链式传动系统设计

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目录一设计任务4二电动机的选择计算4选择电动机系列4传动滚筒所需有效功率4传动装置的总效率4所需电动机的输出功率4计算传动滚筒轴的转速5选择电动机5选择电动机的型号5三传动装置的运动和动力参数计算5总传动比i5各级传动比的分配6各轴功率、转速转矩的计算6四链传动计算7链传动的设计计算7选择链齿数7计算额定功率7计算链节数，初定中心距=40P8初定中心距a8确定实际中心距8选取链节距p8

1验算链速8五高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算8选择齿轮材料和热处理，确定许用应力8按齿面接触强度计算中心距a9匹配参数10验算齿根弯曲疲劳强度12齿轮主要几何参数13六低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算14选择齿轮材料和热处理，确定许用应力14按齿面接触强度计算中心距a14匹配参数15验算齿根弯曲疲劳强度18齿轮主要几何参数19七轴的设计计算19轴直径计算19轴的强度校核20八减速器高速轴滚动轴承的选择及其寿命计算23选择轴承类型及初定型号23计算轴承的受力24计算当量动载荷24计算轴承寿命24九键联接的选择和验算24

2十设计体会26参考文献26

3一、设计任务1．设计的技术数据：运输带的工作拉力：F=6800N运输带的工作速度：V=s运输带的滚筒直径：D=320mm运输带的宽度：B=300mm2．工作情况及要求：用于机械加工车间运输工作，2班制连续工作,载荷有轻度冲击，使用5年,小批量生产。在中等规模制造厂制造。动力来源：电力三相交流380/220V。速度允差〈5%。二、电动机的选择计算选择电动机系列根据工作要求及条件，选择三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y系列。传动滚筒所需有效功率滚筒所需的有效功率：=F×V=6800×=传动装置的总效率传动装置的总效率：查《机械设计课程设计》表17-9得式中:滚筒效率：=联轴器效率：=链传动效率：=球轴承：=斜齿轮啮合效率：=传动总效率:

4所需电动机的输出功率所需电动机功率:===计算传动滚筒轴的转速===r/min选择电动机查《机械设计课程设计》表27-1,可选Y系列三相异步电动机Y132S-4,额定功率=，同步转速1500r/min;或选Y系列三相异步电动机Y132M2-6,额定功率额定功率=,同步转速1000r/min.均满足>。表2-1电动机数据及传动比方案号电机型号额定功率/kW同步转速r/min满载转速r/min总传动比1Y132S—4150014402Y132M2—61000960比较两种方案可见，方案2选用的电动机虽然质量和价格较低，但传动比过低。为使传动装置紧凑，决定选用方案1。选择电动机的型号表2-2电动机型号为Y132S-4.查表得其主要性能如下电动机额定功率P0/KW电动机轴伸长度E/mm80电动机满载转速n0/(r/min)1440电动机中心高H/mm132电动机轴伸直径D/mm38堵转转矩/额定转矩T/2．2

5三、传动装置的运动及动力参数的选择和计算总传动比i总传动比:=/=1440/=各级传动比的分配传动比为2—4，取则减速的传动比：==对减速器传动比进行分配时，即要照顾两级传动浸油深度相近，又要注意大齿轮不能碰着低速轴，试取：==低速轴的传动比：===各轴功率、转速转矩的计算0轴：即电机轴P0==n0=1440r/minT0=9550×P0/n0=9550×1440=36Ⅰ轴：即减速器高速轴P1=×=KWn1=n0=1440r/minT1=9550×P1/n1=9550×1440=Ⅱ轴：即减速器中间轴P2=P1·=××=kwn2==n1/=1440/=r/minT2=9550×P2/n2=9550×=Ⅲ轴：即减速器的低速轴P3=P2·=××=kw

6n3=n2/i2==r/minT3=9550×P3/n3=9550×=Ⅳ轴：即传动滚筒轴P4=P3·=×·=kwn4=n3/i链==39r/minT4=9550×P4/n4=9550×39=将上述计算结果汇于下页表3-1：表3-1各轴运动及动力参数轴序号功率P/KW转速n/(r/min)转矩T/传动形式传动比i效率η0轴144036连轴器0．99Ⅰ轴1440齿轮传动0．98Ⅱ轴齿轮传动0．98Ⅲ轴链传动0．93Ⅳ轴39四、链传动的设计计算链传动的设计计算已知条件：P=，n1=min，i=。选择链齿数估计链速v＜3m/s，考虑传动比，i=，并尽量减小动载荷取z1=21。则：z2=iz1=×21=，取：z2=55，计算额定功率

7采用单排链，分别查《机械设计》表4-14,图4-39，表4-15得：KA=，Kz=，KP=1，则：Po≥KKP/K=××=计算链节数，初定中心距=40P初选中心距a0=40p，则：=取链长LP=120节。初定中心距a则中近距为：a≈a0+(Lp-Lp0)×p/2=确定实际中心距考虑链条要有一定的安装垂度，实际中心距应比理论中心距小，△a=～）a=～可取：a=1245~1260mm，并可调。选取链节距p根据P0和n1查的连号为No20A，节距p=。验算链速V=Z1n1P/60×1000=21××60×1000=<15m/s链速适宜。4．计算压轴力F==5050/=4469N取压轴力系数KQ=，则QF=KQ×Ft=×4469=N5．确定润滑方式根据链号No20A和链速，查得润滑方式为滴油润滑。6．确定链轮结构小链轮采用整体式结构，大链轮采用孔板式结构。五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算：

8选择齿轮材料和热处理，确定许用应力原始数据：电动机的输出功率：小齿轮转速：1440r/min传动比：单向传动，工作载荷有轻微冲击，每天工作16小时，每年工作300天，预期工作5年。1.选择齿轮材料精度等级齿轮减速器为一般机械，小齿轮材料选用45钢，调质处理，由《机械设计》表5—1查得小齿轮45调质，硬度217～255HB，取硬度为235—255HB；大齿轮材料选用45钢，正火处理，硬度162～217HB，取190—217HB。齿轮精度等级为7级计算应力循环次数N(由教材式5—33)=60jLh=60×1440×1×(5×300×16)=×109=/=×109/=×108查《机械设计》图5-17得=,=取Zw=，=，=，=由《机械设计》图5-16(b)得:=580Mpa，=545MPa由教材式(5-28)计算许用接触应力=ZN1ZXZWZLVR==580Mpa=ZN2ZXZWZLVR==561Mpa因为>，取==561MPa按齿面接触强度计算中心距a取

9由《机械设计》表5—5查得：=取T1==35610m初取：,暂取：估取：由《机械设计》式5—41计算====113mm根据设计合理性取：a=115mm匹配参数一般取：mm取标准模数：总齿数：==整取：=113小齿轮齿数：z1=/(u+1)=整取：z1=21

10大齿轮齿数：z2=-z1=92取：z1=21z2=92实际传动比：传动比误差：＜5%故在范围内。修正螺旋角：与相近，故、可不修正验证圆周速度v=πd1n1/60×1000=π××1440/60×1000=m/s故满足要求计算齿轮的几何参数,由《机械设计》5-3按电动机驱动，轻度冲击v×z1/100=×21/100=m/s按7级精度查《机械设计》取5-4(d)得：　齿宽：取整：b2=45mmb1=50mm按，考虑到轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称位置查《机械设计》5-7a得：　按7级精度查《机械设计》5-4得：齿顶圆直径：

11端面压力角：齿轮基圆直径：齿顶圆压力角：由《机械设计》5-43　得：由《机械设计》5-18得：基圆螺旋角：ZH=故齿面接触强度合格验算齿根弯曲疲劳强度由《机械设计》式5-44=≤=/=21/==/=92/=

12查《机械设计》图5-14得：=,=查《机械设计》图5-15得：=,=由《机械设计》式5-47计算：=1-=1-1×=由《机械设计》式5-48计算：=+=+=由《机械设计》式5-31计算弯曲疲劳许用应力查《机械设计》图5-18b得：220MPa,210MPa查《机械设计》图5-19得：取：Yx=取：==314Mpa==300Mpa===<=314Mpa安全===<=300MPa安全齿轮主要几何参数Z1=21Z2=92βmn=2mmd1=d2=mm==+2×1×2=mm==+2×1×2=mm

13=-=×(1+×2==-=×(1+×2==115mmb1=50mmb2=45mm齿轮的结构设计：①小齿轮：由于小齿轮齿顶到键顶距离x<5，因此齿轮和轴可制成一体的齿轮轴。②对于大齿轮，da2<500m因此，做成腹板结构。六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算选择齿轮材料和热处理，确定许用应力由前面计算得知：Ⅱ轴传递的功率P2=，转速n1=min，转矩T1=，齿数比u=，单向传动，工作载荷有轻微冲击，每天工作16小时，每年工作300天，预期工作5年。1.选择齿轮材料，确定精度及许用应力小齿轮为45钢，调质处理，硬度为217—255HB大齿轮为45钢，正火处理，硬度为190—217HB齿轮精度为7级计算应力循环次数N(由《机械设计》式5—33)=60=60××1×(16×300×5)=×108=/=×108/=查《机械设计》图5—17得：,取：=,=,=,=查《机械设计》图5—16得：=580MPa,=545MPa由式5—28==609MPa==

14按齿面接触强度计算中心距a≥(u+1)mmT2==148570N·mm初选=，暂取,由式5—42由表5—5得=由式5—41计算估取=arctan(tan/cosβ)=arctan(tan200/cos120)=0=arctan(tancos)=arctan(tan12°×=则===≥(u+1)==圆整取：=155mm匹配参数一般取：=～=～×155=～取标准值：=2mm

15两齿轮齿数和：===取：=152=/(u+1)==取：=35=-z1=152-35=117实际传动比：==传动比误差：＜5%故在范围内。修正螺旋角：β=arccos=arccos=与初选接近，，不可修正=====圆周速度：V===s取齿轮精度为7级3．验算齿面接触疲劳强度=≤由《机械设计》表5-3查得：=/100=×35/100=m/s按7级精度查《机械设计》图5-4得动载系数=

16齿宽b==×155=取：mmmm=55/=查《机械设计》图5-7齿轮相对于轴承非对称布置，两轮均为软齿面，得：=查《机械设计》表5-4得：=载荷系数==×××=由《机械设计》式5-42=计算重合度，以计算：=+2m=+2××==+2m=+2××=arctan(tan/cosβ)=arctan(tan200/==cos=×==cos=×==arccos=arccos==arccos=arccos==［(tan-tan)+(tan-tan)］=[35×+117×]====由《机械设计》式5-43计算

17=arctan(tancos)====由《机械设计》式5-38计算齿面接触应力==××××=503MPa<[]=609Mpa安全验算齿根弯曲疲劳强度由《机械设计》式5-44得：=≤=/=35/==/=117/=查《机械设计》图5-14得：=,=查《机械设计》图5-15得：=,=由《机械设计》式5-47计算=1-=1-1=由《机械设计》式5-48计算=+=+=由《机械设计》式5-31计算弯曲疲劳许用应力查《机械设计》图5-18b得：220MPa,210MPa查《机械设计》图5-19得：取：Yx=取：

18==314Mpa==300Mpa===143MPa<=314Mpa安全===135MPa<=300MPa安全齿轮主要几何参数Z1=35Z2=117βmn=d1=d2===+2×1×===+2×1×==-=×（1+）×=mm=-=×（1+）×==155mm取=60mm,=55mm齿轮结构设计计算：（1）小齿轮da1<200mm，制成实心结构的齿轮。（2）大齿轮，da2<500m，做成腹板结构。七、轴的设计计算轴直径计算选择轴的材料轴的材料为45号钢，调质处理按扭矩初步估算轴端直径初步确定高速轴外伸段直径，高速轴外伸段上安装联轴器，其轴径可按下式求得：

19查《机械设计》表（8-2）得：=110—160，取：=115考虑轴端有一个键槽，在计算时应该增加3%～5%=考虑轴端有一个键槽，并与联轴器相连，将直径加工取标准值取：=30mm初选滚动轴承因该轴上装有斜齿轮，需要调整轴向位置，考虑装拆调整方便起见，选用深沟球轴承。根据轴端尺寸，联轴器的定位方式和轴承的大概安装位置，初选单列深沟球轴承6207.轴的强度校核a.轴上通过前一段加工为与轴承间隙配合，固定轴承的部分加工为与轴承过盈配合轴承按标准取6207内径为该轴为齿轮轴，联轴器的轴向用键定位。b．布置轴上零件，设计轴的结构根据安装和定位的需要，初定各轴段直径和长度，各跨度尺寸，作轴的简图如图7-1：对轴进行分析，作当量弯矩图。计算齿轮所受的各个分力，绘制空间受力简图圆周力：=/=2×35610/=1670N图7-1轴向力：径向力：齿轮的分度圆直径：=齿轮的齿根圆直径：=

20将空间力系分解为H和V平面力系，分别求支反力并画弯矩图将空间力系分解为H和V平面力系，分别求支反力并画弯矩图，即：Fr×××=0R1H=(620××/=即：R2H=R2V××115=0R2V=1670×115/=NR1V××=0R1V=N求轴的弯矩M，画弯矩图画轴的扭矩图T=35610求计算弯矩，画计算弯矩图取根据，21366

21绘制空间受力、弯矩、扭矩简图如图:校核轴的静强度根据图中轴的结构尺寸，选择弯矩较大的Ⅰ剖面和Ⅱ剖面进行验算。根据《机械设计》查得=59MPa

22Ⅰ剖面的计算应力：安全Ⅱ剖面的计算应力：安全强度校核由当量弯矩图看出，C点的当量弯矩最大。所以该轴的危险断点是C点。由45钢（调质处理）得,=考虑键槽影响，有一个键槽，轴径加大5%mm该值小于原设计该点轴的直径35mm，安全。校核轴的疲劳强度a．判断危险剖面分别选择Ⅲ、Ⅳ剖面进行验算：Ⅲ剖面所受扭矩大，轴肩圆角处有应力集中。Ⅳ剖面除受弯矩和扭矩外，附近还有过盈配合，键槽和轴肩圆角三个应力集中源。45钢调质的机械性能参数：，，。b.Ⅲ剖面疲劳强度安全系数校核因轴单向转动，弯曲应力为对称循环应力，扭剪应力按脉动循环处理。

23绝对尺寸影响系数和表面质量系数查得：查得：，，，，并取=======28取[S]=～S>[S],满足要求c.Ⅳ剖面疲劳强度安全系数校核绝对尺寸影响系数和表面质量系数查得，，，β=，并取，=

24======取[S]=～S>[S],满足要求八、滚动轴承的选择和寿命验算选择轴承类型及初定型号由于转速高、有轴向力，故选用深沟球轴承由《机械设计课程设计》查得6207型轴承：==轴承承受轻度载荷冲击,所以取=计算轴承的受力由前面计算得知：合成支反力：======计算当量动载荷=×=×==×=×=计算轴承寿命∵<∴计算轴承2的寿命==年预期寿命:年＞5年，寿命足够在预期范围内，不用更换轴承即可达到要求。

25九、键联接的选择和验算联轴器装在高速轴轴端，需用键进行轴向定位和传递转矩。由前面设计计算得知：联轴器材料为45钢，轴的材料为45钢，联轴器与轴的配合直径为30mm，轮毂长为80mm,传递转矩T=356101.选择键联接的类型和尺寸。由于精度为7级，故选择最常用的圆头（A型）平键，因为它具有结构简单，对中性好，装拆方便等优点。键的材料：45钢。键的截面尺寸由键所在轴段的直径d由标准中选定，键的长度由轮毂的宽确定，查表得：高速轴与联轴器连接的键：轴径=30mm，由《机械设计课程设计》表20-1查得键剖面宽b=8mm高h=7mm。选键长L=70mm中间轴上大齿轮联接的键轴径=37mm初定：键剖面宽b=10mm高h=8mm。选键长L=36mm中间轴上小齿轮联接的键轴径=37mm，初定：键剖面宽b=10mm高h=8mm。选键长L=50mm低速轴上大齿轮联接的键轴径=52mm，键剖面宽b=16mm高h=10mm。选键长L=45mm低速轴上与链连接的键轴径=44mm，键剖面宽b=12mm高h=8mm。选键长L=56mm键联接的强度计算普通平键的主要失效形式是键，轴和轮毂三个零件中较弱零件的压溃。由于联轴器材料是钢，许用挤压应力由《机械设计》表3-1查得=100~120MPa。取=110MPa《机械设计》式3-1：=4T1/dhl≤MPa高速轴与联轴器连接的键：=4T1/dhL=4×35610/30×7×70=<安全中间轴上大齿轮联接的键：=4T1/dhL=4×148570/37×8×36=<安全

26中间轴上小齿轮联接的键:=4T1/dhL=4×148570/37×8×50=<安全低速轴上大齿轮联接的键:=4T1/dhL=4×475150/52×10×45=<安全低速轴上与链连接的键:=4T1/dhL=4×475150/44×8×56=<安全为了加工方便，低速轴上与大齿轮联接的键宽度与低速轴上与链连接的键的宽度相同，则低速轴上大齿轮联接的键选键剖面宽b=16mm高h=10mm=4T1/dhl=4×475150/44×10×56=<安全十、联轴器的选择计算因工作载荷不大，且有轻微冲击，因此联轴器应具有缓冲减振能力，故选用弹性柱销联轴器。减速器中高速轴转距：，根据：d=30~mm，选择联轴器：HL3型号GB/T5014—2003由指导书表：[T]=630Nm，[n]=5000r/min由表查得：KA=Tca=KAT=×=Nm<[T]n=1440r/min<[n]十一、减速器的润滑方式及密封方式的选择，润滑油牌号的选择及装油量的计算1）齿轮润滑油的选择润滑油牌号齿轮的接触应力为503MPa，故选用抗氧锈工业齿轮油润滑。润滑油的牌号按齿轮的圆周速度选择参照5-12选择：选用320根据：代号3202）齿轮箱的油量计算

27油面由箱座高度H确定斜齿轮应浸入油中一个齿高，但不应小于10mm。这样确定出的油面为最低油面。考虑使用中油不断蒸发耗失，还应给出一个允许的最高油面，中小型减速器的最高油面比最低油面高出10mm。因此，确定箱座高度H的原则为，既要保证大齿轮齿顶圆到箱座底面的距离不小于，以避免齿轮回转时将池底部的沉积物搅起，又要保证箱座底部有足够的容积存放传动所需的润滑油。通常单级减速器每传递的功率，需油量：箱座高度H≥+(30～50)++(3～5)㎜=2+50+8+3=≈157mm圆整H=157mm高速轴轴心距下箱内壁：157-11=146mm油深：h=减速器装油量低速轴大齿轮浸油深度：没超过大齿轮顶圆的1/3，故油深合理油量=～×2×=V=dm3V0=4dm3V>V0油量合理3）滚动轴承的润滑确定轴承的润滑方式与密封方式减速器中高速级齿轮圆周速度:=s由于所以角接触球轴承采用油润滑。4）滚动轴承的密封高速轴密封处的圆周速度m/s所以采用皮碗密封。5）验算齿轮是否与轴发生干涉现象：1、2轴之间距离：115mm，

282轴上小齿轮齿顶圆半径，碰不到1轴。2、3轴间距离：155mm，2轴上大齿轮的齿顶圆半径：。2轴大齿轮与3轴之间的距离：31mm。因此，齿轮传动设计合理。十二、设计体会参考文献1、《机械设计》主编：孙志礼马星国魏黄秋波闫玉涛: