链式运输机传动装置的设计说明书

****大学机械设计基础课程说明书1目录1设计任务书……………………………………………………………………………22电动机的选择计算…………………………………………………………………23传动装置的运动和动力参数计算………………………………………………34链的计算………………………………………………………………………………55斜齿圆柱齿轮传动的设计计算…………………………………………………76轴的设计计算……………………………………………………………………187滚动轴承的选择与寿命验算…………………………………………………248键联接的选择和验算……………………………………………………………269课程设计的总结…………………………………………………………………2610参考文献…………………………………………………………………………41****大学机械设计基础课程说明书21设计任务书设计题目：链式运输机传动装置的设计。传动装置如图所示，电动机带传动驱动单级斜齿圆柱齿轮减速器，经联轴器驱动滚筒回转。运输带的工作力F=5300N，运输带的工作速度V=0.80m/s，运输带的滚筒直径D=280mm，运输带的宽度B=300mm。用于铸造车间运输工作，2班制连续工作，载荷有轻度冲击，工作寿命4.5年，小批量生产，在中等规模制造厂制造。动力来源：三相交流电380V/220V,速度允差〈5%。2.电动机的选择计算2.1选择电动机系列按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷式结构，电压380V，Y系列。2.2传动滚筒所需有效功率P=Fv/1000=5300×0.8/1000=4.24kW2.3传动装置的总效率5423421查表确定各部分效率如下：弹性联轴器的效率：1=0.99一对滚动轴承的效率：2=0.99闭式齿轮传动的效率：3=0.97滚子链的效率：4=0.92传动滚筒效率：5=0.962.4所需电动机的输出功率ppr=5.37kw2.5计算传动滚筒轴的转速wn=6.5428.014.380.06060Dvr/min2.6选择电动机以同步转速1500r/min及1000r/min进行比较P=4.24kW=0.79rp=5.37kwwn=54.6r/min****大学机械设计基础课程说明书3由查4.12-1表得电动机数据、计算出总传动比列于下表方案号电动机型号额定功率/kw同步转速r/min满载转速r/min电动机质量/kg总传动比1Y132S--45.5150014406834.782Y132M2--65.510009608430.19选方案1：Y132M2--6，额定功率P0=5.5kW，同步转速1000r/min，满载转速960r/min。由4.12-2查得电动机中心高H=132mm，外伸轴段D×E=38mm×80mm。3传动装置的运动和动力参数计算3.1初分配传动比3.2总传动比i19.435.11ii减61.3/12iii减i=0n/n=960/54.6=17.583.3各级传动比的分配根据总传动比（i=17.58，以及各种机械传动比范围，各种传动比分配如下：选取链传动的传动比01i=2,满足i01=(2～3)则闭式圆柱齿轮传动的传动比12i=01ii=311.37=12.24满足i12=(10～15)3.4各轴功率、转速转矩的计算0轴：即电动机轴0P=rP=5.37kw0n=960r/min0T=955096053.5955000np=53.42N.m1轴：即减速器高速轴1P=0P1=5.590.99=5.32kw****大学机械设计基础课程说明书41n=n0=960r/min1T=955011nP=9550144053.5=52.92N.m2轴：即减速器中间轴2P=1P23=5.320.990.97=5.11kw2n=11in=960/4.19=197.1r/min2T=955022nP=955024.35453.5=247.6N.M3轴：即减速器低速轴p3=232p=5.31×0.99×0.97=4.91kwn3=in22=61.324.354=54.60r/minT3=9550np33=955069.11709.5=858.8N.m4轴：即传动滚筒轴4P=3P24=5.09×0.99×0.92=4.47kw4n=in链3=269.117=21.84r/minT4=955044nP=95504T×63.3768.4=1954.60N.m为便于设计计算检用，现将各轴的功率、转速及转矩以及轴间的传动比与传动效率的计算结果汇总列表如下：i减=17.5801i=4.1912i=3.610P=5.37kw0n=960r/min0T=53.42N·m1P=5.53kw1n=960r/min1T=52.92N·m2P=5.11kw2n=197.1r/min2T=247.6N·m3P=4.91kw3n=54.6r/min3T=858.8N.mP4=4.47KWn4=21.84r/min****大学机械设计基础课程说明书54链传动计算4.1确定链轮齿数4.1.1原始数据Ⅲ轴输出功率4.91kWⅢ轴转速54.6r/minⅢ轴转距858.8N·m设链速v=3链i=23.1.2设计步骤和方法(1)确定链轮齿数P4=4.47KWn4=21.84r/minT4=1954.6N·m根据链速按表4-13的推荐选取小链轮齿数Z1取Z1=19则Z2=47（2）确定链号和链节距轴序号功率P/kw转速n/(r/min)转矩T/N.m传动形式传动比i效率η0轴5.3796053.42联轴器1.00．99Ⅰ轴5.3296052.92齿轮传动4.190．96Ⅱ轴5.11197.1247.6齿轮传动3.610．96Ⅲ轴4.9154.6858.8链传动20．92Ⅳ轴4.4721.841954.6T4=1954.6N·m****大学机械设计基础课程说明书6链号和节距，可根据所传递的功率P及小链轮的转速n1由图4-37所示磙子链许用功率曲线图中选定，型号N24A，。修正计算公式为P0)(KWKPKKPZA式中，P—传递的功率，KW；KA—工况系数，见表4-14；KZ—小链轮齿数系数，见图4-39；KP—链系数，见表4-15；P0—单排链在实验条件下所传递的许用功率，见图4-37。取链号为NO24A节距P=38.10（3）验算链速smnpzv/1566.010006011（4）确定链条节数和中心距一般推荐初选中心距a0=(30-50)p最大为a0max=80p，张紧装置或托板时a0max80p，距不可调时，a030p。取a0=40p=4038.10=1524链节数LP=212212)2(220zzapzzpa=pp40+24719+2)21947(40pp=113.5取LP=114中心距a=4pmmZZZZLZZLPP21222121)2(8)2(2=22219478247191142471911441.38=1552.6a=1552.61270符合设计要求取a=1560实际中心距'a应比理论中心距a小a取a=0.004amm'a=a-a=1560-15600.004=1497.6mmz1=19z2=47P=4.91kwp=38.10mm****大学机械设计基础课程说明书7（5）计算压轴力Ft=vp1000=06.191.41000=7439.39NQF=KQFt=PKQ1000=06.191.415.11000=8555.30N式中，KQ-压轴力系数，取为1.15。Ft-链传动的圆周力，N。（6）链轮的几何尺寸计算链轮直径：d=)180sin(1zp=)19180sin(10.38=231.48mm轮毂宽度：df=d-d1=231.48-22.23=209.25mm5斜齿圆柱齿轮传动的设计计算高速斜齿-圆柱齿轮P=37.5kw，n=960r/min，i=4.19，每天两班连续工作，工作寿命4.5年，八级精度5.1小齿轮选用45号低碳钢，调质处理，齿面硬度为217—255HBS，取1HBS=240大齿轮选用45号低碳钢，正火处理，齿面硬度为162—217HBS，取2HBS=190计算应力循环次数N1N=601njnL=6096052×（3008）=1.24910N2=iN1=19.424.1109=10855.2查得zN1=1.0zN2=1.05（允许有一定点蚀）查得0.121XxZZ取0.1minHSLP=114mma=1552.6mma=62.4a’=1497.6mmFt=7439.39NQF=5522Nd=172.78mm****大学机械设计基础课程说明书8得MPaH5801minMPaH5452min取zw=1.0zLVR=1.0H1=zzzzsLVRxwNHH11min1lim=0.10.10.10.10.1580=580MPaH2=zzzzsLVRxwNHH22min2lim=0.10.10.105.10.1540=572MPa因为21][][HH，取][H=2][H=572MPa5.2按齿面接触强度计算中心距a由公式(11-32)，计算中心距231)][(2)1(HEHaZZZZuKTua(T1=53420.31N·m)初取2ttZk=1，暂取=13º，取35.0a由表11-5查得MPaZE9.188，由图11-7查得47.2HZ由图11-20查得99.0Z（u=i=4.065）mmZZZZuKTuaHEHat23.128])/[(2)1(321取中心距a=130mm一般取nm=(0.01～0.02)a=(0.01～0.02)×130=(1.30～2.60)mm，取标准模数nm=1.5两齿轮齿数和z=nmcosa2=5.113cos1302=168.89取z=169则Z1=z/(u+1)=28.79取Z1=29所以Z2=z-Z1=169-29=1401Hlim=580MPa2Hlim=545MPa1N=1.24×1092N=4.55×1081][H=580Mpa2][H=572MpaT1=53420.31NmmEZ=188.9MPa****大学机械设计基础课程说明书9实际传动比12zzi实=4.83传动比误差%8.0%100iii理实理i3%在允许范围内β=arccosa2zzm21n=arccos2601695.1=12.8385º与暂取=13º相近，HZZ可不必修正1d=cosm1nz=12.8385cos295.1=44.615mm2d=cosm2nz=12.8385cos1405.1=215.385mm圆周速度v=3111060nd=31060960615.44=2.24m/s，选齿轮精度为8级5.3验算齿面接触疲劳强度按电机驱动皮带传动后，载荷有轻微冲击，由表11-3取25.1AK按8级精度和1Vz/100=1002924.2=0.65查图11-2(b)得vK=1.06齿宽b=aa=0.35×130=45.5取b=50按b/1d=50/44.615≈1.12齿轮相对轴承对称布置则K=1.14,2.1K载荷系数K=AKvKKK=1.25×1.06×1.14×1.2=1.812由5-4213coscosz=0.99计算重合度a，以计算z1ad=1d+2ahm=44.615+2×1.0×1.5=47.615mm2ad=2d+2ahm=215.380+2×1.0×1.5=218.380mmt=arctan(tann/cosβ)=arctan(tan200/cos1