機械零件課程設(shè)計礦用鏈板輸送機傳動裝置設(shè)計

1、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： 專業(yè)班級： 機設(shè)04-4班組 數(shù)： 第 十 組設(shè) 計 者： 學(xué) 號： 日 期： 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29一、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；

2、（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13、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)： （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

3、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)速由原始數(shù)據(jù)可得主動星輪的直徑d=184.44,則=52r/min（2）功率 pw=fv=28×0.5=14kw2、電動機的功率（1）傳動裝置的總效率 由參考文獻查得： 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=1223345=0.9922×0.993×0.9

4、6×0.97×0.96=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&

5、#183;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=18.5×0.99218.5kw n1=n0=730r/min t1=9550p1/n1=9550×18.5/730=242.02n·m（3）軸2（中間軸） p2=p1·2·3=18.5×0.99×0.96=17.44kw

6、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 由參考文獻查得大、小齒輪材料均選用20cr，滲碳，淬火，硬度均為5662hrc. hlim=1

7、500mpa, flim=460mpa 查參考文獻查得,取sh=1,sf=1.1則 h1= kn1hlim/sh=0.9×1500=1350mpa h2= kn2hlim/sh=0.95×1500=1425mpa f1= kn1flim/sf=0.85×460/1.1=355.45mpa f2= kn2flim/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=1

8、5.902° 2= 90°-1=74.098° 取載荷系數(shù)k=1.5 由參考文獻查得de1=1951=1951×=93.4 大端模數(shù)m=de1/z1=4.45 查參考文獻查得，取m=4.5（3）齒輪參數(shù)計算 大端分度圓直徑d=zm=21×4.5=94.5 d=zm=74×4.5=333 齒頂圓直徑=94.5+2×4.5×cos15.902°=103.16 333+2×4.5×cos74.098°=335.47 齒根圓直徑=94.5-2.4×4.5×cos1

9、5.902°=84.11 =333-2.4×4.5×cos74.098°=330.04 取齒寬系數(shù) 外錐距73.5/2sin15.902°=134.13 齒寬40.24,取b=40 中點模數(shù)2.97 中點分度圓直徑62.48 220.15 當量齒數(shù)22,270 當量齒輪分度圓直徑 803.48 當量齒輪頂圓直徑70.71 809.22 當量齒輪根圓直徑61.05 755.02 當量齒輪傳動中心距434.23 當量齒輪基圓齒距 嚙合線長度=9.16 端面重合度 齒中部接觸線長度=17.06（4）驗算齒面接觸疲勞強度 由參考文獻查得： 取，代入各值

10、可得： 小齒輪=1087.34mpa<=1350mpa 大齒輪 =1299.24mpa<=1425mpa 故齒輪的齒面接觸疲勞強度滿足要求。（5）校核齒輪彎曲疲勞強度 由參考文獻查得： 式中查參考文獻得：，再由參考文獻查得 =0.25+0.75/1.05=0.968所以=307.02mpa<=355.45mpa=108.81mpa<=368mpa即齒輪的彎曲強度也滿足要求。2、閉式斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算1.選擇材料，確定齒輪的疲勞極限應(yīng)力1由參考文獻表16.2-60、表16.2-64及圖16.2-17、圖16.2-26選擇齒輪材料為：小齒輪：40cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度

11、為280hbs 7級精度。 =600mpa =500mpa大齒輪：45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為240hbs,二者硬度差為40hbs。 =550mpa =380mpa2按接觸強度，初步確定中心距，并初選主要參數(shù) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=570.38n·m 載荷系數(shù)取k=1.6 齒寬系數(shù)取=1 齒數(shù)比暫取=4 zh=2.433 材料的彈性影響系數(shù)=189.8 =0.78 =0.88=+ =1.66 接觸疲勞強度系數(shù)kn1=0.90 , kn2=0.95 取s=1 = kn1=0.9×600=540mpa = kn2 =0.95×550=522.5mpa=(+)/2=(540+

12、522.5)/2=531.25mpa應(yīng)力循環(huán)次數(shù)n1=60n1j=60×292×1×24000=4.2048× n2=4.2048×/4=1.0512×2.計算： 1小齒輪分度圓直徑 = =101.26mm 2圓周速度 v= 3> 齒寬b及模數(shù) =1×101.26 mm 由此可得：b/h= 4>計算縱向重合度 5>計算載荷系數(shù) 由已知條件：使用系數(shù)， 圓周速度v=1.5m/s 查參考文獻可得 故載荷系數(shù)為： 6> 校正分度圓直徑 =122.60mm 7>計算模數(shù) =4.96mm3. 按齒根彎曲強

13、度設(shè)計模數(shù) 1> 由已知條件可算得載荷系數(shù)k2> 由 查參考文獻得3> 計算當量齒數(shù) 4查齒型系數(shù) 5查應(yīng)力校正系數(shù)查得彎曲疲勞系數(shù)取s=1.46>并加以比較=故大齒輪數(shù)值大。4.設(shè)計計算 =3.53mm 故取=4mm 故取則5幾何尺寸計算1>計算中心距 圓整為299mm2>按圓整后的中心矩修正3>分度圓直徑4>計算齒面寬度圓整后取5>主要幾何尺寸 =4 =4.09 =29 =116 = 29×4.09=118.61 =116×4.09=474.44 =116.81+2×4=124.81 =474.44+2&#

14、215;4=482.44 =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，查參考文獻表12-1得材料的力學(xué)性能數(shù)據(jù)為： mpa mpa mpa（2）初步估算軸徑 由于材料為45鋼，查參考文獻表19.3-2選取a=112，則得： =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，主要尺寸已標出.（4）軸上受力分析（如圖4所示） 齒輪上的作用力圓周力：=7747n徑向力：=2711.769n軸向力：=772.58

15、4n 求軸承的支反力 水平面上支反力： 垂直面上支反力：=1115.37n =3827.14n（5）畫彎矩圖（如圖4） 剖面b處彎矩： 水平面上彎矩=604.27n·m 垂直面上彎矩 =163.25n·m 合成彎矩=625.93n·m 剖面c處彎矩：=24.17n·m（6）畫轉(zhuǎn)矩圖（如圖4） 242.02n·m（7）計算當量彎矩 因單向回轉(zhuǎn)，視轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，則=0.6 剖面b處當量彎矩 =642.55n·m 剖面c處當量彎矩 =147.21n·m（8）判斷危險剖面并驗算強度 剖面b處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，

16、故剖面b為危險剖面 =mpa=51.4mpa<59mpa 剖面c處直徑最小，為危險剖面 mpa=23.0mpa<mpa 所以該軸強度滿足要求。2、減速器中間軸2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，查參考文獻表12-1得材料的力學(xué)性能數(shù)據(jù)為： mpa mpa mpa（2）初步估算軸徑 =43.78 考慮安裝齒輪加鍵，需將其軸徑增加4%5%，故取軸的最小直徑為45（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 如圖5所示，主要尺寸已標出。（4）軸上受力分析（如圖6） 齒輪2上的作用力 齒輪2的受力與齒輪1大小相等，方向如圖6a所示: 圓周力：=7747n 徑向

17、力：772.584n 軸向力：2711.769n齒輪3上的作用力 圓周力：=9304.73n 徑向力：=3491.85n 軸向力：=2337.19n求軸承的支反力 水平面上支反力：=-（9304.73×907747×332）/454=3820.66n =(9304.73×3327747×90)/454=5268.59n垂直面上支反力： =(2711.769×220.15/2+772.584×364+3491.85×122-2337.19×122.60/2)/454=1899.68n =(2337.19×1

18、22.60/2+3491.85×332+772.584×90-2711.769×220.15/2)/454=2364.75n（5）畫彎矩圖（如圖6） 剖面d處彎矩： 水平面上：=122×5268.59×0.001=642.77n·m 垂直面上：=122×2364.75×0.001=288.50n·m =(122×2364.75-2337.19×122.60/2)×0.001 =145.23n·m 合成彎矩：=704.55n·m =658.97n·

19、m（6）畫轉(zhuǎn)矩圖（如圖6） =570.38n·m（7）計算當量彎矩 用剖面d處的最大合成彎矩計算當量彎矩： =783.27n·m（8）判斷危險剖面并驗算強度 剖面d處當量彎矩最大，為危險剖面： =56.54mpa<=59mpa 即該軸強度滿足要求。3、減速器低速軸3的設(shè)計（1）選擇材料： 查參考文獻表12-1選40cr合金鋼，調(diào)質(zhì)處理，=750mpa,=118mpa,=69mpa。（2）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 如圖7所示，主要尺寸已標出。（3）軸上受力分析（如圖8）齒輪4的作用力齒輪4的受力與齒輪3的受力大小相等，方向如圖8a所示圓周力：=9304.73n徑向力：=3941.8

20、5n軸向力：=2337.19n 求軸承的支反力水平面上：=9304.73×125/454=2561.88n =9304.73×329/454=6742.85n垂直面上：=(3491.85×125+2337.19×478.4/2)454=2192.81n =(3491.85×329-2337.19×478.4/2)/454=1299.04n（4）畫彎矩（如圖8） 剖面c處彎矩： 水平面上：=842.86n·m 垂直面上：=721.43n·m =(2192.81×329-2337.19×478.4/

21、2)×0.001=162.38n·m 最大合成彎矩： =1109.45n·m（5）畫轉(zhuǎn)矩圖（如圖8） =3076.20n·m（6）計算當量彎矩 剖面c處當量彎矩=2153.50n·m 剖面d處當量彎矩 =1845.72n·m（7）判斷危險剖面并驗算強度 c處當量彎矩最大，為危險剖面。 mpa=62.78mpa<69mpa d直徑最小，并受較大轉(zhuǎn)矩，為危險剖面 mpa=67.21mpa<=69mpa七、滾動軸承的選擇與壽命計算1、減速器高速軸滾動軸承的選擇與壽命計算（1）軸承的選擇 高速軸的軸承既受一定徑向載荷，同時還承受軸

22、向載荷，選用圓錐滾子軸承，初取d=55,由參考文獻查得，選用型號為30311，其主要參數(shù)有：d=55,d=120,cr=145kn,e=0.35,y=1.7。 查參考文獻得:當時，x=1，y=0；當時，x=0.4,y=1.7。（2）計算軸承受力（如圖9） 求軸承徑向載荷根據(jù)“軸的設(shè)計”中已算出的高速軸1的軸承支反力，有：=3765.79n=11972.02n 求軸承的軸向載荷軸承內(nèi)部軸向力fs,按參考文獻表14-13：=3765.79/2×1.7=1107.59n=11972.02/2×1.7=3521.18n軸承的軸向載荷： =4293.76n =3521.18n故：軸承

23、被“壓緊”. （3）求軸承的當量動載荷p 軸承:=4293.76/3756.79=1.140>e=0.35 查表14-12，=1.5 =1.5×(0.4×3765.79+1.7×4293.76)=13208.56n 軸承:=3521.18/11972.02=0.249<e=0.35 =1.5×11972.02=17958.03n 因軸承相同，且,故應(yīng)以作為軸承壽命計算的依據(jù)。（4）求軸承的實際壽命 已知滾子軸承=10/3 =24111h 根據(jù)設(shè)計條件，使用壽命十年，第年300天，每天8小時，則l=10×300×8=2400

24、0h 因，故所選軸承合適。2、減速器中間軸滾動軸承的選擇與壽命計算（1）軸承的選擇 中間軸的軸承也是既受一定徑向載荷，同時還承受軸向載荷，選用圓錐滾子軸承，初取d=50,由參考文獻表查得，選用型號為30310，其主要參數(shù)有：d=50,d=110,cr=122kn,e=0.35,y=1.7。 查參考文獻得:當時，x=1，y=0；當時，x=0.4,y=1.7。（2）計算軸承的受力（如圖10）求軸承的徑向載荷 根據(jù)“軸的設(shè)計”中已算出的中間軸軸承的支反力， =4266.88n =5774.95n 求軸承的軸向載荷軸承內(nèi)部軸向力fs,按參考文獻得： =4266.88/2×1.7=1254.9

25、6n =5774.95/2×1.7=1698.51n軸承的軸向載荷： 其中 2711.769-2337.19=374.58n 因，使軸承i被“壓緊”，故： =1698.51+374.58=2073.09n 1254.96n（3）求軸承的當量動載荷p 軸承：=2073.09/4266.88=0.49>e=0.35 =1.5×(0.4×4266.88+1.7×2073.09)=7846.51n 軸承：=1254.96/5774.95=0.22<e=0.35 1.5×5774.95=8662.43n 因軸承尺寸相同且,故應(yīng)以作為軸承壽命計

26、算的依據(jù)。（4）求軸承的實際壽命已知滾子軸承=10/3 =385063h>l=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。 查參考文獻表14-11：當時，x=1，y=0；當時，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： 3372.19n 6866.84n 求軸向載荷軸承內(nèi)部軸向力fs,按參考

27、文獻表14-13： 3372.19/2×1.4=1204.35n =6866.84/2×1.4=2452.44n 軸承的軸向載荷：其中 =2337.19n,因使得軸承被“壓緊”，故： =2452.44+2337.19=4789.63n =1204.35n（3）求軸承的當量動載荷 軸承:=4789.63/3372.19>e=1.42 查參考文獻表14-12，=1.5 1.5×(0.4×3372.19+1.4×4789.63)=12081.51n 軸承:=1204.35/6866.84=0.36<e=0.175 =1.5×68

28、66.84=10300.26n 因所選兩軸承相同，且，故應(yīng)以作為軸承壽命計算的依據(jù)。（4）求軸承的實際壽命 已知滾子軸承=10/3 =521877h>l=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15-1，計算轉(zhuǎn)矩為，由轉(zhuǎn)矩變化較小，查參考文獻表15-1有=1.5，又因=240.02n·m,所以=1.5×242.02=363.03n·m 根據(jù)=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=60,高速軸軸伸

29、直徑d=40,查參考文獻表22.5-37，選用型其公稱轉(zhuǎn)矩630n·m,許用轉(zhuǎn)速5000r/min,軸孔直徑范圍d=3048,孔長=82，=82，滿足聯(lián)接要求。 標記為:hl3聯(lián)軸器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15-1，計算轉(zhuǎn)矩為，依然查參考文獻表15-1有=1.5，此時t=3076.20n·m,所以=1.5×3076.20=4614.30n·m 根據(jù)=4614.30n·m小于公稱轉(zhuǎn)矩，=52r/min小于許用最高轉(zhuǎn)速及輸出軸軸伸直徑d=55,查參考文獻表22.5-37，

30、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=70110,孔長=82，=82，滿足聯(lián)接要求。 標記為:hl5聯(lián)軸器九、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，查參考文獻得=90mpa, 所以4×1000×242.02/40×8×58=52.16mpa<=90mp

31、a 故此鍵聯(lián)接強度足夠。2、小圓錐齒輪與高速軸1的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（gb1095-79），由d=30，查參考文獻表3.2-18得b×h=12×8,取鍵長l=50，即d=40,h=8,l=l-b=38,t=242.02n·m 由中等沖擊，查參考文獻得=90mpa, 所以4×1000×242.02/40×8×38=79.61mpa<=90mpa 故此鍵聯(lián)接強度足夠。3、大圓錐齒輪與中間軸2的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（gb1095-79），由d=46，查參考文獻表3.2-18得b×h=14×9,因

32、大圓錐齒輪齒寬60，故取鍵長l=50，即d=46,h=9,l=l-b=36,t=570.38n·m 由輕微沖擊，查參考文獻得=120mpa, 所以4×1000×570.38/46×9×36=153.08mpa>=120mpa 故采用雙鍵聯(lián)接4×1000×570.38/46×9×1.5×36=102<。4、小斜齒圓柱齒輪與中間軸2的鍵聯(lián)接 小斜齒圓柱齒輪與中間軸2的鍵聯(lián)接利用圓頭普通平鍵（gb1095-79） 由軸直徑d=50mm查參考文獻可得b×h=16×10,因

33、為小斜齒輪的齒寬為120mm,故可取鍵長l=100mm,則l=l-b=84mm由已知條件：輕微沖擊可查參考文獻知=120mpa=4×570.38/50×10×84=54.1mpa故鍵可滿足強度要求。5、大斜齒圓柱齒輪與低速軸3的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（gb1095-79），由d=70，查參考文獻表3.2-18得b×h=20×12,因大圓錐齒輪齒寬為125，故取鍵長l=100，即d=70,h=12,l=l-b=80,t=3076.20n·m 由輕微沖擊，查參考文獻得=120mpa, 所以4×1000×3076.20/70×12×80=163mpa>=100mpa 故采用雙鍵連接4×1000×3076.20/70×12×80×1.5=108<。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，查參考文獻得=120mpa, 所以4×1000×3076.20/55