【设计】链式运输机传动设计.doc

1、xxx 高校机械设计课程设计运算说明书2021-2021 学年第一学期学院：机电工程学院专业：机械设计制造及其自动化同学姓名：学号：课程设计题目：链式运输机传动系统设计指导老师：2021 年 01 月 10 日22目录1设计任务12传动方案分析和拟定13原动件的挑选与传动比的安排13.1 原动件的挑选 13.2 运算总传动比和安排传动比 33.3 传动系统运动和动力参数的运算 34传动零件的设计运算44.1 减速器外部传动零件的设计运算 44.2减速器内部传动零件的设计运算 75轴的设计运算 175.1 减速器中间轴的设计运算 175.2减速器高速轴的设计计 算 235.3减速器低速轴的设计运

2、算 296滚动轴承及键联接的校核运算346.1 滚动轴承的校核运算 347减速箱的润滑方式和密封种类的挑选 367.1 润滑方式的挑选 367.2润滑油的挑选 367.3 密封方式的挑选 368设计小结409参考资料41一设计任务设计链式运输机传动系统1. 工作条件运输机工作平稳，单向运转，两班制工作，使用年限5 年，每年300 天，答应拽引链速度误差为2. 原始数据（所选题号 6）5%；已知条件：拽引链拉力f=11500n拽引链速度 v=0.38m/s 拽引链链轮齿数 z=8 拽引链链节距 p=80mm二传动方案的分析和拟定本传动装置传动比不大，采纳二级传动；在电动机与链传动之间布置一台两级

3、直齿圆柱齿轮减速器，轴端连接挑选滑块联轴器；链式运输机传动系统示意图联轴器电动机链机式运输vf链传动减速器三电动机的挑选1) 电动机类型的挑选：电动机的类型依据动力源和工作条件，选用y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机；2) 运算和挑选电动机的容量a 求工作机的所需功率：pfvw1000w1150010000.380.944.46kwpw4.46kw式中w 工作机构的效率（含卷筒及轴承的效率） ；由手册查得：轴承0.9（8滚子轴承），卷0.96 ，就w轴承卷 =0.980.96=0.94 ；b .工作机所需要的有效功率为ppw4.46d总0.8954.98kwpd4.98kw弹联

4、电动机输出轴与减速器输入轴间联轴器的传动效率，取弹联0.99 ；轴承 一对滚动轴承的传动效率（3 对），取 轴承承）；0.99（球轴啮 一对闭式圆柱齿轮的传动啮合效率（2 对），当齿轮精度为8级（不含轴承效率）稀油润滑时取啮0.98 ；链 链传动效率，取链 =0.97 ；就传动系统的总效率32总弹联轴承啮 链0.990.9930.9820.970.895查手册 y系列三相异步电动机型号与技术数据表选取电动机的额定功率为 ped5.5 kwpd4.98kwc . 电动机转速的挑选和型号的确定：依据电动机的有关学问可知：通常设计应优先考虑挑选同步转速为1500r/min 或 1000r/min 的

5、电动机；依据电动机所需功率和同步转速， 查 y 系列三相异步电动机型号与技术数据表可知，电动机型号为y160m-4或 y160l-6；相据电动机的满载转速 nm和拽引链转速 nw 可算出总传动比 ianmn；现将此两种电动机w的数据和总传动比列于下表中：方案号电动机型号额功kw定率同 步速r/min转满载转速r/min总 传 动比堵 转 转 矩额 定 转 矩n m最 大转 矩 额定转矩 n m1y132s-45.51500144025.342.22.22y160l-65.5100097016.842.02.0由上表可知， 方案五中电动机转速高，价格低； 故初选电动机型号为y132s-4；查表知

6、，该电动机中心高h=160mm，轴外伸轴径为 38mm，轴外伸长度为 80mm； 3） . 运算总传动比和各级传动系统的传动比1) 由选定的电动机满载转速比 inm 和拽引链转速nw ，求出传动装置的总传动inm nw1440 r / min35.625r/ min40.42i=40.42其中 nm=1440r/min ；n601000v601000w0.3835.625r/ minzp8802） 安排传动装置的传动比由 i=i 齿i 链可知，要安排齿轮的传动比，先确定链传动的传动比；由于链传动的传动比 i=2 3.5m/s, 初步选定i 链 =3；i 齿 =i/i 链 =40.42/3=13

7、.47；按两级大齿轮浸油深度相近，以使润滑简便的原就举荐高速级传动比i 1 应大于低速级传动比i 2 ，其 i11.3 1.4i2 ；取i11.3i2 , 就i1i齿1.34.2i14.2,i 23.2ii齿2i13.24） . 传动系统的运动和动力参数运算（1） 各轴转速：电动机轴： n0nm1440r/ mini轴： nin01440r/ minii 轴： niini1440i14.2342.86r/ miniii 轴： niiiniii2342.863.2107.14r/ min（2） ）各轴的输入功率：电动机轴： p0ped5.5kwi轴： piped .弹联5.50.995.44kw

8、ii轴： piipi .轴承 .啮5.440.990.985.28kwiii 轴： piiip卷（3） ）各轴转矩pii .轴承 . 啮5.280.990.995.12kw电动机轴： t0ted9550ped nm95505.5144036.47n . mi轴： tited .弹联36.470.9936.1n . mii 轴： tiiti . i1 .轴承 .啮36.13.00.990.98105.07 n . miii 轴： tiiitii. i 2 .轴承 .啮105.072.30.990.98234.45n . m各传动轴的运动和动力参数轴号转速功率转矩传动效率n / r/ minp /

9、 kwt / n . m比i四传动零件的设计运算1. 减速器外部传动零件的设计运算链传动的设计1电动机轴14405.536.47i14405.4436.47ii342.865.28105.07iii107.145.12234.454.23.20.990.960.96 选定链轮齿数 z1、z 2初步假设链速 v0.6 3m/s，由表 8-8 查得小齿轮的齿数z117 ，取z1 =21，依据初步选定的链传动比i 链=3，所以z2z1i32163 （ 120 合适）； 依据有用功率曲线，选链条型号初定中心距 a 040 p ，；链节数lp 为pl2a0pz1z222pz2z1a02240 p2163

10、2p6321p240 p2123.12取 lp =124 节；由于中心距可调，可不算实际中心距；估量，链条链板可能产生疲惫破坏，由表8 6 查得 k z =1.11 ，由表 8 7 查得 k p1.0（初取单排链），由图 8 16 查得k l =1.0 ，由表 8 5 查得 k a1.0 ；该链条在试验条件下所需传递的功率ppcpk a5.121.34.90kw0k z kl k pk z kl k p1.111.01.13p04.90kw由图 8 14，按 p0 =4.90kw， n3 =107.14r/min,选取链条型号为 16a，p=25.40mm，且与正确；n3 的交点在曲线顶点左侧

11、，确系链板疲惫破坏，估量 校核链速vz1n3 p21107.1425.40m / s0.95m / s601000601000与原假设 v0.6 3m/s 范畴合适； 运算链长和中心距链长 l=l p p /100012425.40 / 10003.15mpap lz 2z 1 z 2z 1lp228 z 2z 14222 25.4 1242163124221632632184222 1027.36,取1028mm ；中心距调整量a2 p225.450.8 mm 运算作用在轴上的轴压力工作拉力在轴上f=1000p/v=1000*5.12/0.95=5390n作用在轴上的压轴力fq1.25f1.

12、2553906738n运算结果：链条型号 16a 1 124gb/t 12431997 链轮结构设计a. 滚子链轮主要尺寸运算由于低速轴最小轴径为35mm，所以小链轮的轮毂直径 d k35mm ，滚子链链号为 16a，查表 81 得：节距 p=25.40mm，排距 pt29.29mm ；依据上述运算，链节数为 124， z1运算公式：21 , 依据表 8 2；滚子链主要尺寸分度圆直径dpsin 180z25.40sin 180124170.42 mm齿顶圆直径da / mmdamaxd1.25 pd1170.421.2525.415.88185.17damind11.6pd1z170.4225

13、.411.6 .2115.88177.91分度圆齿高 ha / mmha max0.6250.8p z0.5d10.6250.82125.40.515.888.9ha min0.5 pd10.525.415.884.76齿根圆直径 d f / mmd fd - d1170.42 15.88154.54齿侧凸缘（或排间槽）直径dg /mm h2 为内链板高度 a. d gp cot 180z1.04h20.7625.4cot 180211.0424.130.76142.67b. 滚子链链轮齿槽外形运算最大齿槽外形齿面圆弧半径r/ mmer mine0.008d1 z 21800.00815.88

14、21218078.89齿沟圆弧半径 ri / mmri max0.505d10.0693 d10.50515.880.0693 15.888.19齿沟角（）a min120- 90z1209021115.71最小齿槽外形齿面圆弧半径r/ mmer maxe0.21d1 z20.2115.8821243.83齿沟圆弧半径 ri / mmri min0.505d 10.50515.888.02齿沟角（）a min140- 90z1409021135.71c. 滚子链链轮轴向齿形运算最大齿槽外形齿面圆弧半径r/ mmeer min0.008d z 21800.00815.8821218078.891

15、齿沟圆弧半径 ri / mmri max0.505d10.0693 d10.50515.880.0693 15.888.19齿沟角（）a min120- 90z1209021115.71最小齿槽外形齿面圆弧半径r/ mmeer max0.21d1 z20.2115.8821243.83齿沟圆弧半径ri / mmri min0.505d 10.50515.888.02齿沟角（）a min140- 90z1409021135.712. 减速器内部传动零件的设计运算齿轮设计本设计中的双级圆柱齿轮减速器是二级减速器中最简洁的一种，由于工作载荷不大，故高速轴和低速轴均采纳直齿圆柱齿轮，且设计中的减速器为

16、一般用途减速器，应选用软齿面齿轮传动；已知输入功率 pi5.44kw ，小齿轮的转速 n i1440r/ min，寿命为5 年（每年工作 300 天），双班制；1. 高速级直齿轮传动设计（1） ）挑选材料；查表 9-5 ，小齿轮选用 40cr 调质处理，hbs1241 286 ；大齿轮选用45 钢调质处理hbs2217 255 ，运算时取hbs 1260 ，hbs 2230 ；（二者材料硬度差hbs 1hbs226023030 ，合适）（2） ）按齿面接触疲惫强度初步设计由式d 37663kt3u12dhu小齿轮传递的转矩 t336.47 n. m；齿宽系数 d ；查课本表 9-10 知，软齿

17、面、非对称布置取d0.8；齿数比 u：对减速运动 ui14.2 ；载荷系数 k：初选 k2 （直齿轮、非对称布置） ；确定许用接触应力h由式hh limznsha. 接触疲惫极限应力h lim由图 9-34c 查得，h lim 3710mpa ，h lim 4580mpa （按图中 mq查值）；b. 安全系数 sh 查表 9-11 ，取 sh1 ；c. 寿命系数z n ；由式（ 9 30）n60ant 运算应力循环次数，式中a1 ,n11440r/ min ,t53008h224000hn160 ant60114402400020.7410 8n2n1i120.741084.24.94108查

18、图 9-35 得， zn10.86 ， z n 21.03 （均按曲线 1 查得）z故h lim 3h 1n 1sh7100. 861610 .6 mpazh lim 4h 2n 2sh5801.031597.4mpa运算小齿轮分度圆直径 d 1d17663kt12d h u1u766230.836.47597.424.24.21) mm52mm初步确定主要参数d1=52mma. 选取齿数；取 z130, z2uz13.03090 .b. 运算法向模数 m ；mc. 运算分度圆直径；d152z1301.72mm；选取标准模数mn2 mm ；d 1m z123062. mm52mm（合适）；d

19、2mn z2290180mm ；d. 运算中心距 a；a=1/2 d1d 2 =1/260+180=120mme. 轮齿宽度；bd . d10.86048mm .（3） ）验算齿面接触强度由式9 21hz e z h z2000 kt1u13.hd d1u弹性系数ze ；由表 9-9查得， ze189.8mpa ；节点区域系数zh ；由图 9-29查得， zh2.5 ； 重合度系数 z ；1.883.211z1z2由1.883.21130901.74故z41.7430.87载荷系数 k； kk a k v k h k ha. 使用系数k a ；由表 9-6 查得 k a1.25 ；b. 动载系

20、数kv ；由 vd1n13.146014404.52m / s601000601000查图 9-23 ， k v1.18 （初取 8 级精度）；c. 齿向载荷分布系数 k h ；由表 9-7 ，按调质齿轮、 8 级精度，非对称布置，装配时不作检验调整，可得22k hab 10.6bd1bc10 3 b d11.231.420.18210.6 54602540.616010 354d. 齿间载荷安排系数 k h；先求ft200036.47 / 601112 n由 k a ftb1.2511125428.96n/ mm100n/ mm由前可知z，所以0.87k ha31/ z1.35故kk ak

21、v k h k h1.251.181.421.352.83验算齿面接触疲惫强度hz e zh z2000kt1u1.3d d1u189.82.50.8720002.8333.473.010.860 33.0499.3mpah 2597.4mpa 安全4 验算齿根弯曲疲惫强度kft由式y y yffasafbm由前已知： ft1112 n ,b54mm, m2mm ；载荷系数 k； kk akv k f kf；a. 使用系数k a 同前，即 k a1.25 ；b. 动载系数kv 同前，即 k v1.18 ；c. 齿向载荷分布系数k f ；由图 9-25 ，当 k h1.42b54h2.25m54

22、2.25210.67 时，查出 k f1.4d. 齿间载荷分配系数k f；由k aft1.25111228.96n/ mm100n/ mm， 查 表 9 8知 ， 知b54kf1 y ，又由y0.250.75 /0.250.75 / 1.740.68， 得k f1 y1.47 ；故kk a k v k f k f1.251.181.41.473.04齿形系数yfa ；由 z130, z 290 ，查图 9 32 得yfa 12.52， yfa 22.22 齿根 应力 修 正系 数ysa ； 由 z130 ， z290 ， 查 图 9-32 ， 得ysa11.63， ysa21.78重合度系数

23、y ；由前可知： y0.87 ；许用弯曲应力f ；由式f limfsfynyxa. 弯曲疲惫极限应力f lim ；由图 9 36c，查得f lim 1600mpa，f lim 2430mpa ；b. 安全系数sf ；由表 9-11 取sf1.25 ；c. 寿命系数yn ；由 n11.728109 ， n1.6710 8 ，查图 9-37 ，2得yn10.86， yn 20.9d. 尺寸系数yx ；由mn2mm ，查图 9-38 ， yx 1yx 21；f lim 1f 1sf就f lim 2yn1yyx 1y6001.254300.8610.91412.8mpa310mpaf 2n 2x 2s

24、f1.25验算齿根弯曲疲惫强度f 1kft yyy3.0411122.531.630.87bmfa 1sa1542126.3mpa412.8mpaf 2kftbmyfa 2ysa2y3.0454111222.221.780.87121.6mpa310mpa故弯曲疲惫强度足够；（5） ）确定齿轮的主要参数及几何尺寸分度圆直径z1d1mz1230, z23090, mn2mm；60mmd 2m z2290180mm齿顶圆直径da1da 2d12md22m60221802264mm 184mm齿根圆直径d f 1d f 2d12.5mnd22.5mn601802.522.5255mm 175mmb2

25、b齿宽b1b254mm5 10 mm59 64mm, 取b162mm中心距a1 dd 21 602180120mm12（6） ）确定齿轮制造精度由v4.52m / s 查表 9-13 确定齿轮第级公差组为 8 级精度；第、公差组与组同为 8 级；按机械设计手册举荐确定其齿厚偏差，小轮为gj，在其工作图上标记为： 8gj gb/t 10095-1988 ，大齿轮齿厚偏差为hk，在其工作图上标记为： 8hk gb/t10095-1988；（7） ）确定齿轮的结构、尺寸并绘制零件工作图（见附录1）2. 低速级斜齿轮传动设计（1） ）挑选材料查表 9-5 ，小齿轮选用 40cr 调质处理，hbs124

26、1 286 ；大齿轮选用45 钢调质处理hbs2217 255 ，运算时取hbs 1260 ，hbs 2230 ；（二者材料硬度差hbs 1hbs226023030 ，合适）（2） ）按齿面接触疲惫强度初步设计由式d 37663kt3u12dhu小齿轮传递的转矩 t3105.07n. m ；齿宽系数 d ；查课本表 9-10 知，软齿面、非对称布置取d0.8；齿数比 u：对减速运动 ui12.3；载荷系数 k：初选 k2 （直齿轮、非对称布置） ；确定许用接触应力h由式hh lim z nshb. 接触疲惫极限应力h lim由图 9-34c 查得，h lim 3710mpa ，h lim 45

27、80mpa （按图中 mq查值）；b. 安全系数 sh 查表 9-11 ，取 sh1 ；c. 寿命系数z n ；由式（ 9 30）n60ant 运算应力循环次数，式中a1 ,n1488.14r/ min,t52508220000hn 360ant601488.14200005.8610 8n 4n 3i5.868102.2382.6310n查图 9-35 得， z 31.03， z n 41.1（均按曲线 1 查得）z故h lim 3sh 3n 3h7101.031731.3 mpazh lim 4sh 4n 4h58011.1638 mpa运算小齿轮分度圆直径 d 1d 3766kt3u13

28、27662 105.0732.23173mmdhu0.863822.23初步确定主要参数3a. 选取齿数；取 z38 ， z4uz32.233886.26 ，取 z287；b. 运算模数； md 3z3731 .92mm ，取标准值 2mm；38c. 计 算 分 度 圆 直 径 ； d 3mz323876mm73mm（ 合 适 ）；d4mz4287174mm ；d. 运算中心距； a1 dd 21 762174125mm ；34e. 运算齿宽；bd . d30.87660.1mm , 元整取 b=61mm；（3） ）验算齿面接触疲惫强度由式 hze zh z2000kt3 u1d 3uhd3z

29、h弹性系数 ze由表 9-9 查得， ze189.8mpa ；zh节点区域系数重合度系数 z由图 9-29 查得，2.5 ；由1.883.2111.883.2111.76就44z3z3z41.760.8633887载荷系数 kkk k kkavhha. 使用系数k a ；由表 9-6 查得 k a1.25b. 动载系数kv ；由d3n33.1476488.141.94m/ s601000601000查图 9-23 k v1.14 （初选 8 级精度）；c. 齿向载荷分布系数 k h ；由表 9-7 ，按调质齿轮、 8 级精度，非对称布置，装配时不作检验调整，可得k hab210.6bd 323

30、bc10b d 31.230.18210 .6 61762610.6110 361761.43d. 齿间载荷安排系数 kh；由表 9-8先求ft2000t3d32000105.07762512nk a ftb1.2525126151.5n/ mm100n/ mm由前可知z0.86就k h1 z 21 0.86 21.35故kk a k v k h k h1.251.141.431.352.75验算齿面接触疲惫强度hz e z h z2000kt3u13d d3u189.82.50.8620002.75105.072.2310.811432.23547mpah 4638mpa 安全 （4） ）验

31、算齿根弯曲疲惫强度由式kft y y yffasafbm 前可知，ft2512n， b61mm， m2mm ；载荷系数 k； kk akv k f kf ；a. 使用系数k a 同前，即 k a1.25 ；b. 动载系数kv 同前，即 k v1.14 ；c. 齿 向 载 荷 分 布 系 数 k f； 由 图 9-25 ， 当 k h1.44 ，b h612.25m61 2.25213.56 时，查出 k f1.4 ；d. 齿间载荷安排系数kf；由k a ft / b51.5 n/ mm100 n/ mm ，查表9-8 ，知kf1 y，又由y0.250.75 /0.250.75 / 1.760.

32、68， 得k f1 y1 0.681.47 ；故kk a k v k f k f1.251.141.41.472.93 ；齿形系数yfa ；由 z338 ， z487 ，查图 9-32 ，得yfa 32.45 ，yfa 42.2 ；齿根应力修正系数ys ；由 z338 ， z487 ，查图 9-33 得，ysa31.66 ， ysa41.78 ；重合度系数 y ；同前， y0.68 ；许用弯曲应力f ；由式ff limsfynyx；式中弯曲疲惫极限应力f lim，由图 9-36c ，查得：f lim 3600 mpa ,f lim 4430mpa 按 mq查值 ； 安全系数 sf， 由表 9-

33、11取 sf1.25； 寿命系数 yn ， 由n5.86108 , n2.6310 8 ，查图 9-37 ，得 y0.9, y0.9 ；尺寸34n 3n 4系数yx ，由 m2mm ，查图 9-38 ， yx 3就yx 41 ；f lim 3 yy6000.91432mpaf 3n 3x 3sf1.25f lim 4 yy4300.91310 mpaf 4n 4x 4sf1.25验算齿根弯曲疲惫强度kft2.932512f 3yfa3 ysa3ybm6122.451.660.68167mpakftf 3432 mpa2.932512f 4yfa 4 ysa4 ybm6122.21.780.68

34、161mpaf 4310mpa故弯曲疲惫强度足够；（5） ）确定齿轮的主要参数及几何尺寸z338, z487, m2mm分度圆直径d3mz3d4mz423828776mm 174mm齿顶圆直径da 3da 4d32md 42m76221742280mm 178mm齿根圆直径d f 3d f 4d 32.5md 42.5m761742.522.5271mm 169mm齿宽b4b61mmb3b45 10 mm615 10 mm66 71mm 取b369mm中心距a1 dd 21 762174125mm34（6） ）确定齿轮制造精度由前运算知 v1.94 m/ s 查表 9-13 ，确定齿轮第公差组

35、为 8 级精度，第、公差组与第组同为 8 级；按机械设计手册举荐确定其齿厚偏差，小齿轮为 gj，在其零件工作图上标记为： 8gjgb/t10095-1988， 大齿轮齿厚偏差为 hk，其在零件工作图上标记为： 8hkgb/t10095-1988；（7） ）确定齿轮的结构、尺寸并绘制零件工作图（见附录1五轴的设计运算由于中间传动轴上有大小两个齿轮， 输入轴和输出轴轴长的确定应以轴为参照，故应先设计轴；1. 中间轴的设计已知： ppii5.28kw, nnii342.86r/ min, ttii105.07 n. m ；轴上齿轮：齿轮2分度圆直径 d2180mm ，b254mm，齿轮3 小直齿轮分

36、度圆直径 d 376mm，宽度 b369mm（1） ）挑选轴的材料选用 45 钢，正火处理； 估量轴的直径小于 100mm，由表 13-1 查得：b600mpa， s 1275mpa， 1300mpa，140mpa；（2） 按轴所承担的扭矩初估轴的最小直径p由式 dc 3， 查表 13-2得 tn30 40mpa，c118 107 ， 取c118 （此轴为转轴，又是减速器的中间轴） ；就dc3p nc35.28342.8629.36mm因最小直径在装齿轮处，此处有一键槽，故轴径应增大5%，即d1.0529.3630.82mm取标准值d28mm（3） 轴的结构设计确定各轴段的直径考虑轴上的两个齿

37、轮分别由轴的两端装拆， 此处装大齿轮和小齿轮处的轴头直径均取为 28mm，轴环和轴头直径过渡处的倒圆半径取1.5mm，与轴头协作的齿轮孔的倒角尺寸为2mm，轴环和轴头半径差为 2 3 倍的倒角尺寸，所以轴环直径取38mm；两端装轴承处的轴颈应小于28mm，同时考虑滚动轴承内径的标准值，所以轴颈直径取为25mm；初选轴承类型及型号因轴承担径向而不承担轴向载荷的作用，所以选用深沟球轴承；依据轴颈直径为 25mm，初选 6205 轴承，轴承采纳飞溅润滑，轴上不设置挡油板；确定各段轴的长度齿轮和轴承间采纳套筒进行轴向定位； 为保证套筒与齿轮端面靠紧而定位，装齿轮处的轴头长度应略小于齿轮轮毂宽度，所以装大齿轮和小齿轮处的轴头长度分别取为52mm和 67mm；取轴环宽度 b8mm，小齿轮端面到减速器内壁距离取为13mm；轴承端面到减速器内壁的距离取 为 5mm，所以右端套筒长度为 14mm，左端套筒长度为 14mm，由机械设计手册查得 6205 轴承的宽度为 17mm；轴端倒角尺寸取为1mm，所以装左轴承的长度为 34mm，装右端轴承段轴的长度为 34，轴的全长为 195mm；轴上零件的周向固定大齿轮及小齿轮处均采纳 a 型一般平键联接， 由手册查得截面尺寸bh 为8m