P(kW)输出扭矩T(Nm)173011.41149.272208.2710.73492.01352.0710.301889.09=52.08r/mini

5、=28.04=2.0=730（r/min）=208.27（r/min）=52.07（r/min）=11.41kw=10.73kw=10.30kw=149.27Nm=492.01Nm=1889.09Nm4.各组传动齿轮设1.高速级圆锥齿轮参数设计设计项目及说明结果1.选用齿轮材料，确定许用应力由表6.2选 小锥齿轮40Cr调质 大锥齿轮45正火许用接触应力 ，接触疲劳极限 ， 查图接触强度寿命系数 ， 应用循环次数N 查图得接触强度最小安全系数则许用弯曲应力，弯曲疲劳强度极限 查图弯曲强度寿命系数 查图弯曲强度尺寸系数 查图弯曲强度最小安全系数 则1） 齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等

6、级，按估取圆周速度，参考表6.7、表6.8选取小轮大端分度圆直径，由式齿宽系数 查表，按齿轮相对轴承为非对称布置小轮齿数 在推荐值2040中选大轮齿数 圆整取齿数比u=Z1/Z2=95/27=3.519传动比误差 u=(3.519-3.505)/3.519=0.030.05所以合适小轮转矩 载荷系数K 使用系数 查表（中等冲击）动载系数 由推荐值1.051.4齿向载荷分布系数 由推荐值1.01.35载荷系数K 材料弹性系数 查表节点区域系数 查图故齿轮模数m 按表标准圆整小轮分度圆直径 小轮平均分度圆直径 圆周速度 齿宽 圆整2） 齿根弯曲疲劳强度校核计算有式当量齿数 齿形系数 查表 小轮 大

7、轮应力修正系数 查表 小轮 大轮故 3） 齿轮其他主要尺寸计算大轮大端分度圆直径 锥距 大端根圆直径 大端顶圆直径 公差组8级u=3.519.5m42低速级圆柱鞋齿轮参数设计设计项目及说明结果1） 选用齿轮材料，确定许用应力选小齿轮40Cr调质大齿轮45正火许用接触应力 由式接触疲劳极限 查图接触强度寿命系数 应用循环次数N 由式67 查图，得接触强度最小安全系数则许用弯曲应力 由式弯曲疲劳强度极限 查图弯曲强度寿命系数 查图弯曲强度尺寸系数 查图弯曲强度最小安全系数 则2） 齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度，参考表6.7、表6.8选取小轮分度圆直径，由式65得齿宽

8、系数 查表，按齿轮相对轴承为非对称布置小轮齿数 在推荐值2040中选大轮齿数 小轮转矩 载荷系数K 使用系数 查表（中等冲击）动载系数 由推荐值1.051.4齿间载荷分配系数 由推荐值1.01.2齿向载荷分布系数 由推荐值1.01.2载荷系数K 材料弹性系数 查表节点区域系数 查图重合度系数 由推荐值0.850.92故齿轮模数m 圆整小轮分度圆直径 圆周速度v 标准中心距a 齿宽b 大轮齿宽 小轮齿宽 3） 齿根弯曲疲劳强度校核计算有式 齿形系数 查表 小轮 大轮应力修正系数 查表 小轮 大轮重合度 = 重合度系数故 4） 齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径 根圆直径 顶圆直径 公差组8级Vt

9、=2m/sm4mm综上 ，得两组齿轮的相关几何参数齿轮ma或R (mm)d(mm)da(mm)df(mm)zb(mm)高速级小锥齿轮4108115.81100.302756大锥齿轮380382.19377.819556低速级小圆柱轮42701081169827105大圆柱轮432440423.5108985.带轮的设计设计项目及说明结果1.确定V带型号 工作情况系数 查表计算功率 KwV带型号 根据和n值查表得2.确定带轮基准直径， 小带轮直径 查表4.6大带轮直径 3.验算带速v m/s要求带速在525m/s范围4. 确定带长度和中心距初取中心距，由公式得 mm即得 mm5.验算小轮包角由公

10、式得 6确定V带根数z单根V带试验条件下许用应力功率 查表得传动功率递增量 查表得包角系数 查表得长度系数 查表得 7.计算初拉力由公式 得每米带质量q 查表得则N8. 计算压轴力Q由公式得 B型带=125mm=250mmV=9.55m/s带速符合要求圆整mm圆整a=605mm = 2.2Kw=0.46Kw=0.975=0.95取整Z=7q=0.17kg/m取整Q=2903.0N6.各组传动轴设计绘制轴的布置简图和初定跨距考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸为保证滚动轴承放入箱体座孔内，计入尺寸k=8mm1.高速轴设计与校核设计项目及说明结果1） 绘制轴的布置简图2) 计算作用在齿轮上

11、的力转矩输出轴齿轮分度圆直径圆周力径向力轴向力 其中3）初步估算轴的直径 选取40Cr作为轴的材料，调质处理 由 计算轴的最小直径并加大3以考虑键槽的影响 查表8.6 取 则 4）轴的结构设计 （1）确定轴的结构方案右轴承从轴的右端装入，靠轴肩定位。左轴承从轴的左端装入，同时靠轴肩定位。采用单列圆锥滚子轴承，确定各轴段直径和长度。（2）确定各轴段直径和长度 1段 根据圆整（按GB4323-1984），并由和选择连轴器型号为连轴器，比毂孔长度短14mm作为1段长度。 2段 为使半连轴器定位，轴肩高度，孔倒角c取3mm（GB6403.4-86），且符合标准密封内径（JB/ZQ4606-86）。取端

12、盖宽度20mm，端盖外端面与半连轴器右端面25mm，同时考虑到方便轴承端盖的螺栓的拧紧，所以要适当加大2段长度。 3段 考虑圆螺母与垫圈的厚度，取,必须大于螺母螺纹高度。 4段 为使螺母与垫圈定位，轴肩高度，得，暂选轴承为滚动轴承32212，两轴承跨距必须取足够大，暂取。 5段 为使轴承定位，轴承紧靠轴肩，轴肩高度。 （3）确定轴承及齿轮作用力位置 查GB/T297-94，选轴承为滚动轴承30315。安装方式如图：（4）绘制轴的弯矩图和扭矩图 求轴承反力 U面 V面 求最大弯矩 U面 V面 合成弯矩 扭矩T 轴的受力图如下图所示 5）按弯扭合成强度校核轴的强度当量弯矩，取折合系数，则齿宽中点处

13、当量弯矩：轴的材料为45号钢，调质处理。由表8.2查得，由表8.9查得材料许用应力由式8-4得轴的计算应力为 6) 精确校核轴的疲劳强度（1）轴的细部结构设计圆角半径：各轴肩处圆角半径见装配图。键槽：齿轮、半连轴器与轴向固定采用A型平键联接，由和初选HL3型弹性柱销联轴器，按GB/T1096-2003半联轴器处的键为：。配合：参考现有设计图纸或设计手册、图册精加工方法：参考现有设计图纸或设计手册、图册(2)选择危险截面在装配图中可以看到各截面均有应力集中源，选择其中应力较大、应力较集中较严重的截面。计算危险截面工作应力截面弯矩：截面扭矩：抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面上弯曲应力：截面上扭剪应

14、力：弯曲应力副：弯曲平均应力：扭切应力：(3)确定轴材料机械性能查表8.2，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限碳钢材料特性系数：(4)确定综合影响系数轴肩圆角处有效应力集中系数，根据，由表8.9差值计算得 无配合和开槽影响尺寸系数，根据d由图8-12查得表面状况系数，根据，表面加工方法查图8-2得轴肩处综合影响系数为：(5)计算安全系数由表8.13取需用安全系数S1.5由式8-6 该轴满足强度要求疲劳强度安全2.中间轴设计与校核设计项目及说明结 果1） 绘制轴的布置简图2）计算作用在齿轮上的力转矩输出齿轮分度圆直径圆周力径向力轴向力3）初步估算轴的直径 选取45钢作为轴的材料，调质处理 由 计算轴的最

15、小直径并加大3以考虑键槽的影响 查表8.6 取 则 4）轴的结构设计 （1）确定各轴段直径和长度 1段 选取轴承型号为32009，同时考虑齿轮与箱壁的距离取、。 2段 ,。 3段 为使齿轮定位，齿轮紧靠轴肩，轴肩高度。 4段 为使齿轮定位，齿轮紧靠轴肩，轴肩高度。 5段 选取轴承型号为32009，同时考虑齿轮与箱壁的距离取、。5）绘制轴的弯矩图和扭矩图 求轴承反力 U面 V面 求弯矩 U面 V面 合成弯矩 扭矩T 轴的受力图如下图所示 6）按弯扭合成强度校核轴的强度当量弯矩，取折合系数，则齿宽中点处当量弯矩：轴的材料为45号钢，调质处理。由表8.2查得，由表8.9查得材料许用应力由式8-4得轴

16、的计算应力为 7 ) 精确校核轴的疲劳强度（1）选择危险截面在装配图中可以看到各截面均有应力集中源，选择其中应力较大、应力较集中较严重的截面。计算危险截面工作应力截面弯矩：截面扭矩：抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面上弯曲应力：截面上扭剪应力：弯曲应力副：弯曲平均应力：扭切应力：确定轴材料机械性能查表8.2，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限碳钢材料特性系数：（2） 确定综合影响系数（3） 计算安全系数由表8.13取需用安全系数S1.8由式8-6该轴满足强度要求选择A截面校核疲劳强度安全3.输出轴设计与校核设计项目及说明结 果1） 计算作用在齿轮上的力转矩输出轴上大齿轮分度圆直径圆周力径向力2） 初步估

17、算轴的直径选取45号钢作为轴的材料，调质处理 由式 计算轴的最小直径并加大3以考虑键槽的影响 查表 取A=110 则 根据圆整，根据GB/T297-95，暂选轴承为深沟球轴承6016，于是得。根据轴上的零件布置、安装和定位的需要，初定个轴段的直径及长度，其中轴颈、轴头结构尺寸与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。 如图减速器高速轴结构图3）.绘制轴的弯矩图和扭矩图求轴承反力H面V垂直面：弯矩合成弯矩扭矩轴的受力图如下图所示 4） 按弯扭合成强度校核轴的强度 当量弯矩，取折合系数，则齿宽中点处当量弯矩 轴的材料为45号钢，调质处理。由表8.2查得，由表8.9查得材料许用应力 由式8-4得轴的

18、计算应力为 5 ) 精确校核轴的疲劳强度(1)选择危险截面在装配图中可以看到各截面均有应力集中源，选择其中应力较大、应力较集中较严重的截面。(2)计算危险截面工作应力 截面弯矩：截面扭矩：抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面上弯曲应力：截面上扭剪应力：弯曲应力副：弯曲平均应力：扭切应力：(3)确定轴材料机械性能查表8.2，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限碳钢材料特性系数：(4)确定综合影响系数轴肩圆角处有效应力集中系数，根据，由表8.9差值计算得 配合处综合影响系数，根据，配合H7/k6由表8.11差值计算得键槽处有效应力集中系数，根据由表8.10差值计算得尺寸系数，根据d由图8-12查得表面状况系数，

19、根据，表面加工方法查图8-2得轴肩处综合影响系数为：键槽处综合影响系数为：同一截面如有两个以上得应力集中源，取其中较大得综合影响系数来计算安全系数，故按轴肩处取综合影响系数。(5)计算安全系数由表8.13取需用安全系数S1.8由式8-6该轴满足强度要求选择危险截面A 疲劳强度安全7.轴上键与联轴器的设计1.高速轴（1轴）上联轴器处和键选择与校核设计项目及说明结 果输入端（联轴器孔连接）1 选联轴器和键。由1轴工作转矩T1=149027Nm，工作转速n1=730r/min,以及最小允许轴径即外伸轴径，查GB/T5014-85，选弹性柱销连轴器型号为TL6连轴器，许用转矩T=1250Nm，许用转速

20、n=4000r/min。因T1T，n1n，故联轴器满足要求。选A型普通平键。d=50mm，L=88mm 查表GB/T1095-2003，选键：b=10mm， h=8mm ，L=60mm 2 键的强度较合。验算其挤压强度 ，查表得其许用挤压应力键的工作长度，则 联轴器：TL6A型普通平键满足挤压应力要求2.中间轴上齿轮处键设计与校核设计项目及说明结 果输入端（与大锥齿轮孔连接）1选A型普通平键。d=52mm，L=90mm 查表GB/T1095-2003，选键：b=14mm， h=10mm ，L=40mm 2键的强度较合。验算其挤压强度 ，查表得其许用挤压应力键的工作长度，则 输出端（与小圆柱齿轮

21、空孔连接）1选A型普通平键。d=66mm，L=67mm 查表GB/T1095-2003，选键：b=16mm， h=10mm ，L=86mm2.键的强度较合。验算其挤压强度 ，查表得其许用挤压应力键的工作长度，则 A型普通平键满足挤压应力要求A型普通平键满足挤压应力要求3.输出轴上齿轮处键和联轴器设计与校核设计项目及说明结 果输入端（与大圆柱齿轮空孔连接）1选A型普通平键。d=70mm，L=107mm 查表GB/T1095-2003，选键：b=25mm， h=14mm ，L=80mm 2键的强度较合。验算其挤压强度 ，查表得其许用挤压应力键的工作长度，则 输出端（联轴器孔连接）1选联轴器和键。由

22、3轴工作转矩T3=2509.299Nm，工作转速n3=51.063r/min,以及最小允许轴径即外伸轴径，查GB/T5014-85，选弹性柱销联轴器HL6，许用转T=3150Nm，矩许用转速n=2800r/min。因T3T，n3n，故联轴器满足要求。选A型普通平键。d=80mm，L=103mm查表GB/T1095-2003，选键：b=20mm， h=12mm ，L=95mm 3 键的强度较合。验算其挤压强度 ，查表得其许用挤压应力键的工作长度，则 为提高工作强度与安全可靠性，采用双键联接，180布置，按1.5 个键的强度校核则 B型普通平键单键满足挤压应力要求联轴器：HL6B型普通平键单键双键

23、满足挤压应力要求果轴结高速轴中间轴低速轴输入端d=32mm输入端d=52mm输出端d=52mm输入端d=88mm输出端d=70mm键型号、键数单A单A单A单A双A Mpa2647.1382.4824.5184.93联轴器型号TL6HL68.各组传动轴承设计1.第一对轴承的选用与校核设计项目及说明结 果轴承的选用与校核初选圆锥滚子轴承30315GB/T297-94，主要性能参数： 1）轴承支撑反力轴所受轴向力2）计算轴承派生轴向力 3）计算轴承所承受的轴向载荷 ，则 3） 计算轴承所受当量动载荷 轴承工作时有中等冲击，载荷系数 因，查表，故因，查表，故 4） 计算轴承寿命，按计算，取温度，故h滚

24、动轴承的润滑和密封 润滑方式选择 由，故选择脂润滑。密封：接触式密封。密封件为毡圈轴承32210满足十年寿命2.第二对轴承的选用与校核设计项目及说明结 果轴承的选用与校核初选圆锥滚子轴承32212GB/T297-94，主要性能参数： 1）轴承支撑反力轴所受轴向力2）计算轴承派生轴向力 3）计算轴承所承受的轴向载荷 ，则 5） 计算轴承所受当量动载荷 轴承工作时有中等冲击，载荷系数 因，查表，故因，查表，故 6） 计算轴承寿命，按计算，取温度，故滚动轴承的润滑和密封 润滑方式选择 由，故选择脂润滑。密封：接触式密封。密封件为毡圈轴承31310满足十年寿命3.第三对轴承的选用与校核设计项目及说明结

25、 果轴承的选用与校核初选深沟球轴承6018GB/T297-94，主要性能参数： 1）轴承支撑反力2）计算轴承派生轴向力 3）计算轴承所承受的轴向载荷 ，则 7） 计算轴承所受当量动载荷 轴承工作时有中等冲击，载荷系数 因，查表，故因，查表，故 8） 计算轴承寿命，按计算，取温度，故=24000h滚动轴承的润滑和密封 润滑方式选择 由，故选择脂润滑。密封：接触式密封。密封件为毡圈轴承6018满足十年寿命9.减速箱体设计设计项目及说明箱体结构尺寸1箱体壁厚11mm 箱盖壁厚11mm2. 箱座上部凸缘高度18mm箱盖凸缘厚度13.5mm箱座底凸缘厚22.5mm3. 地脚螺钉直径M244. 轴承连接螺

26、柱直径M185. 箱盖与箱座螺栓连接M166. 轴承端盖螺钉直径M127. 检查孔盖螺钉直径M108. 定位销直径12mm9. 轴承旁凸台半径24mm10. 凸台高度68mm11. 内箱壁至轴承内壁距离10mm12. 齿轮顶圆与箱壁距离31mm13. 箱座肋板厚10mm14. 通气孔选择M18X1.515. 油标选择杆式油标M2016. 放油孔及放油塞选择M20X1.517. 密封件选用毛毡密封18. 轴承选择脂润滑,所以每个轴承都有各挡油环10.感想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。同时也认识到了自己还有很多不足之处，为以后的学习提供了更好的动力。