机设课程设计 链式运输机传动装置设计

1、XXXX大学课程设计任务书20XX20XX 学年第X学期 机械工程 学院（系、部） 机械设计制造及自动化 专业 0XX 班级课程名称： 机械设计课程设计 设计题目： 链式运输机传动装置设计 完成期限：自 200X 年 12 月 1 日至 200X 年 12 月 2X 日共 X 周内容及任务一、设计的主要技术参数运输链牵引力（F/N）：700输送速度 V/(m/s)：2.5滚筒节圆直径D/(mm)：300工作条件：三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差±5%.二、设计任务传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装

2、配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。三、设计工作量（1） 减速机装配图1张；（2） 零件工作图23张；（3） 设计说明书1份（60008000字）。进度安排起止日期工作内容传动系统总体设计传动零件的设计计算；减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书12.26交图纸并答辩主要参考资料1濮良贵，纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社，2001.2金清肃.机械设计课程设计.武汉：华中科技大学出版社，2007.指导教师（签字）： 年 月 日系（教研室）主任（签字）： 年 月 日机械设计课程设计学年论文 圆锥圆柱齿轮减速器 起止日期： 20XX 年 1X 月 1X日 至 20XX 年 XX

3、月XX日学 生 姓 名 XXX 班 级 机设0XX班 学 号 XXXXXXXXX 成 绩 指 导 教 师（签 字） XXX 机械工程学院年 月 日 目 录一、设计任务-（4）二、设计方案分析和原动机的选择-（4）（一）电动机选型-（4）（二）传动比的分配-（5）（三）传动装置的运动和动力参数计算-（6）三、传动零件的设计计算-（7）（一）、V带轮设计计算-(7)（二）、高速级斜齿圆柱齿轮设计计算-（8）四、轴系零件设计计算-（15）A)、输入轴设计计算-（15）B)、输出轴设计-（21）五、轴承的选择与使用寿命校核：-（27）1、与输入轴配合的轴承的选择与使用寿命校核-（27）2、与输出轴配合

4、的轴承的选择与使用寿命校核-（29）六、键连接的选择及校核计算-（31）1、高速轴系键连接的选择及计算-（31）2、与大齿轮连接的键选择及计算-（32）3、与联轴器连接的键的选择及计算-（32）七、联轴器的选择与校核-（32）八、链传动的设计-（32）九、减速器的机构、润滑和密封- (37)十、减速器附件选择-（38）十一、心得体会-（39）十二、参考文献- (39)十三 附图-(39)一、设计任务1.原始数据为：带的圆周力F/N:4000 带速 V/(m/s) ：0.6 滚筒直径D/mm : 2802.工作条件：三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输机工作链速度允许

5、误差为链速度的。 3传动方案：二、设计方案的分析和原动件的选择（一） 电动机选型（1）.择电动机的类型和结构 因为装置的载荷平稳，长期工作，因此可选用Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。该电机结构简单，工作可靠，维护容易，价格低廉，、配调速装置，可提高起动性能。（2）。是电动机功率的选择 工作机所需要的有效功率为：其中取w为工作机总效率 a传动装置总效率 Pw为工作机所要输入的功率Pw=F v/1000w=2.5或 Pw=Tn/9550w式中：F 为工作机的阻力（N）V 工作机线速度（m/s）T 工作机阻力矩（N。m）N 工作机转速（r/min）为了计算是电动机所要的功率Pd

6、，要确定传动装置的总效率。设各效率分别为：（V带），（8级闭式齿轮传达传动），（3对滚动轴承），（弹性联轴器），（开式滚子链传动）。由表查得：=0.95; =0.97; =0.98; =0.99; =0.93.传动装置总效率: =0.95*0.97*0.98*0.98*0.99*0.93=0.79853电动机所要的功率Pd：=Pw/=2.5/0.867=3.131 由课程设计课本查得：选取电动机的功率为4 。（3）。是电动机转速的选择 选用常用同步转速1000r/min和1500r/min两种对比。工作机转速 =60*1000V/d=60000*0.6/3.14*280总传动比=,其中为电动机

7、的满载转速。现将两种电动机的有关数据列于下表：方案电动机型号额定功Kw同步转速r/min满载转速r/min总传动比i1 Y112M-441000960234432Y132M1-641500142035.165由上表可知方案2传动比过大，为了能合理分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案1。 由电动机的型号及其功率以及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。由机械设计手册知电动机的机座中心高为180mm，外伸轴径为48mm外伸轴长度为110mm。（二） 传动比的分配 现总传动比=23.443. 由机械设计手册查得，V带的推荐传动比为。所以我选用=2.50； 减速器与后面的开式链传动合传动比

8、设为。根据传动比公式：所以有：=/=23.443/2.50=9.3772设减速器和后面的链轮传动比分别为，；这两级减速器传动比是的1.3倍。即=1.3i3则等于根号下1.3等于3.4915。 =/=9.3772/3.4915=2.6857（三） 传动装置的运动和动力参数计算1 各轴转速计算=960r/min=/=960/2.50=384r/min=/=384/3.4915=109.9814r/min=/=109.9814/2.2687r/min=40.95r/min2 各轴的输入功率计算=3.131=*=2.9*0.95=2.97445=*=2.771=*=2.503 各轴输入转矩计算=955

9、0*/=31.147N.m=9550/=73.974 N.m=240.614 N.m=583.028 N.m现将各轴的动力和运动参数列于下表：轴号转速N/（r/min）功率/转矩/N。m效率%传动比09603.13131.1471002.5013842.9744573.9740.953.49152109.9842.771240.6140.93162.6857340.952.50583.0280.90231三. 传动零件的设计计算(一) V带的传动设计(1) 确定计算功率Pca 已知P=3.131;=960 r/min;i1=2.50。由所引用的教材8-7查得其工作系数=1.1，则：Pca=*P

10、=1.1*3.131=3.4441。（2） 选取窄V带带型，根据Pca，由教材图8-11选取A型窄V带。（3） 确定带轮基准直径，由教材表8-4A及8-8。主动轮基准直径=112mm从动轮直径=*=2.50*112=280mm。 又由教材表8-4A知，取=280 mm。B型。实际传动比=280/112=2。50，与原分配的传动比相等。按式带的速度合适。（4） 确定窄V带的基准长度和传动中心距 根据0.7(+)<A0<2(+),初步确定中心距=2*750+3.14/2(+280)+(280-112)(280-112)/4*750=2124.848mm.由教材表8-2选取带的基准长度.

11、 实际中心距=(750+(2240-2124.849)/2)=865.152 mm。（5） 验算主动轮上的包角： =180°-（-）/a*57.5°=180°-(280-112)/865.152*57.5°=168.8343°>120°所以主动轮的包角合适。（6） 计算V带和根数Z 由=960r/min；=112 mm；=2.50；查教材表8-4a知：由线性关系得=1.16.查教材8-4b得=0.117;查教材8-5得=0.975；查教材表8-2得=1.06；于是得V带额定功率Pr=（+）*=（1.16+0.1117）*0.97

12、5*1.06=1.3143 取Z=3根。（7） 计算预紧力 查教材表8-3得 A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以有使用时应使带的际拉力.(8).计算作用在轴上的压轴力V带传动的主要参数整理于下表:名称结果名称结果名称结果带型A传动比V带根数带轮直径基准长度预紧力中心距压轴力（9）带轮的设计划内 由机械设计教材8-10查得： ；。则带轮宽度： 大带轮的轮毂孔直径由后面高速轴的设计而定。大带轮宽度L：当时，即。带轮结构图如下：（二）高速级齿轮传动的设计1选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）按传动方案我选用斜圆柱齿轮传动。因为斜圆柱齿轮具有传动稳定性高，且传动时不存在打齿的现象，

13、可以有效的延长齿轮的寿命。2）由于输送机构一般为工作机械，其速度不高。故选用87级精度。3）材料的选择：由所引用教材表10-1选择小齿轮材料为45号钢，调质处理，平均硬度为235HBS。大齿轮材料也选为45号钢，经过正火处理使其硬度为190HBS。二者硬度相差为45HBS。选用45号钢是因为其单位质量的性价比比合金钢的要高，适于做中高强度的轴和齿轮。4）先选取小齿轮齿数；则 取。齿数比。5）初次设选定螺旋角；2按齿面接触疲劳强度设计（1）确定公式的各项数值。1）试选定载荷系数。2）由机械设计教材图10-30查得；由教材图10-26，查得， 则：。3）小齿轮传递的转矩。4）由机设教材表10-7选

14、取圆柱齿轮齿宽系数。5）由机设教材表10-6查得材料的弹性影响系数 （大齿轮均采用锻造）。6）由教材图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限。再由教材图10-21C按齿面硬度查得大齿轮的接触疲劳强度极限。7）计算应力循环次数 ；（其中为1轴转速，=u）。8）由机设教材图10-19查得接触疲劳寿命系数，。9）计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为1% 安全系数（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径；2）计算圆周速度3）计算齿宽b及模数4）齿高 5）计算纵向重合度6）计算载荷系数K 由机设教材表10-2查得：使用系数；根据 8级精度，由教材图10-8查得；动载荷系数；由教材表10-3查得

15、： （假设）。再由教材表10-4查得8级精度、调质小齿轮相对轴承非对称布置时： 根据、 由教材图10-13查得：，故载荷系数。7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径如下：8）计算模数：4 按齿根弯曲疲劳强度设计：1） 计算载荷系数：2） 根据纵向重合度，从教材图10-28查得螺旋角影响系数。3） 计算当量齿数 。4） 查取齿数系数及应力校正系数，由教材表10-5查得：，。5） 由教材图10-20C按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；由教材图10-20B按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限。6） 由教材图10-18弯曲疲劳寿命系数，。7） 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数8）

16、计算大小齿轮的并加以比较 ；，以大齿轮的数值大。 （2）计算（按大齿轮） 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定承受能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关。故可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.23mm，并就近圆整为标准模数，而按接触疲劳强度算得的分度圆直径。重新修正齿轮齿数如下： ，取。 ，取，实际传动比 与原传动比3。4915基本一致。5 几何计算 （1）中心距计算将中心距圆整为139mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角：（3）计算大小齿轮的分度圆直径： （4）计算齿轮宽度圆整后取62

17、mm。则： （大齿轮的宽度）；（小齿轮的宽度）。由于、b发生了变化，故相应的有关参数、等都要进行修正，然后再修正各个计算结果，看齿轮强度是否够。 由教材表10-5查得：、；又由教材图10-26查得：、，。 （3），根本此纵向重合度，从教材图10-28查得螺旋角影响系数。 （4） 根据、8级精度，由教材图10-8查得动载荷系数。 （5）齿高 由教材表10-4查得8级精度，调质小齿轮相对支承非对称布置时， 再由教材10-13查得：； （6） 故查取、时，假设是合适的，仍用； （7）齿面接触疲劳强度计算用载荷系数 ； 齿根弯曲疲劳强度计算载荷系数 （8）由教材图10-30选取区域系数 （9） （10

18、） ，知大齿轮的数值大。（11） = 实际、 均大于计算的要要求值，故所设计选用的齿轮强度足够。6 齿轮的结构设计，小齿轮由于直径较小，采用齿轮轴结构，大齿轮孔板式结构，结构尺寸用经验公式和后续设计的中间轴配合段的直径来进行计算 7 其结构草图如下：8 所设计的齿轮的结构参数汇总如下：名称结构尺寸经验公式毂孔直径d由中间轴设计而定轮毂直径轮毂宽度L腹板最大直径板孔分布圆直径孔板直径腹板厚度9 齿轮相关参数如下：名称公式或相关符号结果法面模数法面压力角螺旋角25mm齿数2484 传动比 35 分度圆直径 61779mm 216227mm齿顶圆直径66779mm221227mm齿根圆直径55529

19、mm209977mm中心距139mm齿宽67mm62mm四. 轴的设计 A）、输入轴的设计。 1）、输入轴上的功率，转速，转矩 2）、求作用在齿轮上的力。已知高速级小齿轮的分度圆的直径 则圆周力：；径向力： 3）、初步确定轴的最小直径 按扭转强度进行计算由公式，估算最小直径，有： 选取轴的材料为45钢，调质处理，根据教材表15-3，取则 输入轴的最小直径显然是与V带大带轮的直径配合，为了使所选的轴的直径与V带带轮的孔相适应，其用的是键连接，则，取整（前面所加的7%是根据经验：若轴截面有键槽时，要增大5%7%，两个时就要增大10%15%）。由于大带轮不是标准件，故就选大带轮的轮毂孔孔径为27mm

20、。 4）、轴的设计。 a、拟定轴上的装配方案，如下图 b、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。（1）为了满足V带带轮的轮毂孔孔径的轴向定位要求，1-2轴段的右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径为27mm,左端用弹簧垫圈和大六角螺母固定和定位，按轴端直径取六角螺母孔径D=27mm与之配合，此螺母由机械设计课程设计选为M27。由于等于大带轮的，又因为其轮毂宽度，取。由机械设计课程设计标准件查得弹簧垫圈大径为27.5mm(选自GB93-1987 16),其压紧厚度为6.8mm,和一个钢制平垫圈大径为30mm,其厚度为5mm,选自GB95-1985-8-100HV与V带带轮轮相配合的轴段。 （2

21、）初步选择滚动轴承由于我所选用的齿轮为斜齿轮会在轴向和径向产生力，故轴承不仅受有径向力也受轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求，并根据故选用圆锥滚子轴承32007型，其尺寸为，故， 右端轴承采用轴肩定位，由于轴承选用定位轴肩高度，取h=3mm,则轴肩大于小齿轮分度圆直径，则设，。右端同样采用轴肩定位取其轴径为35mm,。 （3）齿轮轴段。由于小齿轮的齿根圆的直径有55.529mm,又轴与齿轮之间需要有键定位，按轴径查的键的高度有7mm，故无法选择，则定该轴为齿轮轴，根据齿宽有。（4）设轴承端盖的总宽度为47mm，（由减速器与轴承的端盖设计）根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要

22、求，取端盖的外端面与大V带带轮右端面的距离L=80mm。（5）取齿轮距箱体内壁的距离a=10mm,考虑到箱体的铸造误差在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s,取S=8mm,已知滚动轴承宽度B=17mm,则 则轴总长度为。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。c、轴上零件的周向定位大V带带轮与轴的周向定位采用平键连接，根据1-2轴径及长度，由机械设计手册查得平键为,大V带带轮与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证，选轴的直径尺寸公差m6.d、确定轴上的圆角和倒角尺寸。参考表15-2取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图5）求轴上的载荷。a.在竖直方向，由静力平衡方程可得：b在

23、水平方向，由静力平衡分析得下列静力平衡方程：验正有：c.在垂直面内有轴的的弯矩方程如下：由此得1受力分析图中垂直面内弯矩图图（C）所示。d水平面内有轴的弯矩方程如下：由此得1受力分析图中水平面内弯矩图图（D）所示。f合弯矩方程和合弯矩图如下：由此得轴1受力分析合弯矩图图（E）所示。g绘制扭矩图转矩由上面算知此当量弯矩图在轴1受力分析图中图（F）所示；h绘制当量弯矩图转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取，最危险截面处的当量弯矩：I 校核危险截面处的强度；该轴强度合格。计算参数列入下表 载荷 水平面 垂直面 支反力F 弯矩M总弯矩= 扭矩 6）按弯扭合成应力较核轴的强度。 由于定为齿轮轴，故条件相当

24、宽裕，无需较核。 7）精确较核轴的疲劳强度。 齿轮轴轴径相对宽裕，故无需精确较核。 轴1受力分析图B）输出轴II的设计。 1）输出轴上的功率 ，转速，转矩 2）求作用在齿轮上的力。低速级大齿轮的分度圆直径，则圆周力；径向力： ；轴向力为：其力方向如图。 3）初步确定轴的最小直径。 先初步估算最小直径，轴材料45钢，调质处理， ，由于轴端与联轴器的配合是用键连接，所以为了满足强度要求，根据经验公式，该轴要相应的增大7%10%，所以按最小处理：，圆整为38mm 根据最小直径选连轴器型号 转矩（，轴已选） 根据条件查机械设计课程设计指导书选取为GY5型（GB5843-2003）刚性联轴器，其公称转矩

25、为400000，半联轴器的孔径为故，半联轴器长度L=82mm,半联轴器与轴配合的彀孔长度为 4）轴的结构设计 a、拟定轴的装配方案b、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 （1）为了满足半联轴器轴向定位，制轴肩6-7，其直径，左端定位用轴端挡圈，取其直径D=38mm。为了保证轴不压轴端面，故6-7段的长度取82mm。 （2）初步选择滚动轴承。由于齿轮用的是斜齿轮，故轴既受径向力又受轴向力的作用，故选圆锥滚子轴承，根据 故根据机械设计手册表6-1-54选用32010型圆锥滚子轴承，其尺寸，故，而，右端轴承采用轴套定位，由滚动轴承安装尺寸可得 H=15mm,故，。 （3）取安装齿轮处的轴径为

26、60mm，齿轮左端与轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮彀的宽度为62mm，为使套筒压进齿轮，取，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度取H=5m,则轴环处的直径，轴环宽度b1.4h,取，1-2段根据轴承定位要求，取，。 （4）取轴承端盖的总宽度为62mm,为增加润滑脂的要求，取端盖的外端与半连轴器左端面的距离L=28mm； （5）同轴（5）的过程求得， 则轴总长。 c、轴上零件的周向定位。 齿轮、半联轴器与周的周向定位均采用平键定位。按由机械设计手册选用A型平键表3-3-4查得平键，同时为了保证齿轮与轴的良好配合的对中性，选择轮彀与轴的配合为，同样，半联轴器与轴的连接，选用C型平键，半联轴器与轴的配合为

27、；滚动轴承与轴的周向定位是通过过渡配合来保证，选轴的尺寸公差为m6. d、确定轴上的圆角和倒角尺寸。 参考机械设计课程设计选取轴端的倒角为245，各轴肩处的半圆角见图。 e、求轴上的载荷。 （1）在竖直方向上，有静力学平衡方程： （2）在水平方向上的力，有静力平衡方程有： （3）绘制垂直平面的弯矩图，有此平面内弯矩方程如下： 其弯矩图如下图（C）所示。 （4）绘制水平面弯矩图，有此平面内弯矩方程： 其弯矩图如下图（D）所示。 （5）绘制合弯矩图，有合弯矩方程如下： 其弯矩图如下图（E）所示。 （6）绘制扭矩图： 其扭矩图如下图（F）所示。 （7）绘制当量弯矩图，有当量弯矩方程如下： 扭矩产生的

28、扭剪力按脉动变化，故取，有截面C处的当量弯矩方程： 轴2受力分析图确定轴的支点后，可得 ，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构凸，弯矩图等可以看出截面C是轴的危险截面，截面C处各计算参数如下表 载荷 水平面H垂直面V支反里F 弯矩总弯矩 扭矩 f、按弯扭合成应力较核轴的强度。 根据上表中的数据，以及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取，轴的计算应力 已知轴为45钢，调质处理，有机械设计表15-1，查得 则，故安全。 g、精确较核轴的疲劳强度。 （1）判断危险截面截面，只受扭矩的作用，轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕来确定的，因此不需要校核。五. 轴承的选择与使用寿命校核：

29、1与输入轴配合的轴承的选择与使用寿命校核： 由于传动件所选用的是斜齿轮，在啮合时不仅会产生径向力和圆周力，还会产行轴向力，而且都比较大，选用深沟球轴承不合适，故选用圆锥滚子轴承。根据机械设计手册表6-1-54和所设计的轴径，选取圆锥滚子轴承32007型，由表查得其基本额定动载荷，基本额定静载荷为。（1） 求两轴承受到的径向载荷和 将轴承受到的空间力分解为铅垂面和水平面两个部分，如下图： 其中水平面中的为通过另加转矩而平移到轴线；铅垂面中的亦应 通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。求解各个分力如下： （2）计算两轴承的内部轴向力、及轴向载荷、。 由机械设计手册表6-1-54查得32007型轴承的、

30、 因为（2） 计算两轴承的当量载荷、：轴承I：故由机械设计手册表6-1-20查得、，。轴承I工作中有在等冲击，故 由机械设计手册表6-1-19查取 轴承II：，由机械设计手册 表6-1-20查得、 由于工作中有中等冲击，故： （3） 计算轴承的寿命 因为，因此只计算最大者 ： 由工作条件为要工作为10年，且为三班制，所以实际貌取人所以理论设计计算的工作寿命比实际大得多，所以所选轴承满足设计寿命要求，所以选用32007型轴承合格。2与输出轴配合的轴承的选择与使用寿命校核： 由于传动件所选用的是斜齿轮，在啮合时不仅会产生径向力和圆周力，还会产行轴向力，而且都比较大，选用深沟球轴承不合适，故选用圆锥

31、滚子轴承。根据机械设计手册表6-1-54和所设计的轴径，选取圆锥滚子轴承32007型，由表查得其基本额定动载荷，基本额定静载荷为。（4） 求两轴承受到的径向载荷和 将轴承受到的空间力分解为铅垂面和水平面两个部分，如下图： 其中水平面中的为通过另加转矩而平移到轴线；铅垂面中的亦应 通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。求解各个分力如下： （2）计算两轴承的内部轴向力、及轴向载荷、。 由机械设计手册表6-1-54查得32010型轴承的、 因为（5） 计算两轴承的当量载荷、：轴承I：故由机械设计手册表6-1-20查得、，。轴承I工作中有在等冲击，故 由机械设计手册表6-1-19查取 轴承II：，由机械设

32、计手册 表6-1-20查得、 由于工作中有中等冲击，故： （6） 计算轴承的寿命 因为，因此只计算最大者 ： 由工作条件为要工作为10年，且为三班制，所以实际貌取人所以理论设计计算的工作寿命比实际大得多，所以所选轴承满足设计寿命要求，所以选用32010型轴承合格。六 键连接的选择及校核计算 1大V带带轮处的键，因为轴径，查机械设计手册得，由于此连接位于轴端，所以选用C型平键：GB10962003。其工作长度，又因为，得 所以所选键合格。 2输出轴与齿轮2的连接也用平键联接，因为在此处轴径、，由手册查得应选用A型平键：GB1096-2003。工作长度 所以所选键合格。 3输出轴与联轴器连接，也用

33、平键连接。因为这一轴段的直径为38mm，又因为选用的是J1型有沉头联轴器。所以，由机械设计手册查得用C型平键：GB10962003，其工作长度如下： ，又因为得： 所以所选键合格。七 联轴器的选择与校核 因为联轴器要承受的最小公称扭矩，由课本表14-1查得工 况系数 ，所以椐GB5843-2003知：选用GY5型凸缘式联轴器。它的许用转矩为400，许用最大转速为8000；其轴的孔径为范围为3042之间，因为在与此联轴器配合处的轴径只有38mm，所以选此联轴器与要求一致。八 链传动的设计 1本传动有两种主要方案可供选取，（一）是滚子链传动；（二）是齿形链传动。两者皆有不同的优点：（一）中不公制造

34、简便，而且其造价相比齿形链要便宜，且在市场上也较为多见，更换方便，传递效率也高，而（二）不具有这种在价格等到方面的优势，所以在这里选用方案（一）。 又已知传动功率，小链轮的转速，传动比，载荷平稳却为三班制工作，中心距可调，两轮连心线与水平夹角选为，设小链轮的孔径。（1） 由机械设计手册表8-2-5知 取。（2） 大链轮齿数，由于链的节数是偶数，所以其齿数一般取奇数，故取（3） 所以其实际传动比为，可用。（4） 张紧轮齿数：。（5） 设计功率：根据载荷稳定，由机械设计手册表8-2-6查得链轮工况系数，根据，估计链轮工作在额定功率曲线顶点左侧，由表8-2-7查得小链轮齿数系数。根据双排链，由表8-

35、2-8查得排数系数，（6）选链条的节距 据和，在，机械设计册图8-2-2查得链号为10A，节距P=15。875mm。（证实估计链条工作在额定功率曲线顶点右侧是正确的。）（7）初定中心距（8）确定链的节数 取。（9）链条长度L：（10）理论中心距， 根据地用插值法查得（11）实际中心距，由机械设计手册表8-2-5 mm（12）链速v （13）验算小链轮的孔径 据、，由表8-2-10查得（14）有效圆周力F （15）作用在轴上的力 倾斜传动，取（16）润滑方式 据mm和 查图8-2-4知，采用脂润滑。（17）链条标记： 10A-2-114 GB1243-1997（18）计算链上的几何尺寸。2滚子链

36、的静强度计算 ，处于低速，因此抗拉静强度不够而被破坏的几率较大，故常按下式进行抗拉静强度计算。式中链的抗拉静强度的计算安全系数； Q链条极限拉伸地荷 查得； 工况系数，查得为1； F有效圆周力 离心力引起的拉力 q链条单位长度密度 V链速 悬垂力 链传动中心距 f下垂度 两轮中心连线对水平面的倾斜度 许用安全系数取，故所选链条符合设计要求。 3滚子链链轮（1）滚子链链轮的的基本参数及主要尺寸 、齿距mm、排距，由，机械设计手册表8-2-2查得滚子外径（2）小链轮分度圆尺寸： ， 取d=117mm 小齿顶圆直径 大链轮分度圆直径： 大齿轮齿顶圆直径 齿根圆直径： 对于小链轮： 对于大链轮：（3）

37、链轮分度圆齿高 对于小链轮：对于大链轮：而 = 4小链轮所在轴的设计计算 （1）基本尺寸 同前些齿轮轴的设计计算中的值，选取为45号钢，调质处理。 由于端点联轴器用键连接= 联轴器选用前面选择的GY6型。九、减速器的机构、润滑和密封 一）箱体的主要尺寸如下箱座壁厚10mm箱盖壁厚 10mm箱座、箱盖、箱底凸缘厚度、 、5mm 5mm 25mm 地脚螺栓直径 20mm地脚螺栓数目 n 4 个轴承座连接螺栓直径 10 mm箱盖和箱座连接螺栓直径 10 mm轴承盖螺钉直径 10 mm定位销直径 d 6 mm 至外箱壁距离 2045 mm 至凸缘边缘距离2055mm 轴承座凸台半径 18 mm凸台高度

38、 h 35mm外箱壁至轴承端面距离 42 mm大齿轮齿顶圆与箱体内壁距离 1530mm箱盖、箱座肋厚m1=12mm m2=12mm二、润滑 传动件均采用浸油润滑，轴承采用油脂润滑。 三、密封 滚动轴承均采用挡油盘密封，箱盖与箱座用密封胶密封。十、减速器附件选择。 座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，其次是强度和抗震性能，此外，对具体的机械，还应满足特殊的要求，并力求具有良好的工艺性。 机座和箱体的结构形状和尺寸大小，决定于安装在它的内部或外部的零件和部件的形状和尺寸及其相互配置、受力与运动情况等。设计时，应使所装的零件和部件便于装拆与操作。 窥视孔、视孔盖：为了便于检查传动的啮合情况、润滑状态、接触斑点和齿侧间隙，并为了向箱体内注入润滑油，应在传动件啮合区的上方设置窥视孔。窥视孔尺寸应足够大，以便检查操作。视孔盖用螺钉紧固在窥视孔上，其下垫有密封垫，以防止润滑油漏出或污物进入箱体内。视孔盖可用钢板、铸铁等制成。通气器，减速器运转时，会因摩擦发热而导致箱内温度升高、气体膨胀、压力增大。为使含油受热膨胀气体能自由地排出，以保持箱体内外压力平衡，防止润滑油沿箱体结合面、轴外伸处及其他缝隙渗漏出来，常在视孔盖或箱盖上设置通气器。通气器的结构形式很多，常见的