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，确定许用

2、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设计

3、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：=F×V=6800×0.65=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

4、课程设计表17-9得式中: 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

5、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

6、力参数的选择和计算3.1总传动比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=9550×P0/n0=9550×5.42/1440=36 轴：即减速器高速轴 P1= 5.42×0.99=5.37 KW n1= n0 =1

7、440 r/min T1=9550×P1/n1=9550×5.37/1440=35.61 轴：即减速器中间轴 P2= P1·=5.37×0.99×0.98=5.21 kw n2= n1/=1440/4.3=334.9 r/min T2=9550×P2/n2=9550×5.21/334.9=148.57 轴：即减速器的低速轴 P3= P2·=5.21×0.99×0.98=5.05 kw n3= n2/i2=334.9/3.3=101.5 r/min T3=9550×P3/n3=9550&

8、#215;5.05/101.5=475.15 轴：即传动滚筒轴 P4= P3·=5.05×0.99·0.93=4.65 kw n4= n3 /i链 =101.5/2.6=39r/min T4=9550×P4/n4=9550×4.65/39=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

9、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，并尽量减小动载荷取z1=21。则：z2=iz1=2.6×21=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=1.5×0.9×5.05/1.0=6.8175KW4.4 计算

10、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=25.851.6mm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/60×1000=21×104.52×31.75/60×1000=1.13<15

11、m/s链速适宜。4计算压轴力F=5050/1.16=4469 N取压轴力系数KQ=1.2，则 QF =KQ×Ft=1.2×4469 =5362.8 N5确定润滑方式根据链号No 20A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：5.1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 ： 5.37kW小齿轮转速 ： 1440 r/min 传动比 ：4.3 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.选择齿轮材料精度等级齿轮减速器为一般机械，小

12、齿轮材料选用45钢，调质处理，由机械设计表51查得 小齿轮45调质，硬度217255HB，取硬度为235255HB； 大齿轮材料选用45钢，正火处理，硬度162217HB，取190217HB。 齿轮精度等级为7级计算应力循环次数N (由教材式533)=60jLh=60×1440×1×(5×300×16)=2.07×109=/=2.07×109/4.3=4.82×108查机械设计图5-17得=1.0, =1.03取Zw=1.0，=1.0，=1.0，=1.0由机械设计图5-16(b)得:=580Mpa，=545MPa由

13、教材式(5-28)计算许用接触应力=ZN1ZXZWZLVR=580Mpa =ZN2ZXZWZLVR=561Mpa 因为>，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： z1 =21 大齿轮齿数： z2= - z1 =92取： z1=21 z2=92 实际传动比：

14、 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=d1n1/60×1000=×42.744×1440/60×1000=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 v×z1/100=3.223×21/100=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： 端面压力角：齿轮基圆直径：齿

15、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 =300Mpa = =

16、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+2×1×2=46.743 mm =187.257+2×1×2=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

17、顶距离x<5，因此齿轮和轴可制成一体的齿轮轴。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=60&#

18、215;334.9×1×(16×300×5)=4.82256×108 =/=4.82256×108 /3.3= 查机械设计图517得：1.05, 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=148570N·mm 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

19、/cos120)=20.4103 0= arctan(tancos)= arctan(tan12°×cos20.41030)=11.26650 则=2.47(u+1)=152.748mm圆整取： =155mm 6.3 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

20、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=1.252×35/100=0.4382 m/s按7级精度查机械设计图5-4得动载系数=1.02齿宽 b=0.4×155=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=1.25×1.02×1.11×1.1=1.558 由机械设计式5

21、-42 =0.99 计算重合度，以计算：=+2m=71.382+2×1.0×2.0=75.782mm =+2m =238.618+2×1.0×2.0=242.618mm arctan(tan/cos)= arctan(tan200/cos11.29110)=20.3630 =cos=71.382×cos11.29110=66.921mm =cos=238.618×cos11.29110=223.706mm =arccos= arccos =27.9850 =arccos= arccos =22.7720 =(tan-tan)+(tan

22、-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=2.45×189.8×0.746×0.99× =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

23、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+2×1×2.0=75.782mm =238.618+2×1×2.0=242.618mm

24、 =-=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 7.1 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：查机械设计表（8-2）得：=110160，取：=115考虑轴端有一个

25、键槽，在计算时应该增加3%5%=17.83mm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. 7.2 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

26、力，绘制空间受力简图圆周力： =/=2×35610/42.743=1670N 图7-1 轴向力：径向力：齿轮的分度圆直径： =42.743mm 齿轮的齿根圆直径： =37.743mm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 ×47.5-R1H×162.5-Fa×21.37=0 R1H =(620×47.5-320×21.37)/162.5=139.15N 即： R2H=480.85N R2V×162.5-Ft×115=0R2V= 16

27、70×115/162.5=1181.8 N R1V×162.5-Ft×47.5=0 R1V=488.154 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 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，选择弯矩较大的剖面和剖面进行验算。根据机械设计查得=59 MPa剖面的计算应力： 安全 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, =22.04mm 考虑键槽影响，有一个键槽，轴径加大5% mm 该值小于原设

28、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、剖面进行验算：剖面所受扭矩大，轴肩圆角处有应力集中。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. 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。 绝对尺寸影响系数和表面质量系数查得：查得：，并取=54.46 =28 取S=1.51.8 S>S, 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 S>S, 满足要求八、滚动

29、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 =×=507.6×1.2=609.12N =×=1275.88×1.2=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

30、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=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

31、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=4×3561

32、0/30×7×70=9.69MPa<安全中间轴上大齿轮联接的键：=4T1/dhL=4×148570/37×8×36=55.77MPa <安全 中间轴上小齿轮联接的键:=4T1/dhL =4×148570/37×8×50=40.15MPa<安全低速轴上大齿轮联接的键:=4T1/dhL=4×475150/52×10×45=81.22MPa<安全低速轴上与链连接的键:=4T1/dhL =4×475150/44×8×56=96.42MPa<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