链式传动系统设计

1、目录一 设计任务 4二电动机的选择计算 42.1 选择电动机系列 . 亠L t T 、亠亠 U 严l jr/ 、.一, 42.2 传动滚筒所需有效功率 42.3 传动装置的总效率 42.4 所需电动机的输出功率 42.5 计算传动滚筒轴的转速 52.6 选择电动机 . 52.7 选择电动机的型号 5三 传动装置的运动和动力参数计算 .错. 误 !未定义书签。3.1 总传动比 i 错误! 未定义书签。3.2 各级传动比的分配 63.3 各轴功率、转速转矩的计算 .6四 链传动计算 74.1 链传动的设计计算 74.2 选择链齿数 Z1 Z2 . . 74.3 计算额定功率 P0 74.4 计算链

2、节数 Lp ，初定中心距a0=40P. 84.5 初定中心距 a 84.6 确定实际中心距 a . 84.7 选取链节距 p 84.8 验算链速 8五 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 85.1 选择齿轮材料和热处理，确定许用应力 85.2 按齿面接触强度计算中心距 a 95.3 匹配参数 105.4 验算齿根弯曲疲劳强度 125.5 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 416.1 选择齿轮材料和热处理，确定许用应力 146.2 按齿面接触强度计算中心距 a 146.3 匹配参数 156.4 验算齿根弯曲疲劳强度 186.5 齿轮主要几何参数 19七 轴的设计计算 9.

3、 17.1 轴直径计算 197.2 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 328.1 选择轴承类型及初定型号 238.2 计算轴承的受力 . 248.3 计算当量动载荷 . 248.4 计算轴承寿命 . 24九 键联接的选择和验算 42十 设计体会 6. 2参考文献 6. 2、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=0.65m/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

4、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2.1 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2.2 传动滚筒所需有效功率滚筒所需的有效功率： PI=FX V=6800X 0.65=4.42KW2.3 传动装置的总效率传动装置的总效率：24?总 联 ? 齿 ? 承 ? 链 ? 卷筒滚筒效率：滚筒 = 0.96联轴器效率：联 = 0.99链传动效率：链 = 0.93球轴承：=0.99承斜齿轮啮合效率：斜 = 0.98传动总效率 :总 0.99 0.982 0.994 0.93 0.96 0.8154总查机械设

5、计课程设计表 17-9 得式中 :2.4所需电动机的输出功率所需电动机功率：p总=Pi/总=4.42/0.8154=5.42kw2.5计算传动滚筒轴的转速60匹=60035=38.8 r/min D3202.6选择电动机查机械设计课程设计表27-1,可选丫系列三相异步电动机丫132S-4,额定功率F0=5.5KW同步转速1500 r/min;或选丫系列三相异步电动机丫132M2-6,额定功率额定功率F0=5.5KW,同步转速1000 r/min.均满足F0 Pr 。表2-1电动机数据及传动比万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- 45.51500

6、144037.6962Y132M65.5100096025.565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。2.7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P。/ KW5.5电动机轴伸长度E/mm80电动机满载转速n o/(r/mi n)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/N.m2 . 2三、传动装置的运动及动力参数的选择和计算3.1总传动比i总传动比:i总=n0/ ni =1440/38.8=37.1133.2各级传动比的分配传动比为24,

7、取i链 2.6则减速的传动比：i减i /i链=37.113/2.6=14.27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：i1. 1.3i M =43 14.27 =4.3低速轴的传动比：i2 = i减/i1= 14.27/4.3=3.33.3各轴功率、转速转矩的计算0轴：即电机轴P。=卩电=5.42KWn0=1440 r/minT0=9550X P0/n0=955OX 5.42/1440=36 N mI轴：即减速器高速轴P 1= P0 联 5.42 X 0.99=5.37 KWn 1= n =1440 r/minT1=9550X R/n1=9

8、550X 5.37/1440=35.61N mU轴：即减速器中间轴P2= P1 齿？承=5.37 X 0.99 X 0.98=5.21 kwn2= nJ i1 =1440/4.3=334.9 r/minT2=9550X P2/n2=9550X 5.21/334.9=148.57 N m川轴：即减速器的低速轴P3= P2 齿？承=5.21 X 0.99 X 0.98=5.05 kwn3= n2/i 2=334.9/3.3=101.5 r/minT3=9550 X Ps/n3=9550X 5.05/101.5=475.15N mW轴：即传动滚筒轴P4= P3 承？链=5.05 X 0.99 0.9

9、3=4.65 kwn4= n 3 /i 链=101.5/2.6=39r/mi nT4=9550X P4/n 4=9550X 4.65/39=1138.65 N m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/mi n)转矩T/N.m传动形式传动比i效率n0轴5.42144036连轴器1.00. 99I轴5.37144035.61齿轮传动4.30. 98U轴5.21334.9148.57齿轮传动3.30. 98川轴5.05101.5475.15链传动2.60. 93W轴4.65391138.65四、链传动的设计计算4.1链传动的设计计算已知条件：

10、P= 5.05kW, n1=101.5r/min, i=2.6。4.2选择链齿数Z1Z2估计链速vv 3m/s，考虑传动比，i=2.6，并尽量减小动载荷取z1=21。贝z2=iz1=2.6X 2仁54.6,取：z2=55,4.3计算额定功率R采用单排链，分别查机械设计表 4-14,图4-39，表4-15得:Ka=1.5, Kz=0.9, Kp=1,则:PoKaKzP/Kp=1.5X 0.9X 5.05/1.0=6.8175KW4.4计算链节数Lp，初定中心距 ao=4OP初选中心距ao=4Op，贝U:L po2aPz1 z22Paoz2 z122=118.73mm取链长Lp=120节4.5初定

11、中心距a则中近距为：a ao+(Lp-Lpo) x p/2=129O.16mm4.6确定实际中心距a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=(O.O2 O.O4 ) a=25.8 51.6mm可取：a=1245126Omm,并可调。4.7选取链节距p根据Po和n1查的连号为No 2OA，节距p=31.75mm。4.8验算链速V=Z 1 n1P/60X 1OOO=21 X 104.52X 31.75/60X 1OOO=1.13 h 2，取 h = h 2 =561MPa5.2按齿面接触强度计算中心距a取乙 1.0I KT2a (u 1)31 (ZhZ ZeZ / h)2

12、P aU由机械设计表 5 5查得：Ze=189.8 MPa=35610N mm初取：KtZ21.2 ,暂取：12估取：tn20b12取a0.35 T i=9550Pi由机械设计式5 41计算ZHZ , cos 0.99ZH 2cos b / cos t sin t/2 cos12cos20 sin 20at (u=4.3KT11)3i 2 aU(ZhZ ZeZ /)2J 1.0 319002.47 189.8 0.99 一1 3=113mm2 0.4 4.26561根据设计合理性取：a=115mm5.3匹配参数一般取：mn(0.01 0.02)a(0.01 取标准模数：mn 2mm总齿数：Z

13、=2acos =112.48 mn整取：z =113小齿轮齿数：Z1=z/(u+1)=21.3整取：z1 =21大齿轮齿数：z 2= z - z 1 =92取：z1=21z2=92实际传动比：iz292 4.3821乙0.02) 1151.15 2.3mm传动比误差：i P理实100% 1.9% V5%故在范围内。i理|修正螺旋角：cosmn(z, z2)/2a 2 (21 92)/(2 115) 10 421410 4214 与 13相近，故Z、ZH可不修正d1mnZjcos 42.743mmd2 mnZ2 / cos187.257mm验证圆周速度 v= n dm1/60 X 1000= n

14、X 42.744 X 1440/60 X 1000=3.223 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 Ka 1.25vX Z1/100=3.223 X 21/100=0.67683 m/s按7级精度查机械设计取5-4(d)得：Kv 1.04齿宽：b a a 0.35 11540.25mm取整：b2=45 mm b 1=50 mm按b/d 45/42.744 1.05 ,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：K 1.15按7级精度查机械设计5-4得：K 1.1K KaKvK K1.25 1.04 1.15 1.11.6445 齿顶

15、圆直径:da1d1 2h； m 42.743 2 1 2 46.743mmdb1 d1 cos t40.083mm端面压力角：t arctaarcta n（tan空 o） 20.325coscos10.7039da2d 2 2h； m187.2572 12191 .257 mm齿轮基圆直径:db2 d2cos t 175.599mm齿顶圆压力角：时arccos 匹 30.963daiat2 arccos业 23.349da2乙 tan atitan tz2 tan at2 tan t1.66bsi n1.33mn由机械设计5-43得：Z 10.776由机械设计5-18得：Z . cos 0.9

16、9基圆螺旋角:acr tan(tan cos t)10.051Zh=2cos bcos t sin t2.459ZhZeZ z2K (u 1) bd1 u475MPa H 1 561MPa故齿面接触强度合格5.4验算齿根弯曲疲劳强度由机械设计式5-44F =- YFa Ysa Y Y fbd2mnzv1 =z1/ cos3 =21/ cos310.7039 =22.1433zv2 = z2 / cos=92/ cos 10.7039 =96.97查机械设计图5-14得：YFa1=2.75, YFa2 =2.25查机械设计图5-15得：Ysa1=1.575, Ysa2=1.8由机械设计式5-47

17、计算Y :Y =1-=1-1 X 10.7039 =0.91120 120由机械设计式5-48计算Y :2 22.156由机械设计5-31计算弯曲疲劳许用应力查机械设计5-18b 得:f lim 1220MPa, f lim 2 210MPa查机械设计5-19 得:YN1 YN 21.0取:Y x=1.0取:Yst2.0,SFmin1.4F1F lim 1丫ST 丫 Y = 220 丫N1丫XSF min2.0 1 1 =314Mpa1.4F1F lim 2丫STSF minYN2Yx = 210 2.0 1 1 =300Mpa1.42KT1 Ybd1mn Fa1Ysa1Y2 1.644535

18、61045 42.743 22.75 1.575 0.69 0.91=77.89MPa F 1=314Mpa安全Y =0.25+ 0.75COS b =0.25+ 0.75 cos 12.3 =0.69F2= F1Y=77.89 1=72-89MPa F 3=300MPa安全5.5齿轮主要几何参数乙=21 Z 2=92B 10 4214mn=2mm d=42.743mm d2=187.257 mmda1= d1 2h；mn =42.743+2 X 1 X 2=46.743 mmda2 = d2 2h；mn=187.257+2X 1X 2=191.257 mmdf1=d1- 2(ha* c*)

19、mn =42.743-2 X (1+0.25) X 2=37.743df2=d2- 2(ha* c*) mn =187.257-2 X (1+0.25) X 2=182.257a=115mm b1=50mm b2=45mm齿轮的结构设计： 小齿轮：由于小齿轮齿顶到键顶距离 x5，因此齿轮和轴可制成一体的齿轮轴 对于大齿轮，da2 (u+1)3 KT2 ZhZeZ Z.2 aummT2=955oR =148570N mm初选 KtZt2=1.2，暂取12 , a 0.35由式 5 42 z cos 0.99由表 5 5 得 Ze=189.8 . MPa由式5 41计算ZH估取 n 2012t =

20、arctan(tann /cos B )=arctan(tan20 0/cos12 )=20.4103 0 b= arctan(tancos t)=arctan(tan12 x cos20.4103)=11.2665 0则Zh =2 cos bcos t sin t=2.47=2 COS11.2665.cos20.4103 sin 20.4103 (u+1)ZhZeZ ZH=3.16、2 0.35 3.322.47 189.8 0.99609=152.748mm圆整取：=155mm6.3匹配参数一般取：mn =(0.01 /7.02) t =(0.01孑-0.02)x 155=1.55 3.1

21、取标准值：mn =2mm两齿轮齿数和：z= 2acos _2 155cos12=151.6mn2.0取：z =152152乙=z /(u+1)=41=35.33.3 1取：乙=35Z2= z -z1=152-35=117实际传动比：i实zZ =可7 =3.343传动比误差：i 二空100% 1.3% v5% 故在范围内。i理修正螺旋角：B =arccos = arccos 2535 117 =11.291111 17282a2 155与初选接近，Zh，Z不可修正=71.382mm=238.618mmmnZ1 =2.0 35cos cos11.2911,mnZ22.0 117d2 =cos co

22、s11.2911圆周速度：V=SP1=一334 71.382 =1.252m/s60 1000 60 1000取齿轮精度为7级3 验算齿面接触疲劳强度：2KT u 1h=Zh ZeZ Z h bd1 u由机械设计表5-3查得：Ka=1.25Vz/100=1.252 X 35/100=0.4382 m/s按7级精度查机械设计图5-4得动载系数Kv=1.02齿宽 b= aa =0.4 X 155=54.25mm取：b260 mm d 55 mmb/d2=55/71.382=0.771K =1.11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：K =1.1载

23、荷系数 K =KA Kv K K =1.25 X 1.02 X 1.11 X 1.1=1.558由机械设计式 5-42 z .cos .cos11.2911 =0.99计算重合度a , 以计算z : da1 = d1 +2ha m=71.382+2X 1.0 X 2.0=75.782mmda2 =d2+2ha m =238.618+2X 1.0 X 2.0=242.618mmarcta n(ta n/cos B )= arctan(tan200/cos11.2911 )=20.363db1 = d1 cos t =71.382 X cos11.2911 =66.921mmdb2 = d2cos

24、 t =238.618 X cos11.2911 =223.706mmat1 =arccos 如=arccosda166.92175.782=27.985dd2at2 =arccos= arccos223.706 =22.772 0da2242.6181=2 W (tan at1 -tant)+Z2(ta n at2-tant) 1135 X tan 27.985tan 20.363+117 Xtan 22.7722tan 20.363 =1.798bsi n 55 sin11.2911 =1.714mn2.0由机械设计式5-43计算Z0.746.cos 0.99b= arcta n(ta n

25、cos t )=10.602Zh2cos b2cos14.3841=2.421cosat sin atcos20.6847 sin 20.6847由机械设计式5-38计算齿面接触应力H = ZH ZE Z Z 卫2KT2 u 12558 148570 踊 1 =503MPa3.355 71.3822H =609 Mpa 安全6.4验算齿根弯曲疲劳强度由机械设计式5-44得:zv1 =z1/ cos33zv2= z 2 / cosF=LYFaYsaYbd1mn=35/ cos3 11.2911=117/ cos311.2911=37.114=124.065=2.45 X 189.8 X 0.74

26、6 X 0.99 Xu查机械设计图 5-14 得：YFa1=2.47, YFa2=2.22查机械设计图5-15得：Ysa1=1.67, Ysa2=1.76由机械设计式5-47计算Y11 2911Y =1-=1-1 11.2911 =0.9120 120由机械设计式5-48计算Y2 2Y =0.25+0.75cos b=o.25+ 0.75 cos 10.602 =0.6531.798机械设计式5-31计算弯曲疲劳许用应力1.4Sf min查机械设计图5-18b得：Flim1 220MPa,尸吩 210MPa取：Y x=1.0取：Yst2.0,SFm.1.4F1Flim1丫StYN1Yx = 2

27、20 2 1.0 1.0=314MpaSF min1.4查机械设计图5-19得：丫阳Yn2 1.0F 2丫LYn2Yx = 210 2 1.0 1.0 =300Mpa2KT1bd1mnYFa1 Ysai Y=2 1.558 14857055 71.382 2.02.47 1.67 0.653 0.9=143MPa F 1=314Mpa 安全F2F1 刖1432.22 1.76 =135MPa F 3=300MPa2.47 1.67安全6.5齿轮主要几何参数乙=35 Z 2=117 B 11 1728m=2.0mm d1=71.382mm d2=238.618mmda1= d1 2h；mn=71

28、.382+2X 1 X 2.0=75.782mmda2 = d2 2h；mn=238.618+2X 1X 2.0=242.618mmdf1=d1- 2(ha* c*) mn =71.382-2 X( 1+0.25) X 2.0=66.382 mmdf2=d2- 2(ha* c*) mn =238.618-2 X( 1+0.25) X 2.0=233.618mma=155mm取 b1 =60mm,=55mm齿轮结构设计计算：(1) 小齿轮da1200mm制成实心结构的齿轮。(2) 大齿轮，da2S,满足要求c. W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b. 川剖面疲劳强度安全系数

29、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R2H 22.5480.85 22.510819.125N ?mmR2v 22.51181.8 22.526590.5N ?mmM 2228707.3N ?mmDd 3530r1.53.33r1.5d300.88，0.81，B =0.95,并取T35610max6.6MPaWt0.2303min0ma3.3MPai0.05 查得 K 1.82, K 1.570.25 ,32.64155=1.570.81 0.95=20.53.3 0.25 3.3S 二 S S =32.64 20.5JS2_S2S,满足要求八、滚动轴承的选择和寿命

30、验算8.1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：Cr（动）=19.8KNCr（静）=13.5KN轴承承受轻度载荷冲击,所以取f d =1.28.2计算轴承的受力由前面计算得知：RaH139.15N NRbH 480.85NRaV 488.154NRbV 1181.8N合成支反力：R1= R：h R；v = .488.152 139.152 =507.6NR2=.RH RbV = 1181.82 480.852 =1275.88N8.3计算当量动载荷R=fd X Rl =507.6 X 1.2=609.12NP2 = f d X R2

31、=1275.88 X 1.2=1531.056N8.4计算轴承寿命- PB计算轴承2的寿命L10h10660nftCP10631980060 1440 1531.05625032.78 =5.215 年预期寿命：5.215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=35610N mm1.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

32、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=37 mm，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=52 mm，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=44 mm，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 p =100120MPa。取 p =110MPa机械设计式3-1: P=4Ti/dhl p MPa高速轴与联轴器连接的键：P=4Ti/dhL