機械畢業(yè)設(shè)計73礦用鏈板輸送機傳動裝置設(shè)計

機械零件 課程設(shè)計 設(shè) 計 說 明 書 院 系 ： 機械與動力工程學(xué)院 指導(dǎo)教師： 薛銅龍 專業(yè) 班級： 機設(shè) 04-4 班 組 數(shù)： 第 十 組 設(shè) 計 者： 張 天 成 學(xué) 號： 0403030230 日 期： 2007 年 7 月 16 號 2 河南理工大學(xué) 目 錄 一 設(shè)計任務(wù)書 3 二 傳動方案的擬定 4 三 電機的選擇 4 四 運動和動力參數(shù)的計算 5 五 傳動件的設(shè)計計算 6 六 軸的設(shè)計 13 七 滾動軸承的選擇與壽命計算 21 八 聯(lián)軸器的選擇 25 九 鍵聯(lián)接的選擇和驗算 26 十 箱體的設(shè)計 27 十一 減速器附件的設(shè)計 28 十二 潤滑和密封 28 十三 設(shè)計總結(jié) 28 參考文獻(xiàn) 29 3 一、設(shè)計任務(wù)書 礦用鏈板輸送機傳動裝置設(shè)計 1、設(shè)計條件： （ 1）機器用途：煤礦井下運煤； （ 2）工作情況：單向運輸，中等沖擊； （ 3）運動要求：輸送機運動誤差不超過 7%； （ 4）工作能力：儲備余量 15%； （ 5）使用壽命：十年，每年 300 天，每天 8 小時； （ 6）檢修周期：半年小修，一年大修； （ 7）生產(chǎn)批量：小批量生產(chǎn)； （ 8）制造廠型：礦務(wù)中心機廠，中小型機械廠； 2、輸送機簡圖：如圖 1 3、原始數(shù)據(jù)： 運輸機鏈條速度： 0.5m/s； 運輸機鏈條拉力： 28KN； 主動星輪齒數(shù)： 9； 主動星輪節(jié)距： 64mm； 4、設(shè)計任務(wù)： 4 （ 1）設(shè)計內(nèi)容：電動機選型傳動件設(shè)計減速器設(shè)計聯(lián)軸器選型設(shè)計； （ 2）設(shè)計工作量：裝配圖 1 張零件圖 2 張； 二、傳動方案的擬定 根據(jù)傳動裝置各部分的相對位置（如圖 1），綜合考慮工作機的性能要求、工作條件和可靠性， 以使結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、加工方便、成本低、傳動效率滿足要求等，選擇二級圓錐 -圓柱齒輪減速器，機構(gòu)運動簡圖如圖 2： 三、電機的選擇 1、計算運輸機主軸的轉(zhuǎn)速和功率 （ 1）轉(zhuǎn)速wn 由原始數(shù)據(jù)可得主動星輪的直徑 d=pz= 64 93.14=184.44 , 則wn=60 1000vzp= 6 0 1 0 0 0 0 .59 6 4=52r/min （ 2）功率wP 5 pw=Fv=28 0.5=14kw 2、電動機的功率 （ 1）傳動裝置的總效率 由參考文獻(xiàn)查得： 彈性聯(lián)軸器效率 1=0.992； 2； 滾動軸承效率 2=0.99； 3； 圓錐 齒輪傳動效率 3=0.96； 1； 圓柱 齒輪傳動效率 4=0.97； 1； 滑動軸承效率 5=0.96 1； 總效率 = 12 23 3 4 5=0.9922 0.993 0.96 0.97 0.96=0.85 （ 2）所需電動機的功率 Pr=Pw/ =14/0.85=16.47kw 故取 Ped =18.5kw. 3、選擇電動機的型號 根據(jù)工作條件：煤礦下運輸，應(yīng)選擇防爆電機。 Y系列籠型三相異步電動機，臥式封閉型電動機。 查參考文獻(xiàn)選擇電動機的型號為 Y225S-8，額定功率 18.5kw，滿載轉(zhuǎn)速 730r/min,電動機軸伸直徑 60mm。 四、運動和動力參數(shù)的計算 1、分配傳動比 （ 1）總傳動比： i=730/52=14.04 （ 2）各級傳動比： 直齒圓錐齒輪（高速級）傳動比 i1=0.25i=3.51 斜齒圓柱齒輪（低速級）傳動比 i2=4 （ 3）實際總傳動比 i =i1 i2=3.51 4=14.04， 故傳動比滿足要求。 2、運動和動力參數(shù)計算（各軸標(biāo)號見圖 2） （ 1）軸 0（電動機軸） P0=Ped=18.5kw n0=730r/min T0=9550 18.5/730=242.02N m （ 2）軸 1（高速軸） P1=P0 1=18.5 0.992 18.5kw n1=n0=730r/min T1=9550P1/n1=9550 18.5/730=242.02N m 6 （ 3）軸 2（中間軸） P2=P1 2 3=18.5 0.99 0.96=17.44kw n2=n1/i1=730/3.51=292r/min T2=9550P2/n2=9550 17.44/292=570.38N m （ 4）軸 3（低速軸） P3=P2 2 4=17.44 0.99 0.97=16.75kw n3=n2/i2=292/4=52r/min T3=9550P3/n3=9550 16.75/52=3076.20N m 五、傳動件的設(shè)計計算 1、閉式直齒圓錐齒輪傳動的設(shè)計計算 （ 1）選擇齒輪材料，確定許用應(yīng)力 由參考文獻(xiàn) 查得 大、 小齒輪材料 均 選用 20Cr， 滲碳，淬火， 硬度均為 56 62HRC. Hlim=1500MPa, Flim=460MPa 查參考文獻(xiàn) 查得 ,取 SH=1,SF=1.1則 H1= KN1 Hlim/SH=0.9 1500=1350MPa H2= KN2 Hlim/SH=0.95 1500=1425MPa F1= KN1 Flim/SF=0.85 460/1.1=355.45MPa F2= KN2 Flim/SF=0.88 460/1.1=368MPa （ 2）按齒面接觸強度設(shè)計小齒輪的大端模數(shù) 取齒數(shù) Z1=21，則 Z2=Z1 i12=21 3.51=73.71取 Z2=74 實際齒數(shù)比 =Z2/Z1=3.52 分錐角 1= arctan 13.51=15.902 2= 90 - 1=74.098 取載荷系數(shù) K=1.5 由參考文獻(xiàn) 查得 de1 =19512113 HKT=1951 322 .9 2 4 2 .0 23 .5 1 1 3 5 0=93.4 大端模數(shù) me=de1 /Z1=4.45 7 查參考文獻(xiàn) 查得， 取 me=4.5 （ 3）齒輪參數(shù)計算 大端分度圓直徑 d1e=z1 me=21 4.5=94.5 d2e=z2 me=74 4.5=333 齒頂圓直徑111 co s2 eeae mdd =94.5+2 4.5 cos15.902 =103.16 222 co s2 eeae mdd333+2 4.5 cos74.098 =335.47 齒根圓直徑111 c o s4.2 eefe mdd =94.5-2.4 4.5 cos15.902 =84.11 222 c o s4.2 eefe mdd =333-2.4 4.5 cos74.098 =330.04 取齒寬系數(shù) 3.0R 外錐距 11 sin2/ ee dR73.5/2sin15.902 =134.13 齒寬 ReRb 40.24 ,取 b=40 中點模數(shù) )5.01(Rem mm 2.97 中點分度圓直徑 )5.01(11 Rem dd 62.48 )5.01(22 Rem dd 220.15 當(dāng)量齒數(shù) 111 cos ZZ v22, 222 cos ZZ v270 當(dāng)量齒輪分度圓直徑 2 2111 3 . 5 1 16 2 . 4 8 6 4 . 9 73 . 5 1vmdd 122 vv dd 803.48 當(dāng)量齒輪頂圓直徑 mvva mdd 21170.71 222v a v md m 809.22 當(dāng)量齒輪根圓直徑 20c o sc o s111 vvvb ddd 61.05 20c o sc o s222 vvvb ddd 755.02 8 當(dāng)量齒輪傳動中心距 )(21 21 vvv dda434.23 當(dāng)量齒輪基圓齒距 c o s 3 . 1 4 2 . 9 7 c o s 2 0 8 . 7 7v b mpm o 嚙合線長度vtvvbvavbvav addddg s i n)(21 22222121 =9.16 端面重合度 9 . 1 6 1 . 0 58 . 7 7vv vbgp 齒中部接觸線長度vvbmbl 12 =17.06 （ 4）驗算齒面接觸疲勞強度 由參考文獻(xiàn) 查 得： 1)5.01(1212211 ReEH bdKTZZ 取 MPaZ E 8.189 ， 88.0Z ，代入各值可得： 小齒輪 21 222 . 9 2 4 2 . 0 2 3 . 5 1 11 2 1 1 8 9 . 8 0 . 8 84 0 9 3 . 4 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 3 . 5 1H =1087.34MPa 齒寬 b及模數(shù)ntm1dtbd =1 101.26 mm 11c o s1 0 1 . 2 6 c o s 1 4244 . 0 9tntdmzog2.259.21 nthm由此可得： b/h=1 0 1 .2 6 1 0 .9 99 .2 1 4計算縱向重合度10 . 3 1 8 t a n0 . 3 1 8 1 2 4 t a n 1 41 . 9 0 3d z o 5計算載荷系數(shù) 由已知條件： 使用 系數(shù) 1.5Ak ， 圓周速度 v=1.5m/s 查參考文獻(xiàn)可得 1.1vk 1.436Hk 1.37Fk 1 .2FHkk故載荷系數(shù)為：A V H Hk k k k k1 . 5 1 . 1 1 . 2 1 . 4 3 62 . 8 4 6 校正分度圓直徑 11 3311 2 . 8 41 0 1 . 2 6 1 . 6ttkddk =122.60mm 7計算模數(shù)nm11co sndm z =1 2 2 .6 0 c o s 1 424 o=4.96mm 3. 按齒根彎曲強度設(shè)計 模數(shù) 223 212 c o sF a s an dFk T Y YYmz g1 由已知條件可算得載荷系數(shù) k 1 . 5 1 . 1 1 . 2 1 . 3 72 . 7 1A V F Fk k k k k 2 由 1.903 查參考文獻(xiàn)得 0.88Y 3 計算當(dāng)量齒數(shù) 11 3322 3324 2 6 . 2 7c o s c o s 1 496 1 0 5 . 1 0c o s c o s 1 4VVZZ oo4 查齒型系數(shù) 122.5922.18FaFaYY5查應(yīng)力校正系數(shù) 121.5961.794SaSaYY查得彎曲疲勞系數(shù) 120 . 8 5 , 0 . 8 8F N F NKK取 S=1.4 1 l i m 112 l i m 220 . 8 5 5 0 0 3 0 3 . 5 71 . 40 . 8 8 3 8 0 2 3 8 . 8 61 . 4F N FFF N FFK M P aSK M P aS 12 6 Fa SaFYY并加以比較 111Fa SaFYY= 2 . 5 9 2 1 . 5 9 6 0 . 0 1 3 6 33 0 3 . 5 7 222 2 . 1 8 1 . 7 9 4 0 . 0 1 6 3 72 3 8 . 8 6F a S aFYY 故大齒輪數(shù)值大。 4.設(shè)計計算 323 22 2 . 7 1 5 7 0 . 3 8 1 0 0 . 8 8 c o s 1 4 0 . 0 1 6 3 71 2 4 1 . 6 6nm o=3.53mm 故取nm=4mm 11 c o s 1 2 2 . 6 c o s 1 4 2 9 . 7 34ndm o 故取 1 29 則2 2 1 4 2 9 1 1 6Z i Z g5幾何尺寸計算 1計算中心距 122 c o s2 9 1 1 6 42 c o s 1 42 9 8 .9nZ Z mammo 圓整為 299mm 2按圓整后的中心矩修正 12a r c c o s22 9 1 1 6 4a r c c o s2 2 9 91 4 5 3 6nZ Z ma o3分度圓直徑 11 2 9 4 1 1 9 . 6c o s c o s 1 4 5 3 6nZmd m m o22 1 1 6 4 4 7 8 . 4c o s c o s 1 4 5 3 6nZmd m m o 13 4計算齒面寬度 1 1 1 1 9 . 6 1 1 9 . 6b d d m m g圓整后取211 2 0 , 1 2 5B m m B m m5主要幾何尺寸 nm=4 tm=4.09 1Z =29 2Z =116 =14 536 o tmZd 1129 4.09=118.61 tmZd 22 =116 4.09=474.44 aa hdd 211 =116.81+2 4=124.81 aa hdd 222 =474.44+2 4=482.44 )(21 21 dda =0.5 (118.61+474.44)=299 六、軸的設(shè)計 1、減速器高速軸 1的設(shè)計 （ 1）選擇材料 由于傳遞中小功率，轉(zhuǎn)速不太高，故選用 45 優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，查參考文獻(xiàn)表 12-1得材料的力學(xué) 性能數(shù)據(jù)為： 650bMPa 980 bMPa 591 bMPa （ 2）初步估算軸徑 由于材料為 45 鋼，查參考文獻(xiàn)表 19.3-2選取 A=112，則得： 3 31m i n11 8 . 5112730PdAn =32.90 考慮裝聯(lián)軸器加鍵需將其軸徑增加 4% 5%，故取軸的最小直徑為 35 （ 3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 如圖 3所示，主要尺寸已標(biāo)出 . 14 （ 4）軸上受力分析（如圖 4所示） 齒輪上的作用力 圓周力： 31 1 1 1 12 / 2 / ( 1 0 . 5 ) 2 2 4 2 . 0 2 / 7 3 . 5 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 1 0t m aF T d T d =7747N 徑向力：1 1 1t a n c o s 7 7 4 7 t a n 2 0 c o s 1 5 . 9rtFF oo=2711.769N 軸向力：1 1 1t a n s i n 7 7 4 7 t a n 2 0 s i n 1 5 . 9atFF oo=772.584N 求軸承的支反力 水平面上支反力：1 78 7 7 4 7 7 8 3 5 9 6 . 8 21 6 8 1 6 8tRA FFN 1 ( 7 8 1 6 8 ) 7 7 4 7 2 4 6 1 1 3 4 3 . 8 21 6 8 1 6 8tRB F 垂直面上支反力： 111 6 2 . 4 8( 7 8 ) / 1 6 8 ( 7 7 2 . 5 8 4 2 7 1 1 . 7 6 9 7 8 ) / 1 6 822mR A a rdF F F =1115.37N 111 6 2 . 4 8 ( 7 8 1 6 8 ) / 1 6 8 ( 7 7 2 . 5 8 4 2 7 1 1 . 7 6 9 2 4 6 ) / 1 6 8mR B a rdF F F =3827.14N （ 5）畫彎矩圖（如圖 4） 剖面 B處彎矩： 水平面上彎矩 331 1 6 8 1 0 1 6 8 3 5 9 6 . 8 2 1 0B R AMF =604.27N m 垂直面上彎矩 33121 6 2 . 4 8(1 6 8 ) 1 0 (1 6 8 1 1 1 5 . 3 7 7 7 2 . 5 8 4 ) 1 022mB R A a dM F F =163.25N m 合成彎矩 222 1 BBB MMM =625.93N m 剖面 C處彎矩： 3311 6 2 . 4 81 0 7 7 2 . 5 8 4 1 022mca dMF =24.17N m （ 6）畫轉(zhuǎn)矩圖（如圖 4） 1T 242.02N m 15 （ 7）計算當(dāng)量彎矩 因單向回轉(zhuǎn)，視轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，bb / 01 ，則 98/59 =0.6 剖面 B處當(dāng)量彎矩 2 2 2 21( ) 6 2 5 . 9 3 ( 0 . 6 2 4 2 . 0 2 )BBM M T =642.55N m 剖面 C處當(dāng)量彎矩 2 2 2 21( ) 2 4 . 1 7 ( 0 . 6 2 4 2 . 0 2 )ccM M T =147.21N m （ 8）判斷危險剖面并驗算強度 剖面 B處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，故剖面 B為危險剖面 31.0 dM Be = 33642.55 100.1 50 MPa=51.4MPae=0.35 查表 14-12， Pf =1.5 )(11 A RP YFXFfP =1.5 (0.4 3765.79+1.7 4293.76)=13208.56N 軸承 :2/ RA FF=3521.18/11972.02=0.249e=0.35 1 1 1()P R AP f X F Y F=1.5 (0.4 4266.88+1.7 2073.09)=7846.51N 軸承： 22 / RA FF =1254.96/5774.95=0.22L=24000h 故所選軸承滿足要求。 3、減速器低速軸滾動軸承的選擇與壽命計算 （ 1）軸承的選擇 根據(jù)受力要求，軸承將承受較大的徑向力和軸向力，選取圓錐滾子 軸承，由參考文獻(xiàn)表 15-3 選 用 型 號 為 30213 ， 其 主 要 參 數(shù) 為 ： d=65 ,D=120 ,Cr=112KN,e=0.42,Y=1.4。 查參考文獻(xiàn)表 14-11：當(dāng) eFF RA / 時， X=1， Y=0；當(dāng) eFF RA / 時， X=0.4,Y=1.4 （ 2）計算軸承受力（如圖 11） 求軸向載荷 根據(jù)“軸 的設(shè)計”中已算出的低速軸 3 的軸的支反力： 2 2 2 21 2 5 6 1 . 8 8 2 1 9 2 . 8 1R R A R AF F F 3372.19N 2 2 2 22 6 7 4 2 . 8 5 1 2 9 9 . 0 4R R B R BF F F 6866.84N 求軸向載荷 軸承內(nèi)部軸向力 Fs,按參考文獻(xiàn)表 14-13： 25 YFFRS 2/113372.19/2 1.4=1204.35N YFFRS 2/22 =6866.84/2 1.4=2452.44N 軸承的軸向載荷： 其中 3aA FF =2337.19N,因12 SAS FFF 使得軸承被“壓緊”，故： ASA FFF 21=2452.44+2337.19=4789.63N 21ASFF=1204.35N （ 3）求軸承的當(dāng)量動載荷 軸承 : 11 / RA FF =4789.63/3372.19e=1.42 查參考文獻(xiàn)表 14-12， Pf =1.5 )( 111 ARP YFXFfP 1.5 (0.4 3372.19+1.4 4789.63)=12081.51N 軸承 : 22 / RA FF =1204.35/6866.84=0.36L=24000h 即所選軸承滿足使用要求。 八、聯(lián)軸器的選擇 1、輸入端聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)工作情況要求，決定高速軸 1與電動機軸之間選用彈性柱銷聯(lián)軸器。按參考文獻(xiàn) 15-1，計算轉(zhuǎn)矩為 TKTAC ，由轉(zhuǎn)矩變化較小，查參考文獻(xiàn)表 15-1有 AK =1.5，又因0TT=240.02N m,所以CT=1.5 242.02=363.03N m 根據(jù)CT=363.03N m小于公稱轉(zhuǎn)矩， n=730r/min小于許用轉(zhuǎn)速及電動機軸伸直徑0d=60 ,高速軸軸伸直徑 d=40 ,查參 考文獻(xiàn)表 22.5-37，選用3L型其公稱轉(zhuǎn)矩630N m,許用轉(zhuǎn)速 5000r/min,軸孔直徑范圍 d=30 48 ,孔長 1L =82， 2L =82， 26 滿足聯(lián)接要求。 標(biāo)記為 :HL3 聯(lián)軸器 4 0 8 2 / 5 0 1 4 1 9 8 56 0 8 2YA G B TYA 2、輸出端聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)工作情況要求，決定低速軸 3 與運輸機主軸之間也選用彈性柱銷聯(lián)軸器。按參考文獻(xiàn) 15-1，計算轉(zhuǎn)矩為 TKTAC ，依然查參考文獻(xiàn)表 15-1有 AK =1.5，此時T=3076.20N m,所以CT=1.5 3076.20=4614.30N m 根據(jù)CT=4614.30N m 小于公稱轉(zhuǎn)矩， 4nn =52r/min 小于許用最高轉(zhuǎn)速及輸出軸軸伸直徑 d=55 ,查參考文獻(xiàn)表 22.5-37，選用 LH7 型其公稱轉(zhuǎn)矩 6300N m,許用轉(zhuǎn)速 2240r/min,軸孔直徑范圍 d=70 110 ,孔長 1L =82 ， 2L =82 ，滿足聯(lián)接要求。 標(biāo)記為 :HL5 聯(lián)軸器 5 5 8 2 / 5 0 1 4 1 9 8 55 5 8 2YA G B TYA 九、鍵聯(lián)接的選擇和驗算 1、聯(lián)軸器與高速軸軸伸的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（ GB1095-79），由 d=40 ，查參考文獻(xiàn)表 3.2-18 得 b h=12 8,因半聯(lián)軸器長 82 ，故取鍵長 L=70 ，即 d=40 ,h=8 ,l=L-b=58 ,T=242.02N m 由中等沖擊，查參考文獻(xiàn)得 P =90MPa, 所以 dhlTP /4 4 1000 242.02/40 8 58=52.16MPa P =120MPa 故采用雙鍵聯(lián)接 4 / P T dhl 4 1000 570.38/46 9 1.5 36=102 P =100MPa 故采用雙鍵連接 4 / P T dhl 4 1000 3076.20/70 12 80 1.5=108 P 。 6、輸出端與聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（ GB1095-79），由 d=55，查參考文獻(xiàn)表 3.2-18得 b h=16 10,因半聯(lián)軸器長 82 ，故取鍵長 L=70 ，即 d=55 ,h=10 ,l=L-b=54 ,T=3076.20N m 由輕微沖擊，查參考文獻(xiàn)得 P =120MPa, 所以 dhlTP /4 4 1000 3076.20/55 10 54=115.36MPa P =120MPa 故此鍵聯(lián)接強度足夠。 十、箱體的設(shè)計 箱體是減速器中所有零件基基座，必須保證足夠的強度和剛度，及良好的加工性能， 28 便于裝拆和維修，箱體由箱座和箱蓋兩部分組成，均采用 HT200 鑄造而成，具體形狀及尺寸見裝配圖。 十一、減速器附 件的設(shè)計 （ 1）檢查孔： 為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱體內(nèi)注入潤