機械設計鏈式運輸機課程設計

貴州理工學院機械設計課程設計貴州理工學院機械設計課程設計報告（機械工程學院）設 計 題 目： 鏈式運輸機 專 業(yè) 班 級： 指 導 教 師： 學 生 姓 名： 設 計 地 點： 第三實驗樓 設 計 日 期： 2017.7 目錄第一章 概述11.1課設設計的目的11.2課程設計的內(nèi)容1第二章 機械傳動裝置的總體設計22.1擬定傳動方案22.2選擇電動機22.2.1電動機類型和結構形式選擇22.3傳動比的確定與分配32.4計算傳動裝置的運動及動力參數(shù)42.4.1各軸轉速42.4.2各軸輸入功率P42.4.3各軸輸入轉矩T4第三章 減速器傳動件的設計53.1V帶的設計53.1.1.確定計算功率53.1.2.選擇V帶的帶型53.1.3確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速53.1.4確定中心距a，并選擇V帶的基準長度Ld53.2齒輪的設計63.2.1選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)63.2.2按齒面接觸疲勞強度設計73.2.3按齒根彎曲疲勞強度設計83.3軸的設計113.3.1聯(lián)軸器選擇113.3.2軸的設計計算11第四章 滾動軸承壽命校核與鍵連接設計164.1軸承校核164.2軸與齒輪鍵連接設計計算174.3軸與聯(lián)軸器鍵連接設計計算17第五章 減速器的密封與潤滑185.1減速器的密封185.2齒輪的潤滑185.2軸承的潤滑18第六章 減速器附件186.1油面指示器186.2通氣器196.3六角螺塞196.4窺視孔蓋196.5定位銷206.6啟蓋螺釘20第七章 減速器箱體主要結構尺寸20第八章 設計總結22參考文獻23機械設計課程設計任務書一、設計目的：1、通過機械設計課程設計，綜合運用機械設計課程和其他有關先修課程的理論和實際知識，使所學知識進一步鞏固、深化和發(fā)展。2、讓學生了解機械設計的基本過程、一般方法和設計思路，能夠初步根據(jù)要求進行傳動裝置的方案設計和主要傳動零件的設計，并繪制總裝配圖和主要零件工作圖。3、培養(yǎng)學生樹立正確的設計思想和分析問題、解決問題的能力。4、培養(yǎng)學生機械設計的基本技能，如：計算、繪圖、查閱設計資料與手冊，熟悉設計標準和規(guī)范等。5、為今后的畢業(yè)設計和工作打下良好的基礎。二、設計題目：鏈式運輸機傳動系統(tǒng)設計三、設計內(nèi)容：1、已知條件：1） 鏈式運輸機傳動系統(tǒng)示意圖： 方案六2）工作條件：運輸機工作時有輕微沖擊，單向運轉，兩班制工作，使用年限5年，每年250天，允許曳引鏈速度誤差為5%。3）原始數(shù)據(jù)：題號 數(shù) 據(jù) 12345678910曳引鏈拉力F(N)900095001000010500110001150012000122001250012800曳引鏈速度V(m/s)0.40.320.340.350.360.380.40.380.350.34曳引鏈鏈輪齒數(shù)Z8888888888曳引鏈鏈節(jié)距p(mm)80808080808080808080 2、設計內(nèi)容：完成傳動系統(tǒng)的結構設計，繪制傳動系統(tǒng)的裝配圖和主要零件工作圖，編寫設計說明書。三、設計任務及工作量要求：每個學生在規(guī)定的時間內(nèi)，完成整個設計，答辯并上交以下資料：1、減速器裝配圖一張（A1圖紙），采用手工繪圖。2、零件工作圖兩張（齒輪、軸各一張），采用計算機繪圖，圖號自選。3、設計計算說明書一份(封面及內(nèi)容書寫格式要規(guī)范)。注：所有資料裝入一個檔案袋，并在檔案袋封面填寫相關內(nèi)容。四、設計計劃及進度參考：本次課程設計大體可按以下幾個步驟及進度進行：1、設計準備閱讀設計任務書，明確設計要求，工作條件，內(nèi)容和步驟；通過參觀或減速器拆裝實驗，了解設計對象；閱讀有關資料，明確進行課程設計的方法，并初步擬定設計計劃。2、傳動裝置的總體設計分析和選定傳動裝置的方案（已給定）；選擇電動機；確定總傳動比分配和各級傳動比；計算各軸的轉速，轉矩和功率；畫傳動裝置方案簡圖。3、各級傳動零件的設計計算及裝配工作圖的結構設計（1）傳動零件的設計及幾何尺寸的計算。（2）軸的設計及強度計算（包括聯(lián)軸器的選擇和鍵的選擇）。（3）滾動軸承的選擇及強度校核。（4）箱體的設計及減速器附件設計（窺視孔蓋和窺視孔、放油螺塞、油標、通氣器、啟蓋螺釘、定位銷、吊環(huán)或吊鉤等）。（5）減速器的潤滑和密封。4、裝配圖的繪制。5、零件工作圖的繪制。6、編寫設計說明書。7、整理、檢查、修改設計資料，答辯、上交設計資料。五、主要參考文獻： 1、龍振宇主編. 機械設計. 北京：機械工業(yè)出版社，2002 2、汝元功，唐照民主編. 機械設計手冊. 北京：高等教育出版社，1995 3、機械設計課程設計指書等 4、六、設計計算說明書封面及內(nèi)容書寫格式規(guī)范：第一章 概述1.1課設設計的目的1、通過機械設計課程設計，綜合運用機械設計課程和其他有關先修課程的理論和實際知識，使所學知識進一步鞏固、深化和發(fā)展。2、讓學生了解機械設計的基本過程、一般方法和設計思路，能夠初步根據(jù)要求進行傳動裝置的方案設計和主要傳動零件的設計，并繪制總裝配圖和主要零件工作圖。3、培養(yǎng)學生樹立正確的設計思想和分析問題、解決問題的能力。4、培養(yǎng)學生機械設計的基本技能，如：計算、繪圖、查閱設計資料與手冊，熟悉設計標準和規(guī)范等。5、為今后的畢業(yè)設計和工作打下良好的基礎1.2課程設計的內(nèi)容 1、已知條件：（1）鏈式運輸機傳動系統(tǒng)示意圖：（2）工作條件：運輸機工作時有輕微沖擊，單向運轉，兩班制工作，使用年限5年，每年250天，允許曳引鏈速度誤差為5%。（3）原始數(shù)據(jù)：題號 數(shù) 據(jù) 9曳引鏈拉力F(N)12500曳引鏈速度V(m/s)0.35曳引鏈鏈輪齒數(shù)Z8曳引鏈鏈節(jié)距p(mm)80 2、設計內(nèi)容：完成傳動系統(tǒng)的結構設計，繪制傳動系統(tǒng)的裝配圖和主要零件工作圖，編寫設計說明書。第二章 機械傳動裝置的總體設計2.1擬定傳動方案傳動方案運動簡圖如圖2-1所示：2.2選擇電動機2.2.1電動機類型和結構形式選擇按工作要求選用籠型三相異步電動機，電壓380V（1）工作機機所需功率PW：（2）電動機輸出功率Pd式中，為電動機至工作機主動軸之間的總效率，即：其中，（3）確定電動機的額定功率Ped根據(jù)資料可選取2.3傳動比的確定與分配鏈輪分度圓直徑：卷筒軸的動作轉速： 表2-2可知，一級圓錐齒輪一級圓柱減速器一般傳動比為840，則符合這一范圍的同步轉速有750r/min,1000r/min,1500r/min.由于750r/min無特殊要求，不常用，故僅用1000r/min和1500r/min兩種方案進行比較。選用前者表2-1電動機型號額定功率（KW）同步轉速（r/min）滿載轉速（r/min）額定轉矩（KN/m）Y112M-6510009402.2總傳動比：查閱資料可知i1=2.5，i2=3.77，i3=3.14。其中：i1v帶傳動比；i2高速圓柱直齒齒輪傳動比；i3低速圓柱直齒齒輪傳動比。2.4計算傳動裝置的運動及動力參數(shù)2.4.1各軸轉速從上至下為軸，軸，軸，軸：軸：軸：2.4.2各軸輸入功率P2.4.3各軸輸入轉矩T第三章 減速器傳動件的設計3.1V帶的設計3.1.1.確定計算功率計算功率Pca是根據(jù)傳遞的功率P和帶的工作條件而確定的：公式中KA為工作情況系數(shù)，經(jīng)查資料取1.3.3.1.2.選擇V帶的帶型經(jīng)查資料選取V帶的帶型為B型。3.1.3確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速（1）初選小帶輪的基準直徑dd1經(jīng)查資料選取V帶小帶輪的基準直徑dd1=125mm（2）驗算帶速6.15m/s30m/s,故帶速合適。（3）計算大帶輪的基準經(jīng)圓整為355mm。3.1.4確定中心距a，并選擇V帶的基準長度Ld（1）初定中心距（2）計算相應的帶長選取基準長度。（3）計算中心距a及變動范圍傳動的實際中心距近似為則a=500+85=585mm。（4）考慮帶輪的制造誤差，帶長誤差，帶的彈性以及帶的松弛而產(chǎn)生的補充張緊的需要，常給出的中心距變動范圍如下：（5）驗算小帶輪上的包角1通常小帶輪上的包角小于打帶輪上的包角，得小帶輪包角1=157(6) 確定帶的根數(shù)z根據(jù)機械設計手冊選取包角修正系數(shù)K=0.95、帶長修正系數(shù)KL=0.97、基本額定功率P0為1.64，額定功率的增量P0=0.30.則選取V帶根數(shù)z=3(7)確定帶的初拉力F0可由下式確定：式中：m為單根v帶每米長度的質(zhì)量；取m=0.1kg/m 則(8)計算帶傳動的壓軸力Fp得FP=12817.4N 3.2齒輪的設計3.2.1選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)選用直齒圓柱齒輪，壓力角取20，選用7級精度，小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS。選取小齒輪齒數(shù)z1=24，則大齒輪齒數(shù)z2=243.77=90.48，取z2=91。3.2.2按齒面接觸疲勞強度設計1.計算小齒輪分度圓直徑，即根據(jù)機械設計手冊選取KHt=1.3、取齒寬系數(shù)d=1、取區(qū)域系數(shù)ZH=2.5、取彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2。又有查表得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa，計算應力循環(huán)次數(shù)：由表查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90、KHN2=0.95.取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，得取較小的為接觸疲勞許用應力，即2.小齒輪分度圓直徑（1）調(diào)整小齒輪分度圓直徑.圓周速度v.齒寬bb=dd1t=56.339mm（2）計算實際載荷系數(shù)KH查表得使用系數(shù)KA=1、動載系數(shù)KV=1.12。齒輪的圓周力查表得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2、齒向載荷分配系數(shù)KH=1.421。由此得到實際載荷系數(shù)KH=KAKVKK=11.121.21.421=1.91則可按實際載荷系數(shù)算得分度圓直徑3.2.3按齒根彎曲疲勞強度設計（1）計算模數(shù)，即根據(jù)手冊選取KFt=1.3，彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)計算，查表得齒形系數(shù)YFa1=2.65，YFa2=2.23、應力修正系數(shù)Ysa1=1.58，Ysa2=1.89，小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa，F(xiàn)lim2=380MPa，彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.88，彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.7。分錐角和，可得當量齒數(shù)，則故取0.0202（2）試算模數(shù)2）調(diào)整齒輪模數(shù)（1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 圓周速度v 齒寬 寬高比b/h（2）計算實際載荷系數(shù)KF 根據(jù)=1.08m/s，7級精度，查資料可得到動載系數(shù)KV=1.05 由查資料可得齒間載荷分配系數(shù)KF=1， KH=1.318，結合b/h=16.62，查資料的KF=1.35則載荷系數(shù)（3）齒輪模數(shù)對比計算結果，由齒面接觸強度疲勞計算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度計算的模數(shù)1.55，圓整為標準值2mm，按接觸疲勞強度計算得的分度圓直徑d1=64.048mm，算出小齒輪齒數(shù)z1=d1/m=64.048/2=32.0225取z1=33，則大齒輪齒數(shù)z2=uZ1=3.233=105.6，取z2=1064.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑（2）計算中心距（3）計算齒輪寬度考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬吧b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略微加寬5-10mm，即取b1=75mm，而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬，b2=b=66mm5.圓整中心距后的強度校核（1）齒面接觸疲勞強度校核減速器齒輪的破換形式為點蝕，故按齒面接觸疲勞強度檢核。按照上訴方法算得：KH=1.91，T1=52890Nmm，=1，d1=66mm，u=3.2，ZH=2.5ZE=189.8MPa1/2,=0.706:齒面接觸疲勞強度滿足要求，并且齒面接觸應力比標準齒輪有所下降。高速一級齒輪嚙合各參數(shù)如下表：表2-1小齒輪大齒輪齒數(shù)33110直徑d（mm）66212齒寬b（mm）7566模數(shù)（mm）2中心距a（mm）139材料40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS。低速一級齒輪嚙合各參數(shù)如下表：表2-2小齒輪大齒輪齒數(shù)z32101直徑d/mm80252齒寬B/mm8580模數(shù)m/mm3中心距a/mm166材料40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS。3.3軸的設計3.3.1聯(lián)軸器選擇1.類型選擇為了隔離振動與沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器2.載荷計算公稱轉矩T=552N/m3.型號選擇從GB4323-2002中查的LX3型的彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉矩為1250N/m，許用最大轉速為4750r/min,軸徑為30-48mm之間。3.3.2軸的設計計算本次設計設計的是裝有聯(lián)軸器的軸：(1)已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù)轉速n=79.4r/min；功率P=4.6kW；軸所傳遞的轉矩T=552000Nmm(2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表選用45調(diào)質(zhì)，許用彎曲應力為=60MPa(3)按扭轉強度概略計算軸的最小直徑 由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。dA03Pn=11234.679.4=43.3mm 由于最小軸段直徑截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7%dmin=1+0.0743.3=43.6mm 查表可知標準軸孔直徑為44mm故取dmin=44(4)確定軸的直徑和長度圖3-1 軸示意圖1)輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1，為了使所選的軸直徑d1與聯(lián)軸器孔徑相適應，故需選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩Tca = KAT，查表，考慮載荷變動微小，故取KA = 1.5，則:Tca=KAT=828Nm 按照聯(lián)軸器轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準GB T4323-2002或設計手冊，選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為44mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為112mm。選用普通平鍵，A型，bh = 128mm(GB T 1096-2003)，鍵長L=90mm。2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 47 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇角接觸軸承7210AC，其尺寸為dDB = 509020mm，故d34 = d78 = 50 mm。 軸承擋油環(huán)定位，由手冊上查得7210AC型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = 57 mm 3)取安裝齒輪處的軸段的直徑d67 = 57 mm；已知低速級大齒輪輪轂的寬度為b4 = 80 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l67 = 78 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d67 = 57 mm，故取h = 8 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 72 mm，取l56=10mm。 4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度t=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24，螺釘C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，則l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 24 - 20 -10 = 59 mm 5)取低速級大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離2 =12.5 mm， mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離3=15mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 10 mm，則l34= B+s1=20+22.5= 42.5 mml78= B+2+2=20+10+12.5+2= 44.5 mml45=b2+3+2+2.5-l56-s1=55+15+12.5+10+2.5-10-22.5= 62.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。表3-1軸段1234567直徑42475057725750長度1105942.562.5107844.5(5)軸的受力分析大齒輪所受的圓周力（d4為低速級大齒輪的分度圓直徑）Ft4=2Td4=2552000303=3643.5N大齒輪所受的徑向力Fr4=Ft4tancos=3643.5tan20cos12.3256=1363.6N大齒輪所受的軸向力Fa4=Ft4tan=3643.5tan12.3256=756.78N齒輪中點到軸承壓力中心距離l1=58.2mm，軸承壓力中心到齒輪中點距離l2=128.7mm，第一段中點到軸承壓力中心距離l3=140.3mm軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=Frl1+Fad2l1+l2=1363.658.2-756.78227.238258.2+128.7= -35NRBH=Fr-RAH=1363.6-35=1398.6N軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=Ftl1l1+l2=3643.558.258.2+128.7= 1133.13NRBV=Ftl2l1+l2=3643.5128.758.2+128.7=2506.7N軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=-352+1133.132=1133.67N軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=1398.62+2506.72=2870.2N計算彎矩在水平面上，軸截面A處所受彎矩：MAH=0Nm在水平面上，軸截面B處所受彎矩：MBH=0Nm在水平面上，軸截面C右側所受彎矩：MCH右=RAHl1=-3558.2=-2.037Nm在水平面上，軸截面C左側所受彎矩：MCH左=RAHl1-Fad2=-3558.2+756.78227.2382=84.Nm在水平面上，軸截面D處所受彎矩：MDH=0Nm在垂直面上，軸截面A處所受彎矩：MAV=0Nm在垂直面上，軸截面B處所受彎矩：MBV=0Nm在垂直面上，齒輪4所在軸截面C處所受彎矩：MCV=RBVl1=2506.758.2=145.89Nm在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：MDV=0Nm繪制合成彎矩圖截面A處合成彎矩彎矩：MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nm 截面B處合成彎矩：MB=0Nm截面C左側合成彎矩：MC左=MCH左2+MCV左2=842+145.892=163.74Nm截面C右側合成彎矩：MC右=MCH右2+MCV右2=-20372+1458892=204.2Nm截面D處合成彎矩：MD=0Nm繪制扭矩圖T=398894.35Nmm繪制當量彎矩圖 截面A處當量彎矩：MVA=MA+T2=0+0.6398894.352=239.337Nm截面B處當量彎矩：MVB=MB=0Nmm截面C左側當量彎矩：MVC左=MC左=163744Nmm截面C右側當量彎矩：MVC右=MC右2+T2=2042002+0.6398894.352=314.353Nm 截面D處當量彎矩：MVD=MD+T2=0+0.6398894.352=239.337Nm圖3-2 低速軸受力及彎矩圖(6)校核軸的強度因C彎矩大，且作用有轉矩，故C為危險剖面其抗彎截面系數(shù)為W=d332=57332=18172.06mm3抗扭截面系數(shù)為WT=d316=36344.13mm3最大彎曲應力為=MW=15.28MPa剪切應力為=TWT=10.98MPa按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當量應力為ca=2+42=20.18MPa查表得45調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應力-1b=60MPa，ca0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa軸承基本額定動載荷Cr=40.8kN，額定靜載荷C0r=30.5kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=10000h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=-352+1133.132=1133.6NFr2=RBH2+RBV2=1398.62+2506.72=2869.8NFd1=0.68Fr1=0.681133.6=770.8NFd2=0.68Fr2=0.682869.8=1951.5N由前面計算可知軸向力Fae=-756.8N由計算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。Fa1=Fae+Fd2=2708.3NFa2=Fd2=1951.5NFa1Fr1=1.387Fa2Fr2=0.68查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=0.411133.6+0.872708.3=2820.9NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=12869.8+01951.5=2869.8N取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式Lh=10660nftCrfpPr3=77665.4h10000h由此可知該軸承的工作壽命足夠。4.2軸與齒輪鍵連接設計計算選用A型鍵，查表得bh=16mm10mm（GB/T 1096-2003）,鍵長63mm。鍵的工作長度 l=L-b=47mm低速級大齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力p=4Thld=60MPap=120MPa4.3軸與聯(lián)軸器鍵連接設計計算選用A型鍵，查表得bh=12mm8mm（GB/T 1096-2003）,鍵長90mm。鍵的工作長度 l=L-b=78m