《机械设计课程设计说明书27-用于链式运输机额度传动装置5500N》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械设计课程设计说明书27-用于链式运输机额度传动装置5500N（71页珍藏版）》请在金锄头文库上搜索。
1、机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书 时间：2015 年 1 月 目录 一、 课程设计任务书 二、 电动机的选择 三、 传动装置的总传动比及其分配 四、 计算传动装置的运动和动力参数 五、 齿轮设计 圆锥齿轮的设计 圆柱齿轮的设计 开式圆柱齿轮的设计 六、 轴的设计与计算 高速轴的设计与计算 中间轴的设计与计算 低速轴的设计与计算 七、 键连接的选择与计算 八、 滚动轴承的连接的选择与计算 九、 联轴器的选择 十、 润滑及密封 十一、减速器结构设计及计算 一、课程设计任务书 I、设计题目：设计用于链式运输机额度传动装置 II、传动示意图： 项目E-3设计要求 链条总拉力 F(N)550
2、0 链条速度 V(m/s)0.3 链条节距 P(mm)150 链轮齿数 Z7 开式齿轮传动比 i5.5 工作条件连续单向运动，有轻微振动，室内工作，无灰尘 使用期限二十年、大修期一年 生产批量40 台 生产条件中等规模机械厂，可加工 7-8 级精度齿轮及蜗轮 动力来源电力、三相交流、电压 380/220V 运输链速度允许误差%5 二、零件类型选择 零件类别选择说明选择结果 1、圆锥齿轮 2、圆柱齿轮 3、轴承 4、联轴器 5、开式齿轮 有轻微振动，选择直齿锥齿轮 工作环境好， 直齿圆柱齿轮就可满足 要求 锥齿轮的高级和中间级传动， 产生 轴向力， 为减小其影响， 选择圆锥滚 子轴承。 低速级和
3、开式齿轮所需轴承 选择深沟球轴承 高速级需要韧性好， 低负载的联轴器 弹性联轴器；低速级转速低高负 载， 选承载能力高的联轴器齿轮联 轴器。 根据要求，选择直齿圆柱齿轮传动 直齿锥齿轮 直齿圆柱齿轮 高速和中间级采用圆锥 滚子轴承 低速级和其他采用深沟 球轴承 高速级弹性联轴器 低速级齿轮联轴器 直齿圆柱齿轮传动 零件基本参数 零件种类 传动效率（查机械设 计课程设计表 2-3）P14 传动比i（查机械设计 课程设计表 2-1）P10 1、圆锥-圆柱齿轮减速 器 2、圆锥齿轮 3、圆柱齿轮 4、开式圆柱齿轮 5、圆锥滚子轴承 6、弹性联轴器 7、齿轮联轴器 0.9594. 0 1 97. 09
4、4. 0 2 97. 0 3 0.9694. 0 4 （五对）98. 0 5 0.99599. 0 6 99. 0 7 ）（402510 1 i 8-25 ）（532 2 i ）（853 3 i 73 4 i ）（2015 三、电动机的选择 计算项目设计计算说明计算 结果 1、选择电动机 的类型和结构 形式 2、电动机的功 率计算 3、电动机转速 的确定 本减速器在常温下连续工作，其工作环境无灰尘，故 选用 Y 型开启式防护式笼型三相异步电动机，结构形 式为卧式。 传递的功率 P=FV=55000.3=1.65kW 电动机的工作功率：KW PW d P 所以： 76 2 154 总 =0.94
5、0.940.980.99 0.99=0.8317 电动机输出的有效功率： kW9124. 1 7831. 0 65. 1 P 总 PPW d 主链轮的工作转速： min/143.17 7150 3 . 0100060100060 r ZP V nW 查机械设计 表 2-3：圆锥-圆柱齿轮二级减速器传 动比 i=1025， 表 2-1:开式齿轮传动比 37， 所以电 动机转速范围为 ni inin WWd 41总 =（1015） 5.517.143=754.31414.3r/min。 符 根据电动机的功率以及转速和经济精度，查机械设 计 表 17-1 可得出只有电机型号 Y112M-6 合适。
6、Y112M-6 型电动机的主要参数如下： 电动机型号额定功率同步转速满载转速最大转矩/额 /KWr/minr/min定转矩 Y112M-6 2.210009402.2 三、传动装置的总传动比及其分配 计算项目设计计算说明计算结果 1、传动系 统的总传 动比 2、传动比 分配 所选电动机的满载转速nm和工作机主动轴 转速nw确定传动装置的总传动比： 833.54 49. 2 940 i n n w m a 查机械设计表 2-4，根据减速器类型得， 圆锥-圆柱齿轮减速器 取开式齿轮的传动比5 . 5 4 i 高速级圆锥齿轮传动比：49. 2 2 i 低速级圆柱齿轮传动比 4 24 3 ii i i
7、 a 四、计算传动系统的运动和动力参数 计算项目设计计算说明计算结果 1、电机轴 （0 轴） 2、高速轴 （1 轴） 3、中间轴 （2 轴） 4、低速轴 （3 轴） mN r kW n P T nn P m d 35.22 940 2 . 2 95509550 min/940 2 . 2 0 0 0 0 0P mN r kW n P T nn PPP 749.17 940 747. 1 95509550 min/940 747. 198. 0993. 02 . 2 1 1 1 01 56 0 01 01 mN r kW n P T i n n PPP 85.41 5 .337 6436. 1
8、95509550 min/5 .377 49. 2 940 6436. 198. 096. 0747. 1 2 2 2 2 1 2 52 1 12 12 mN r kW n P T i n n PPP 10.158 375.94 5624. 1 95509550 min/375.94 4 5 .377 5624. 198. 097. 06436. 1 3 3 3 3 2 3 42 2 23 23 mN r kW T n P 35.22 min/940 2 . 2 0 0 0 mN r kW T n P 749.17 min/940 747. 1 1 1 1 mN r kW T n P 85.4
9、1 min/5 .377 6436. 1 2 2 2 mN r kW T n P 10.158 min/375.94 5624. 1 3 3 3 5、过渡轴 （4 轴) 6、链轮轴 （5 轴） mN r kW n P T nn PPP 387.153 371.94 5518. 1 95509550 min/375.94 5158. 198. 099. 05624. 1 4 4 4 34 57 3 34 34 mN r kW n P T i n n PPP 694.818 5 . 5 471. 1 95509550 min/1591.17 5 . 5 375.94 471. 198. 099.
10、05518. 1 5 5 5 4 4 5 57 4 45 45 mN r kW T n P 387.153 min/375.94 5158. 1 4 4 4 mN r kW T n P 694.818 min/1591.17 47. 1 5 5 5 传动装置的运动和动力参数表 项目电动机 轴 0 高速轴 1 中间轴 2 低速轴 3 过渡轴 4 链轮轴 5 输出 功率 kW 2.21.7471.64361.5624 1.51581.47 转速 r/min 940940377.594.375 94.37517.591 转矩 mN 22.3517.749 41.58158.10 153.39818.
11、694 效率0.97330.94520.95650.9697 0.9688 传动比i12.494571 五、五、齿轮设计齿轮设计 5.15.1、圆锥齿轮的设计、圆锥齿轮的设计 计算项目设计说明设计结果 1、 齿轮的 选材 （1）标准直齿锥齿轮，压力角取20 。 （2）按照低速齿轮选材，查机械设计表 10-1。选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，齿面 硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ， 齿面硬度为 240HBS。 2、按齿 面接触疲 劳强度设 计 （3）根据生产条件，选择参考表 10-6，选择 7 级精度。 （4）选小齿轮齿数25 1 z ，大齿轮齿数 25.622549
12、. 2 12 zz u，取25.62 2 z 。 （1）有式(10-29)试算小齿轮分度圆直径， 即 3 2 2 1 1 5 . 01 4 H EH u R ZZ TK d R Ht t 1）确定公式中的各参数值。 试选3 . 1 KHt 。 计算小齿轮传递的转矩。 mmN P nT 10 10 10 3 6 1 6 1 774. 1 910/747. 155. 9 /55. 9 选取齿宽系数3 . 0 R 。 由图 10-20 查得区域系数5 . 2 ZH 。 由表 10-5 查得材料的弹性影响系数： PaZ M E 2/1 8 .189。 计算接触疲劳许用应力 H 。 由图 10-25d
13、查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳 极限分别为MPaMPa HH 550,600 2lim1lim 。 由式（10-15）计算应力循环次数： 10 10 10 60 9 9 12 9 11 3536. 1 4 242. 5 / 414. 5 2030082194060 u j NN LnNh 由图 10-23 查取接触疲劳寿命系数 95. 0,90. 0 21 KKHNHN 。 取失效效率为 1%，安全系数 S=1,由式 （10-14）得 MPa S H MPa S H HHN HHN K K 523 1 55095. 0 540 1 60090. 0 2lim2 2 1lim1 1 取 H 1和
14、H 2中较小者作为该齿轮副的接 触疲劳许用应力，即 MPa H H 523 2 2）试算小齿轮的分度圆直径。 mm01.52 43 . 0 66. 73 . 14 4 3 2 2 3 3 2 2 1 1 523 8 .1895 . 2 3 . 05 . 01 10 5 . 01 H EH u R ZZ TK d R Ht t （2）调整小齿轮的分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度v。 mm2085.443 . 05 . 0101.52 5 . 01 11 R tmdd s /m1758. 2 100060 9102085.44 100060 11 nd v m m 当量齿轮
15、的齿宽系数 d 。 mm934.20 2/101.523 . 0 2/1 49. 2 2 2 1 udt R b 4735. 02085.44/934.20/ 1 dm d b 2）计算实际载荷系数K H 。 由表 10-2 查得使用系数1 KA 。 根据sm vm /1785. 2、8 级精度（降低了一级 精度） ，由图 10-8 查得动载系数165. 1 Kv 。 直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷 分配系数1 KH 。 由表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮 悬臂时，得齿向载荷分布系数219. 1 KH 。 由此，得到实际载荷系数 420. 1219. 11165. 11 KKKKKHHvAH 3）由式（10-12） ，可得按实际载荷系数算得 3、 按齿根 弯曲疲劳 强度设计 的分度圆直径为 mm56.53 3 . 1 420. 1 01.52 3 3 11 K K dd Ht H t 及相应的齿轮模数 mm1424. 225/56.53/ 11 zd m （1）由式（10-27）试算模数，即 3 2 2 2 1 1 1 5 . 01 F saFa R Ft t YY uz TK m R 1）确定公式中的各参数值。 试选3 . 1 KFt 。 计算 F saFaYY . 由分锥角88.21)49. 2/1arctan(/1arctan 1 u 和 12.688
