链式传动系统设计(课程设计)

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53.1总传动比i53.2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 74.3计算额定功率 74.4 计算链节数 ，初定中心距 =40P84.5初定中心距a84.6 确定实际中心距84.7选取链节距p84.8 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

2、用应力85.2按齿面接触强度计算中心距a95.3 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146.1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a146.3 匹配参数156.4验算齿根弯曲疲劳强度18 6.5齿轮主要几何参数19七 轴的设计计算197.1 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238.1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24十 设计体会26参考文献26一、设计任务1设

3、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。在中等规模制造厂制造。动力来源：电力三相交流380/220V。速度允差5%。 2、 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：=FV=68000.65=4.42KW 2.3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

4、中: 滚筒效率： = 0.96 联轴器效率： = 0.99 链传动效率： = 0.93 球轴承： =0.99 斜齿轮啮合效率： = 0.98传动总效率: 2.4所需电动机的输出功率所需电动机功率 := =4.42/0.8154=5.42kw 2.5计算传动滚筒轴的转速 =38.8 r/min 2.6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=5.5KW， 同步转速1500 r/min;或选Y系列三相异步电动机Y132M2-6,额定功率额定功率=5.5KW,同步转速1000 r/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

5、/kW同步转速r/min满载转速r/min总传动比1Y132S4 5.515001440 37.6962Y132M26 5.51000960 25.565 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 P0/ KW 5.5电动机轴伸长度E/mm 80电动机满载转速 n0/(r/min) 1440电动机中心高H/mm 132电动机轴伸直径 D/mm 38堵转转矩/额定转矩T/N.m 22三、传动装置的运动及动力参数的选择和计算3.1总传动比

6、i总传动比: =/ =1440/38.8=37.113 3.2各级传动比的分配 传动比为24，取 则减速的传动比：=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：=4.3 低速轴的传动比：= 14.27/4.3=3.33.3各轴功率、转速转矩的计算0轴：即电机轴 P0=5.42KW n0=1440 r/min T0=9550P0/n0=95505.42/1440=36 轴：即减速器高速轴 P1= 5.420.99=5.37 KW n1= n0 =1440 r/min T1=9550P1/n1=95505.37/14

7、40=35.61 轴：即减速器中间轴 P2= P1=5.370.990.98=5.21 kw n2= n1/=1440/4.3=334.9 r/min T2=9550P2/n2=95505.21/334.9=148.57 轴：即减速器的低速轴 P3= P2=5.210.990.98=5.05 kw n3= n2/i2=334.9/3.3=101.5 r/min T3=9550P3/n3=95505.05/101.5=475.15 轴：即传动滚筒轴 P4= P3=5.050.990.93=4.65 kw n4= n3 /i链 =101.5/2.6=39r/min T4=9550P4/n4=955

8、04.65/39=1138.65 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/N.m 传动形式传动比i效率0轴5.42144036连轴器1.0099轴5.37144035.61 齿轮传动4.3098轴5.21334.9148.57齿轮传动3.3098轴5.05101.5475.15 链传动2.6093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：P= 5.05kW，n1=101.5r/min，i=2.6。4.2选择链齿数 估计链速v3m/s，考虑传动比，i=2.6，并尽

9、量减小动载荷取z1=21。则：z2=iz1=2.621=54.6，取：z2=55，4.3 计算额定功率 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=1.50.95.05/1.0=6.8175KW4.4 计算链节数 ，初定中心距 =40P初选中心距a0=40p，则： =118.73mm取链长LP=120节。4.5初定中心距a 则中近距为：aa0+(Lp-Lp0) p/2=1290.16mm4.6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=(0.020.04）a=25.851.6m

10、m可取：a=12451260mm，并可调。4.7 选取链节距p根据P0和n1查的连号为No 20A，节距p=31.75mm。4.8验算链速 V=Z1n1P/601000=21104.5231.75/601000=1.13，取=561MPa 5.2按齿面接触强度计算中心距a取1.0 由机械设计表55查得：=189.8 取0.35 T1=35610m 初取： , 暂取：估取： 由机械设计式541 计算 =2.47= =113mm 根据设计合理性取：a=115mm 5.3 匹配参数一般取： mm取标准模数： 总齿数： =112.48整取 ： =113小齿轮齿数 ：z1=/(u+1)=21.3整取：

11、z1 =21 大齿轮齿数： z2= - z1 =92取： z1=21 z2=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=d1n1/601000=42.7441440/601000=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 vz1/100=3.22321/100=0.67683 m/s按7级精度查机械设计取5-4(d)得：齿宽：取整：b2=45 mm b1=50 mm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： 端面压

12、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5.4验算齿根弯曲疲劳强度由机械设计式5-44= =/=21/ =22.14 =/=92/=96.97 查机械设计图5-14得：=2.75,=2.25查机械设计图5-15得：=1.575,=1.8由机械设计式5-47计算：=1-=1-1=0.91 由机械设计式5-48计算：=0.25+=0.25+=0.69 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：1.0取： Yx=1.0取： =314Mpa =300Mp

13、a = =77.89MPa=314Mpa 安全 =72.89MPa=300MPa 安全5.5齿轮主要几何参数Z1=21 Z2=92 mn=2mm d1=42.743mm d2=187.257 mm = =42.743+212=46.743 mm =187.257+212=191.257 mm =-=42.743-2(1+0.25)2=37.743 =-=187.257-2(1+0.25)2=182.257 =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，da2500m 因此，做成腹板结构。六、低速级

14、斜齿圆柱齿轮的设计计算6.1选择齿轮材料和热处理，确定许用应力 由前面计算得知：轴传递的功率P2=5.21kw，转速n1=334.9r/min，转矩T1=148.57N.m，齿数比u=3.3，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217255HB 大齿轮为45钢，正火处理，硬度为190217HB 齿轮精度为7级计算应力循环次数N (由机械设计式533)=60=60334.91(163005)=4.82256108 =/=4.82256108 /3.3= 查机械设计图517得：1.05

15、, 1.13取：=1.0,=1.0,=1.0,=1.0查机械设计图516得：=580MPa, =545MPa由式528 =609MPa =615.85MPa 6.2按齿面接触强度计算中心距a(u+1)mmT2=148570Nmm 初选=1.2，暂取,0.35由式542 0.99由表55 得=189.8由式541 计算估取 =arctan(tan/cos)= arctan(tan200/cos120)=20.4103 0= arctan(tancos)= arctan(tan12cos20.41030)=11.26650 则=2.47(u+1)=152.748mm圆整取： =155mm 6.3

16、匹配参数一般取： =(0.010.02)= (0.010.02)155=1.553.1取标准值： =2mm 两齿轮齿数和 ： =151.6 取：=152 =/(u+1)= =35.3取：=35= -z1=152-35=117 实际传动比： =3.343 传动比误差： 5% 故在范围内。修正螺旋角 ：=arccos= arccos=11.29110 与初选 接近，不可修正=71.382mm =238.618mm 圆周速度： V=1.252m/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：=1.25/100=1.25235/100=0.4382 m/s按7级精度查机械设计图

17、5-4得动载系数=1.02齿宽 b=0.4155=54.25mm取： mm mm =55/71.382=0.771 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：=1.11查机械设计表5-4得： =1.1载荷系数=1.251.021.111.1=1.558 由机械设计式5-42 =0.99 计算重合度，以计算：=+2m=71.382+21.02.0=75.782mm =+2m =238.618+21.02.0=242.618mm arctan(tan/cos)= arctan(tan200/cos11.29110)=20.3630 =cos=71.382cos11.29110

18、=66.921mm =cos=238.618cos11.29110=223.706mm =arccos= arccos =27.9850 =arccos= arccos =22.7720 =(tan-tan)+(tan-tan) =35 +117=1.798 = =1.714 由机械设计式5-43计算 = arctan(tancos)=10.6020= =2.421 由机械设计式5-38计算齿面接触应力=2.45189.80.7460.99 =503MPa=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：= =/=35/ =37.114 =/=117/=124.065查机

19、械设计图5-14得：=2.47,=2.22查机械设计图5-15得：=1.67,=1.76由机械设计式5-47计算 =1-=1-1=0.9 由机械设计式5-48计算 =0.25+=0.25+=0.653 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： 1.0取： Yx=1.0取： =314Mpa =300Mpa = =143MPa=314Mpa 安全 =135MPa=300MPa 安全 6.5齿轮主要几何参数Z1=35 Z2=117 mn=2.0mm d1=71.382mm d2=238.618mm = =71.382+21

20、2.0=75.782mm =238.618+212.0=242.618mm =-=71.382-2（1+0.25）2.0=66.382 mm =-=238.618-2（1+0.25）2.0=233.618mm =155mm 取=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. 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 ，=0.95，并取， =20.5 =17.4 取S=1.51.8 SS, 满足要求八、滚动轴承的选择和寿命验算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

21、由机械设计课程设计查得6207型轴承：=19.8KN =13.5KN 轴承承受轻度载荷冲击,所以取=1.2 8.2计算轴承的受力 由前面计算得知： 合成支反力：=507.6N =1275.88N 8.3计算当量动载荷 =507.61.2=609.12N =1275.881.2=1531.056N8.4计算轴承寿命 计算轴承2的寿命= =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

22、长为80mm,传递转矩T=35610 1. 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= 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=100120MPa。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=435610/30770=9