設(shè)計鏈板式輸送機傳動裝置

1.1電動機的選擇及運動參數(shù)計算 8 1.3傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 9 2帶傳動的設(shè)計 113齒輪的設(shè)計 13輪的設(shè)計 13 輪的設(shè)計 20 4軸的設(shè)計 26.1高速軸設(shè)計 26.2低速軸設(shè)計 33 5滾動軸承的校核計算 455.1高速軸的滾動軸承校核計算 455.2中間軸滾動軸承的校核計算 475.3低速軸滾動軸承校核計算 496平鍵聯(lián)接的選用和計算 516.1輸入軸上平鍵聯(lián)接的強度計算 516.2中間軸上鍵聯(lián)接的強度計算 526.3輸出軸上的兩個平鍵的強度計算 527聯(lián)軸器的選擇及計算 538潤滑方式及密封的選擇 53C 9箱體及其附件設(shè)計計算 53參考文獻 60設(shè)計計算過程重要數(shù)據(jù)結(jié)果設(shè)計任務(wù)：設(shè)計鏈板式輸送機傳動裝置1所示)：輸送鏈拉力輸送鏈速度驅(qū)動鏈輪直徑F/NV(m/s)D/mm1.1400連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，使用期限為10年(每年300天)，單件小批量生產(chǎn)，兩班制工作，鏈速允許誤差為±一電動機的選擇(1)選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式：(2)電動機功率的選擇：1)工作機所需要的有效功率為：P=3.85KWn=0.757P=Fv=3500×1.1W=3.85KW2)傳動裝置與工作機構(gòu)的總效率n，傳動裝置為串聯(lián)，總效率n等于各傳動效率和軸承、聯(lián)軸器效率的連乘積，即n=n2nn3.n.n=0.9620.990.993×0.95×0.90=0.75712345得:閉式圓柱斜齒輪傳動(油潤滑)n=0.96,聯(lián)軸器為彈性聯(lián)軸器，n=0.99，233)電動機所需輸出的功率為：P=P/nKW=KW=5.09d0.757(3)電動機轉(zhuǎn)速的確定：wD400i=27.4I52.55iIIP=5.09KWdwi=18.27軸外伸率比1Y132S-42Y132M2-61雙級圓柱斜齒輪減速器高速級的傳動比i7.4i=0.25=0.25=3.425i21i===413Y132M2-6三相i=212i=3.153i=21i=2.92ii2.9(1)各軸的轉(zhuǎn)速計算：電動機軸轉(zhuǎn)速:n=n=960r/min0m高速軸轉(zhuǎn)速:n=n/i=960/2=480r/min101n=960r/min0n=480r/min1n=165.52r/min2n=52.55r/min3中間軸轉(zhuǎn)速:n=n/i=480/2.9=165.52r/min212低速軸轉(zhuǎn)速:n=n/i=165.52/3.15=52.55r/min323鏈輪軸轉(zhuǎn)速:n=n=52.55r/min43(2)各軸的輸入功率計算：11中間軸2的輸入功率：1P0KW2P37KW3P8KW4PKW5P=Pnn=4.84×0.96×0.991P=Pnn=4.60×0.96×0.99321WP=Pnn=4.37×0.99×0.99KW=4.28KW4323P=Pn=4.28×0.9KW=3.85KW545(3)各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算：1P4.6T=95502=9550103N.mm=265.41103N.mmP4.62T=89130N.mm1T=265410N.mm23T=777810N.mm4P4.37T=95503=9550103N.mm==794.17103N.mmP4.373P4.28T=95504=9550103N.mm==777.81103N.mmP4.28n52.554傳動比i122352.554.28777.81二帶傳動的設(shè)計.確定計算功率PAca0d1d1(2)驗算帶速VV=d10=ms=7.03msd21d1d=140mmd=280mmd(1)由經(jīng)驗式0.7(d+d)a2(d+d)得d1d20d1d200(2)計算帶所需的基準長度d57.357.357.357.3d002d1d24a0dLL16001669.2a必a+dd0=500+mm=465.4mm022mind1maxd5.驗算小帶輪上的包角a1121a465.4rd100010aLr00aLP6.05Z=ca==3.69P.64r7.計算單根V帶的初拉力的最小值(F)0minminKZvca0.9647.03a8.計算壓軸力Fp小值(F)=2Z(F)sin1=24177.51sinN=1404Npmin0min22輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計三齒輪的設(shè)計z1z2(1)按傳動裝置的設(shè)計方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。(2)輸送機為一般工作機械，速度不高，由資料[2]表10-8可知，選用7i122122n由于齒輪傳動為閉式，按接觸疲勞強度設(shè)計，彎曲疲勞強度校核。由設(shè)計計算公式(由資料[1]10-9a)計算1)試選載荷系數(shù)K=1.6；tH3)由資料[1]圖10-26查得c=0.78，c=0.88a1a2aa1a24)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩1d16)確定彈性影響系數(shù)：由資料表10-6可知Z=189.8MP2EanjL1hi2.92取接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.99HN110)計算疲勞許用應(yīng)力H1SH2SH22a2K=1.05HN2(2)計算：1)計算小齒輪分度圓直徑dV=m11=m/s=1.31m/s3)計算齒寬b及模數(shù)md1tm=1t=mm=1.80mmntZ281b53==13.094)計算縱向重合度cd15)計算載荷系數(shù)KAAV3取K=K=1.2HFFnAVHH6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑d=dd=d=52.25×3=54.20mm11t3K1.6t圓整d=55mm17)計算模數(shù)mnm=1nz281取標準值m=2mmnKFYYY=tFS[]FbmcFn(1)確定公式內(nèi)的各計算值1)確定彎曲強度載荷系數(shù)：K=KKKK=1×1.05×1.2×1.5=1.89AVFFZ=31.07Z=89.88td5513)計算當量齒數(shù)：Z81FF4)螺旋角影響系數(shù)YbY25SY=1.78S由c=2.386查資料[1]圖10-28得Y=0.75bb(2)計算由資料[1]圖10-18得K=0.90K=0.99FNFN12取安全系數(shù)S=1.5FFFaMPa=363MPaF1F2nana12(1)計算中心距(2)按圓整后的中心距修正螺旋角12F1F212an2113(3)計算大小齒輪分度圓直徑12212(4)計算齒輪寬度d121(5)齒輪傳動的幾何尺寸歸于下表3-1aimnanatZhahf小齒輪大齒輪dadfddbxnB0左0右輪轂處直徑D1輪轂軸向長l板孔分布直徑D01n01221Z=30Z=9534(二)第二對高速級圓柱斜齒輪的設(shè)計：(1)按傳動裝置的設(shè)計方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。334334n由于齒輪傳動為閉式，按接觸疲勞強度設(shè)計，彎曲疲勞強度校核。由設(shè)計計算公式(由資料[1]10-9a)計算1)試選載荷系數(shù)K=1.6；tHa1a234aa1a24)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩P4.6T=95502=9550人人103N?mm=265.41人103N?mm2d1Ea (=600MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限(=550MPaHlim3Hlim48)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60nj.L=60×165.52×1×8×300×10×2=4.77×10832h4i3.1539)由資料[1]圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)K=1.07HN310)計算疲勞許用應(yīng)力K=1.13HN4H1S[(]=KHN4(Hlim4=1.13×550=565MPaH4SH22a2(3)計算：1)計算小齒輪分度圓直徑d[(H[(H[(H34]=603.5MPa2.61V=m113)計算齒寬b及模數(shù)md1tntZ301b744)計算縱向重合度d=75mm1nd15)計算載荷系數(shù)KAAVHF由資料[1]表10-4K=1.426HFAVHHm=2.5mmnK1.728d=d=73.02×3=74.92mm11t3K1.6t圓整d=75mm17)計算模數(shù)mnm=1=nz301Z=33.29取標準值m=2.5mmnKFYYY=tFaSa[]FbmFna(1)確定公式內(nèi)的各計算值1)確定彎曲強度載荷系數(shù)：AVFaFtd7513)計算當量齒數(shù)：Z30Z=3=Z30V3cos3cos315.3。Z=Z=4==105.41小斜齒輪的齒形系數(shù)YF大斜齒輪的齒形系數(shù)YF4)螺旋角影響系數(shù)YY65SY=1.79S(2)計算由資料[1]圖10-18得K=0.88K=0.95FNFN34取安全系數(shù)S=1.5FF3F4FE3FE434aaMPaaMPaFF4S1.5F裝=F4nanaMPa＝113.63MPa＝109.6912則m=2.5mmd=75mmn1sZ=1==28.94n34334(1)計算中心距(2)按圓整后的中心距修正螺旋角(3)計算大小齒輪分度圓直徑d=3n3d=4n43443(4)計算齒輪寬度d343(5)齒輪傳動的幾何尺寸歸于下表3-3aimnanatZhahfdadfddbxnB0右0左5.齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計:輪轂處直徑d1輪轂軸向長l板孔分布直徑D001n0110014d=28mm1四.軸的設(shè)計0P4.84dminA03n1=1203480=25.92mm=25.92mm1考慮與大帶輪相匹配的孔徑標準尺寸的選用,取d=28mm1根據(jù)軸上零件的定位、裝配及軸的工藝性要求，初步確定出中間軸的結(jié)構(gòu)如圖4-1。軸伸出段d;過密封圈處軸段d;軸承安裝定位軸段d和d;軸身d,d；齒輪123746軸段d.5(2)根據(jù)軸向定位的要求去也頂軸的各段直徑和長度：1)初選大帶輪22)初步選擇滾動軸承，因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓2334787464547(3)軸上零件的周向定位：齒輪、帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按d由手冊查得平鍵的截1H帶輪與軸有良好的對中性，選取配合7，滾動軸承與軸的周向定位是借過渡R6H12(1)計算作用在齒輪上的力：t1d591徑向力：F=t1n=徑向力：F=t1n=N=1140Na1t1(2)計算支反力：F+F一F一F=0F+3021一F一1404=0b)由NH1t1NH2P，代入數(shù)據(jù)NH1NH2B(F)NH1M=0222F+302157.5一1404305.5B(F)NH1HV得NH1得F=2767NHHAPHNH2F+F=FF+F=1140NVNV2，代入數(shù)據(jù)59826=114057.5222F2NV1得1HV12HV2F=2767NHF=185.5NFNmHVHV1M2+(aT)21586622+(0.6人89130)2 (===24.29MPacaW_1此(<[(]，故安全。ca_1(1)判斷危險截面：(2)截面4右側(cè)T1TW13784.2T B_1_1截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)a (d35經(jīng)插值后得到a=2.14a=1.33 (T (T及aTD41d35 (T0.85軸按磨削加工，由資料附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為0.93qk11.821K112.410.780.93k11.201K111.490.850.930.2取0.1式15-6~15-8則得255S16.22K2.41170.10amS1KamSSS28.106.476.47.490.0522(3)截面4左側(cè)：TT彎曲應(yīng)力為bW4287.511d=60mmT89130110.39MPaTkkk過盈配合處的值，由資料[1]附表3-8用插入法求出并取0.8kkk=2.900.8=2.900.8=0.8×2.90=2.320.93k11K12.9012.980.93k11K12.3212.400.93255S13.13K2.9827.340.10amS1KamSSS2S211.0010.3910.390.0522(二)低速軸設(shè)計：0P4.37dminA03n3=110352.55=48.01mm3徑顯然是安裝聯(lián)軸器。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適根據(jù)軸上零件的定位、裝配及軸的工藝性要求，初步確定出中間軸的結(jié)構(gòu)如圖4-1。軸伸出段d;過密封圈處軸段d;軸承安裝定位軸段d和d;軸身d,d；齒輪123746軸段d.5(2)根據(jù)軸向定位的要求去也頂軸的各段直徑和長度：ca3.A1)選取聯(lián)軸器型號，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca3.A軸配合的轂長度為L=110mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故取67段的長度應(yīng)比L略小一些取l=107mm。5623454)軸承端蓋的總寬度為20mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑56(3)軸上零件的周向定位：d由手冊查得齒輪處H時為了保證齒輪與軸有良好的對中性，選取配合7，按d由手冊查得聯(lián)軸R676H同時為了保證聯(lián)軸器與軸有良好的對中性，選取配合7，滾動軸承與軸的周K6F=4142NHF=2629NHV(1)計算作用在齒輪上的力：4徑向力：F=t3n=徑向力：F=t3n=N=2510Ns(3)計算支反力：F一F+F=0F一6646+F=0b)由NH1t4NH2，代入數(shù)據(jù)NH1NH2BFNH1M=0146F一6646BFNH1F=4142N得NH1得F=2504NHHNH2FF得mVaV121HV12HV2NHVVHHV1MPa(1)判斷危險截面：(2)截面5左側(cè)T3T3=TW74649.6T 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)a (d72及aTD72d65經(jīng)插值后得到a=2.05a=1.32 (T (T (((TTTa0.85軸按磨削加工，由資料附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為0.93qk11.7561K112.330.780.93k11.201K111.490.850.93取式15-6~15-8則得255S136480K2.330.0030.10amS1KamSSS10.6410.6422(3)截面5右側(cè)：扭截面系數(shù)W為TTM0bW287.5111T79417031.45MPaTkkk過盈配合處的值，由資料[1]附表3-8用插入法求出并取0.8，于是kkkkkk=2.910.8kkk0.93k11K12.9112.990.93k1K12.3312.410.93255S1K2.9900.10amS1KamSSS2S280.451.451.452.410.052(三)中間軸設(shè)計：0P4.60由資料[1]的表15-3,取A0=112，因此dminA03n2=1123165.52=33.93mm21(1)各段軸直徑的確定和各軸段軸向長度的確定：徑d=d=d=50mm；由齒輪3的設(shè)計可知B=75，取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距78min326723)軸環(huán)的設(shè)計565656齒輪的周向定位均采用平鍵聯(lián)接，按d=56mm，由手冊查得平鍵截面bh=1610(GB109690)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為選擇配合H7/n6。滾動軸承的周向定位是借過渡配合來保證次的，處選軸的直徑(3)確定軸上圓角和倒角尺寸：123齒輪2:F=F=3021NF=F=1140Nr2r1F=F=2510Nrr4a3a4(1)計算支反力：NH2HBNH1HCNH2Fd81c)M=a33=1849=74884.5N?mmB22Fd168Ma2=826=69384N?mmC22VCCNV1M=BM=CM2+M2=HBHCMMHVNHVH2HV進行校核時,對照彎矩圖圖,通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危G=D右2==39.24MPa-1ca-1安全由軸的結(jié)構(gòu)圖和彎矩圖知截面B危險，先對截面B進行校核。BG=275MPaT=155MPa。-1-1tM463934bW25000TT265410TW12500Tkkk過盈配合處的G值，有資料[1]附表3-8，用插入法求出，并取T=0.8G，于eeeGTGkeGkeTGTk1k1 (eb0.92 ((k11Teb0.92TT (275S (275 (a(mS=6.7922=SS (T= (T0haete1re1(1)徑向負荷：則，由力的分析可知(軸的設(shè)計計算時已算出)：r1Vr1Hr2H12hhhr1Vr2VF=1197N,F=1824Nr1Hr2HFFF=1279.39Nr1r1Vr1HFFF=688.32+18242=1949.55Nr2r2Vr2H(2).軸向載荷：F=826NF=3021NF=1140NF=6646NF=2510Ndr則軸承的派生軸向力F=F/(2Y)==d1r14F=F/(2Y)==487.39Nd2r24a1d1a2ae1d1(3).計算當量動載荷：FF.85FF.85F1279.39F1949.55r