链式传动系统设计(课程设计)

链式传动系统设计(课

程设计)

-CAL-FENGHAI.-(YICAI)-Company One1

0 目录

一 设计任务 (4)

二电动机的选择计算 (4)

2.1选择电动机系列 (4)

2.2传动滚筒所需有效功率 (4)

2.3传动装置的总效率 (4)

2.4所需电动机的输出功率 (4)

2.5计算传动滚筒轴的转速 (5)

2.6选择电动机 (5)

2.7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 (6)

3.3各轴功率、转速转矩的计算 (6)

四 链传动计算 (7)

4.1链传动的设计计算 (7)

4.2选择链齿数 1Z 2Z (7)

4.3计算额定功率 0P (7)

4.4 计算链节数 p L ，初定中心距 0a =40P (8)

4.5初定中心距a (8)

4.6 确定实际中心距a (8)

4.7选取链节距p (8)

4.8 验算链速 (8)

五高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 (8)

5.1选择齿轮材料和热处理，确定许用应力 (8)

5.2按齿面接触强度计算中心距a (9)

5.3 匹配参数 (10)

5.4验算齿根弯曲疲劳强度 (12)

5.5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 (14)

6.1选择齿轮材料和热处理，确定许用应力 (14)

6.2按齿面接触强度计算中心距a (14)

6.3 匹配参数 (15)

6.4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 (19)

7.1 轴直径计算 (19)

7.2 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 (23)

8.1选择轴承类型及初定型号 (23)

8.2计算轴承的受力 (24)

8.3计算当量动载荷 (24)

8.4计算轴承寿命 (24)

九键联接的选择和验算 (24)

1

十设计体会 (26)

参考文献 (26)

2

3 一、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=300mm

2．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%。

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：I P =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：ηηηηηη卷筒链

承齿联总????=42 查《机械设计课程设计》表17-9得式中:

滚筒效率： 滚筒η= 0.96

联轴器效率： 联η = 0.99

链传动效率： 链η = 0.93

球轴承： η承=0.99

斜齿轮啮合效率：斜η = 0.98

传动总效率: 8154.096.093.099.098.099.042=????=总η

4 2.4所需电动机的输出功率

所需电动机功率 :P 总= 总η/P I =4.42/0.8154=5.42kw

2.5计算传动滚筒轴的转速

n I =D πυ6000=320

65.06000??π=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0P =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0P =5.5KW,

同步转速1000 r/min.均满足0P >r P 。

表2-1 电动机数据及传动比

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

5

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: 总i =0n /n I =1440/38.8=37.113

3.2各级传动比的分配

传动比为2—4，取 6.2=链i

则减速的传动比：链减i i i /∑==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：

=1i 减1.3i =27.143.1?=4.3 低速轴的传动比：2i =1/i i 减= 14.27/4.3=3.3

3.3各轴功率、转速转矩的计算

0轴：即电机轴

P 0=P 电=5.42KW

n 0=1440 r/min

T 0=9550×P 0/n 0=9550×5.42/1440=36 m N ?

Ⅰ轴：即减速器高速轴

P 1= =?联η0P 5.42×0.99=5.37 KW

n 1= n 0 =1440 r/min

T 1=9550×P 1/n 1=9550×5.37/1440=35.61 m N ?

Ⅱ轴：即减速器中间轴

P 2= P 1·ηη承齿?=5.37×0.99×0.98=5.21 kw

n 2== n 1/i 1=1440/4.3=334.9 r/min

T 2=9550×P 2/n 2=9550×5.21/334.9=148.57m N ?

Ⅲ轴：即减速器的低速轴

6

P 3= P 2·ηη承齿?=5.21×0.99×0.98=5.05 kw n 3= n 2/i 2=334.9/3.3=101.5 r/min T 3=9550×P 3/n 3=9550×5.05/101.5=475.15 m N ? Ⅳ轴：即传动滚筒轴

P 4= P 3·ηη链承?=5.05×0.99·0.93=4.65 kw

n 4= n 3 /i 链 =101.5/2.6=39r/min T 4=9550×P 4/n 4=9550×4.65/39=1138.65 m N ?

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

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 ，n 1=101.5r/min ，i =2.6。

4.2选择链齿数

1Z 2Z 估计链速v ＜3m/s ，考虑传动比，i =2.6，并尽量减小动载荷取z 1=21。则：

7 z 2=iz 1=2.6×21=54.6，取：z 2=55，

4.3 计算额定功率

0P 采用单排链，分别查《机械设计》表4-14,图4-39，表4-15得

：K A =1.5，K z =0.9，K P =1，则：

Po ≥KKP/K=1.5×0.9×5.05/1.0=6.8175KW

4.4 计算链节数 p L ，初定中心距 0a =40P

初选中心距a 0=40p ，则： 2

002122212??? ??-+++=πz z a p z z p a L P =118.73mm 取链长L P =120节。 4.5初定中心距a

则中近距为：a ≈a 0+(L p -L p0) ×p/2=1290.16mm

4.6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=(0.02～0.04）a=25.8～51.6mm 可取：a=1245~1260mm ，并可调。

4.7 选取链节距p

根据P 0和n 1查的连号为No 20A ，节距p =31.75mm 。

4.8验算链速

V=Z 1n 1P/60×1000=21×104.52×31.75/60×1000=1.13<15m/s 链速适宜。

4．计算压轴力

8 F t =v

p 1000=5050/1.16=4469 N 取压轴力系数K Q =1.2，则

Q F =K Q ×Ft =1.2×4469 =5362.8 N

5．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，小齿轮材料选用45钢，调质处理，由《机械设计》表5—1 查得 小齿轮45调质，硬度217～255HB ，取硬度为235—255HB ；

大齿轮材料选用45钢，正火处理，硬度162～217HB ，取190—217HB 。 齿轮精度等级为7级

计算应力循环次数N (由教材式5—33)

1N =601n jLh=60×1440×1×(5×300×16)=2.07×109

2N =1N /2i =2.07×109/4.3=4.82×108

查《机械设计》图5-17得1N Z =1.0, 2N Z =1.03

取Zw=1.0，1lim H S =1.0，LVR Z =1.0，X Z =1.0

由《机械设计》图5-16(b)得:

9 1lim H σ=580Mpa ，2lim H σ=545MPa

由教材式(5-28)计算许用接触应力

[]1H σ=min

1lim H H S σZ N1Z X Z W Z LVR =0.10.10.10.10.1580????=580Mpa []2H σ=min 2lim H H S σZ N2Z X Z W Z LVR =

0.103.10.10.10.1550????=561Mpa 因为[]1H σ>[]2H σ，取[]H σ=[]2H σ=561MPa

5.2按齿面接触强度计算中心距a

取=x Z 1.0 321])/[(2)1(H E H a Z Z Z Z u

KT u a σβεΦ+≥ 由《机械设计》表5—5查得：E Z =189.8MPa 取=a φ0.35 T 1=1

19550n p ?=35610m N ?m 初取：2.12=εZ K t , 暂取： 12=β 估取：?==20n t αα ?==12ββb

由《机械设计》式5—41 计算H Z

99.0cos ==ββZ

t t b H Z ααβsin cos /cos 2= =?

????20sin 20cos 12cos 2=2.47 321])/[(2)1(H E H a t Z Z Z Z u

KT u a σβεΦ+≥ =()32

56199.08.18947.226.44.02319000.113.4??? ???????+ =113mm 根据设计合理性取：a=115mm

10 5.3 匹配参数

一般取： 3.2~15.1115)02.0~01.0()02.0~01.0(=?==a m n mm 取标准模数： mm m n 2=

总齿数： ∑z =n m a βcos 2=112.48 整取 ： ∑

z =113 小齿轮齿数 ：z 1=∑

z /(u+1)=21.3 整取： z 1 =21 大齿轮齿数： z 2= ∑z - z 1 =92

取： z 1=21 z 2=92

实际传动比： 38.421

9212===z z i 传动比误差： %9.1%100i i i =?-=

?理实理i ＜5% 故在范围内。 修正螺旋角 ：

"14'4210)1152/()9221(22/)(cos 21?=?+?=+=a z z m n β "14'4210?=β 与 13=β相近，故βZ 、H Z 可不修正

mm z m d mm

z m d n n 257.187cos /743.42cos /2211====ββ

验证圆周速度 v=πd 1n 1/60×1000=π×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 25..1=A K v ×z 1/100=3.223×21/100=0.67683 m/s

按7级精度查《机械设计》取5-4(d)得：04.1=V K

齿宽：mm a b a 25.4011535.0=?=?Φ=

取整：b 2=45 mm b 1=50 mm

11 按05.1744.42/45/==d b ，

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：15.1=βK 按7级精度

查《机械设计》5-4得：1.1=αK

6445.11.115.104.125.1=???==αβK K K K K V A

齿顶圆直径：

mm m h d d a a 743.46212743.422*11=??+=+=

mm m h d d a a 257.191212257.1872*22=??+=+= 端面压力角：?===325.20)7039.10cos 20tan arctan()cos tan arctan(o

o

βααn t 齿轮基圆直径：

mm d d t b 083.40cos 11==α

mm d d t b 599.175cos 22==α

齿顶圆压力角：

?==963.30arccos 1

11a b at d d α ?==349.23arccos

222a b at d d α ()()[]66.1tan tan tan tan 212211=-+-=t at t at a z z ααααπ

ε 33.1sin ==n

m b πβεβ 由《机械设计》5-43 得：776.01==α

εεZ 由《机械设计》5-18得：99.0cos ==ββZ

基圆螺旋角：?==051.10)cos tan(tan t b acr αββ

Z H=459.2sin cos cos 2=t

t b ααβ

12 MPa MPa u

u bd KT Z Z Z Z H E H H 561][475)1(2111==+=σσβε 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

F σ=n

m bd KT 222Fa Y sa Y εY βY ≤][F σ 1v z =1z /β3cos =21/ ?7039.10cos 3 =22.14 2v z =2z /β3cos =92/?7039.10cos 3=96.97 查《机械设计》图5-14得：1Fa Y =2.75,2Fa Y =2.25 查《机械设计》图5-15得：1sa Y =1.575,2sa Y =1.8 由《机械设计》式5-47计算βY ：

βY =1-βε?120β=1-1×?

?1207039.10=0.91 由《机械设计》式5-48计算εY ：

εY =0.25+a b

εβ2cos 75.0=0.25+156

.23.12cos 75.02??=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：=1lim F σ220MPa,=2lim F σ210MPa 查《机械设计》图5-19得：==21N N Y Y 1.0 取： Y x =1.0

取： 4.1,0.2min ==F t s S Y

[]=1F σX N F ST F Y Y S Y 1min 1lim σ=4

.1110.2220???=314Mpa []=2F σX N F ST F Y Y S Y 2min 2lim σ=4

.1110.2210???=300Mpa 1F σ=n

m bd KT 1121Fa Y 1sa Y εY βY

13 =91.069.0575.175.22

743.4245356106445.12????????=77.89MPa<[]1F σ=314Mpa 安全 2F σ=1F σ1

122sa Fa sa Fa Y Y Y Y =575.175.225.28.189.77???=72.89MPa<[]3F σ=300MPa 安全 5.5齿轮主要几何参数

Z 1=21 Z 2=92 β"14'4210?=

m n =2mm d 1=42.743mm d 2=187.257 mm

1a d = 1d n a m h *2+=42.743+2×1×2=46.743 mm

2a d =2d n a m h *2+=187.257+2×1×2=191.257 mm

1f d =1d -n a m c h *)*(2+=42.743-2×(1+0.25)×2=37.743 2f d =2d -n a m c h *)*(2+=187.257-2×(1+0.25)×2=182.257 a =115mm b 1=50mm b 2=45mm

齿轮的结构设计：

①小齿轮：由于小齿轮齿顶到键顶距离x<5，因此齿轮和轴可制成一体的齿轮轴。

②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：Ⅱ轴传递的功率P 2=5.21kw ，转速n 1=334.9r/min ，

转矩T 1=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217—255HB 大齿轮为45钢，正火处理，硬度为190—217HB 齿轮精度为7级

计算应力循环次数N (由《机械设计》式5—33)

1N =60h jL n 1=60×334.9×1×(16×300×5)=4.82256×10

8

14 2N =1N /2i =4.82256×108 /3.3=8

1046.1? 查《机械设计》图5—17得：=1n z 1.05, =2n z 1.13 取：w z =1.0,min H S =1.0,LVR z =1.0,x z =1.0

查《机械设计》图5—16得：1min H σ=580MPa, 2min H σ=545MPa 由式5—28 LVR W X N H H H z z z z S 1min 1

lim 1][σσ==0.10.10.105.10

.1580????=609MPa LVR W X N H H H z z z z S 2min 2

lim 2][σσ==

0.10.10.113.10.1545????=615.85MPa 6.2按齿面接触强度计算中心距a

a ≥(u+1)[]

3222???? ??H E H a Z Z Z Z u KT σφβεmm T 2=2

29550n p =148570N ·mm 初选2t t Z K ε=1.2，暂取?=12β,=a φ0.35

由式5—42 ==ββcos z 0.99

由表5—5 得E Z =189.8MPa

由式5—41 计算H Z

估取 ?=20n α ?=12β t α=arctan(tan n α/cos β)

= arctan(tan200/cos120)=20.4103 0

b β= arctan(tan βcos t α)

= arctan(tan12°×cos20.41030)=11.26650 则H Z =t

t b ααβsin cos cos 2

15 =?

????4103.20sin 4103.20cos 2665.11cos 2=2.47 α ≥(u+1)[]3222???

? ??H E H a Z Z Z Z u KT σφβε =()3260999.08.18947.23.335.021485700.1116.3??

? ????????+=152.748mm 圆整取： α=155mm

6.3 匹配参数

一般取： n m =(0.01～0.02)t α= (0.01～0.02)×155=1.55～3.1 取标准值： n m =2mm 两齿轮齿数和 ： ∑z

=n m cos a 2β=0.212cos 1552???=151.6 取：∑z =152 Z 1=∑z /(u+1)=

13.3152+=35.3 取：Z 1=35

Z 2= ∑z -z1=152-35=117 实际传动比： 1z 2

z i =实=35117=3.343 传动比误差： %3.1%100i i i =?-=

?理实理i ＜5% 故在范围内。 修正螺旋角 ：

β=arccos ()a 2z z m 21n += arccos ()155

2117355.2?+?=11.29110 "28'1711?= 与初选 接近，H Z ，βZ 不可修正

1d =β

cos m 1n z =??2911.11cos 350.2=71.382mm

16 2d =β

cos m 2n z ??2911.11cos 1170.2=238.618mm 圆周速度： V=10006011?n d π=100060382

.719.334

???π=1.252m/s

取齿轮精度为7级

3．验算齿面接触疲劳强度

H σ=H Z E Z εZ βZ u 1

u 221

+bd KT ≤][H σ

由《机械设计》表5-3查得：A K =1.25

1Vz /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v K =1.02

齿宽 b=a a φ=0.4×155=54.25mm

取：60b 2= mm 551=b mm 2/d b =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：βK =1.11

查《机械设计》表5-4得： αK =1.1

载荷系数K =A K v K βK αK =1.25×1.02×1.11×1.1=1.558

由《机械设计》式5-42 ?==11.2911cos cos ββz =0.99 计算重合度a ε，βε以计算εz ：

1a d =1d +2*

a h m=71.382+2×1.0×2.0=75.782mm

2a d =2d +2*

a h m =238.618+2×1.0×2.0=242.618mm arctan(tan n α/cos β)= arctan(tan200/cos11.29110)=20.3630 1

b d =1d cos t α=71.382×cos11.29110=66.921mm

2b d =2d cos t α=238.618×cos11.29110=223.706mm

17 1at α=arccos

11a d d d = arccos 782.75921.66 =27.9850 2at α=arccos

22a d d d = arccos 618.242706.223 =22.7720 αε=π

21［1z (tan 1at α-tan t α)+2z (tan 2at α-tan t α)］ =π

21[35×()?-?363.20tan 985.27tan +117×()?-?363.20tan 772.22tan ]=1.798 βε=n m b πβsin =

π0.22911.11sin 55?

? =1.714 由《机械设计》式5-43计算εZ

746.0798.11

1===α

εεZ 99.0cos ==ββZ

b β= arctan(tan βcos t α)=10.6020

H Z =t t b

a a sin cos cos 2

β= ???

6847.20sin 6847.20cos 3841.14cos 2 =2.421 由《机械设计》式5-38计算齿面接触应力H σ H σ=H Z E Z εZ βZ u 1

u 222

2+bd KT =2.45×189.8×0.746×0.99

× 3.313.3382.7155148570

558.122+???? =503MPa<[H σ]=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：

F σ=n

m bd KT 11

2Fa Y sa Y εY βY ≤][F σ

1v z =1z /β3cos =35/ ?2911.11cos 3 =37.114 2v z =2z /β3cos =117/?2911.11cos 3=124.065 查《机械设计》图5-14得：1Fa Y =2.47,2Fa Y =2.22

18 查《机械设计》图5-15得：1sa Y =1.67,2sa Y =1.76 由《机械设计》式5-47计算βY

βY =1-βε?120β=1-1??

1202911.11=0.9

由《机械设计》式5-48计算εY

εY =0.25+a b

εβ2

cos 75.0=0.25+798.1602.10cos 75.02?

?=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：=1lim F σ220MPa, =2lim F σ210MPa 查《机械设计》图5-19得： ==21N N Y Y 1.0 取： Y x =1.0

取： 4.1S ,0.2Y min F t s ==

[]=1F σX N F ST F Y Y S Y 1min 1

lim σ=4.1

0.10.12220

??

?=314Mpa

[]=2F σX N F ST

F Y Y S Y 2min 2lim σ=4.1

.10.12210

???=300Mpa

1F σ=n

m bd KT 11

21Fa Y 1sa Y εY βY =9.0653.067.147.20.2382.7155148570

558.12????????=143MPa<[]1F σ=314Mpa 安全 2F σ=1F σ112

2sa Fa sa Fa Y Y Y Y =67.147.276.122.2143???=135MPa<[]3F σ=300MPa 安全

6.5齿轮主要几何参数

Z 1=35 Z 2=117 β"28'1711?=

m n =2.0mm d 1=71.382mm d 2=238.618mm

1a d = 1d n a m h *2+=71.382+2×1×2.0=75.782mm

2a d =2d n a m h *2+=238.618+2×1×2.0=242.618mm

1f d =1d -n a m c h *)*(2+=71.382-2×（1+0.25）×2.0=66.382 mm

19 2f d =2d -n a m c h *)*(2+=238.618-2×（1+0.25）×2.0=233.618mm a =155mm 取1b =60mm, b 2=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：

31

101n P A d ≥ 查《机械设计》表（8-2）得：0A =110—160，取：0A =115

考虑轴端有一个键槽，在计算时应该增加3%～5%

311440

37.5115≥d =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：1d =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mm 35φ

该轴为齿轮轴，联轴器的轴向用键定位。

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