链板式运输机传动装置设计

设计任务书1、设计题目：链板式运输机传动装置2、系统简图：1—电动机；2、4—联轴器；3—圆锥-圆柱斜齿轮减速器； 5—开式齿轮传动；6—输送链的小链轮3、原始数据及工作要求组别 链条有效拉力 F(N) 链条速度 V(m/s) 链节距 P(mm) 小链轮齿数 Zi 开寿命（年）1 10000 0.3 38.10 17 6~3 102 10000 0.35 50.80 19 6~3 10 3 12000 0.4 63.50 21 6~3 10 4 11000 0.35 38.10 21 6~310 5 11000 0.4 50.80 19 3-610 6120000.4550.80216~310每日两班制工作，传动不逆转，有中等冲击，链速允许误差为%54、设计工作量： 设计说明书一份 减速器装配图1张 减速器零件图3~1张开始日期：2010年1月4日 完成日期：2010年1月15日目录1、设计要求 (1)2、选择电动机 (1)3、计算传动装置的运动和动力参数 (1)4、传动件的设计计算 (2)4.1圆锥直齿齿轮设计 (2)4.2圆柱斜齿轮设计 (6)4.3开式齿轮 (11)5、轴的设计计算 (15)5.1输入轴设计 (15)5.2中间轴设计 (21)5.3输出轴设计 (29)6、滚动轴承的选择及计算 (36)6.1输入轴滚动轴承计算 (36)6.2中间轴滚动轴承计算 (37)6.3输出轴滚动轴承计算 (38)7、键联接的选择及校核计算 (39)7.1输入轴键计算 (39)7.2中间轴键计算 (39)7.3输出轴键计算 (40)8联轴器的选择 (40)9、润滑与密封 (41)10、设计小结 (42)参考文献 (43)附录：输出轴零件图一张A3斜齿圆柱齿轮零件图一张A3减速器装配图一张A11、设计要求设计一用于链板式运输机传动装置，其为圆锥-圆柱斜齿齿轮减速器。

链条有效拉力F=11000N,链速V=0.4m/s,链节距为50.80mm 。

每日两班制，寿命10年，传动不逆转，有中等冲击，链速允许误差为±5%。

2、选择电动机2.1电动机类型和结构形式； 2.2电动机容量2.2.1链轮的输出功率由F=1000V P ,知 kw 4.410004.0110001000=⨯==Fv P W 2.2.2电动机输出功率 P d =P w / η 取η1=0.96（链轮）, η2=0.96（开齿轮） , η3=0.99（联轴器）, η4=0.988（滚动轴承）, η5=0.96（圆锥齿轮）；η6=0.97（圆柱齿轮）η=η1η2（η3）2（η4）4η5η6=0.80故 P d =4.4/0.80=5.5KW;2.23电动机额定功率由此可知选取型号为Y132S-4，功率为5.5KW,n=1440r/min.3、计算传动装置的运动和动力参数3.1对于链轮输出功率与转速V=100060⨯P Zn w 可知 n w =ZP 100060⨯=24.87r/min3.2传动装置的总传动比I=n/n w =1440/24.87=57.903.3分配各级传动比选择链轮传动比i 3=3,圆锥齿轮i 1=4,圆柱斜齿齿轮i 2=4.83.4各轴转速共6根轴，各轴序号如简图n1=1440 r / minn 2=n1=1440n 3 =n2/ i1=1440 /4= 360r / minn 4= n3/ i2=360/4.8=75r/minn 5=n4=75 r / minn6= n5/i3=25r/min 3.5各轴输入功率：P1=5. 5KWP 2=P×η3=5.5×0.99=5.445kwP 3=P2×η5=5.445kw×0.96=5.23kwP4= 5.23×0.998×0.97=5.01kwP 5=P4×η4×η3=5.01×0.998×0.99=4. 90kwP 6= P5×η4×0.97=4.70kw3.6各轴输入转距：T 1=9550×P1/n1=9550×5.5/1440=36.48N·mT 2= 9550×P2/n2=36.11 N·mT 3=9550×P3/n3=138.74N·mT 4=9550×P4/n4=637.94 N·mT 5=9550×P5/n5=440.37×4×0.98×0.95=1639.94 N·mT 6=9550×P6/n6=1795.44.传动件的设计计算4.1圆锥直齿齿轮设计4.1. 1.选定齿轮的精度等级、材料及齿数1）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度 2）材料选择 由《机械设计（第八版）》表10-1选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS3）选小齿轮齿数为25Z 1=,大齿轮齿数1004252=⨯=Z4.1.2.按齿面接触疲劳强度设计[]()32RR 1t 2H E t 1u 0.5-1T K z 92.2d φφσ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛≥ (1).确定公式内各计算数值 1）.试选载荷系数=t k 1.8 2）.小齿轮传递转距mm N n P T ⋅⨯=⨯=42251106.3105.953）.由《机械设计（第八版）》表10-7选取齿宽系数=R φ0.334）.由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数1/2189.8E Z MPa =5）.由《机械设计（第八版）》图10-21d 查得小齿轮的接触疲劳强度极限；MPa 6001Hlim =σ大齿轮的接触疲劳强度极限MPa 5502Hlim =σ 6）.计算应力循环次数()9H 21105.045810300821440160jL 60n N ⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==992101.264105.0458N ⨯=⨯=7).由《机械设计（第八版）》图10-19查得接触疲劳寿命系数0.92K 0.8,K H N 2H N 1== 8).计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1，故[]a 5281lim 11MP S K HN H =⨯=σσ[]a 5062lim 22MP SK HN H =⨯=σσ (2).计算1).试算小齿轮分度圆直径1t d ,()mm 85.855068.189433.05.0133.010611.38.192.2d 3224t 1＝⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯-⨯⨯≥ 2).计算圆周速度 s m 47.6100060144085.85100060n d V 1t 1=⨯⨯⨯=⨯=ππ3).计算载荷系数根据=v 6.47m/s ，7级精度，由图10-8查得动载荷系数=v k 1.15 直齿轮 ααF H K K ==1,由表10-2查得使用系数=A K 1.5根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查表得25.1K he H =β，则==ββF H K K 1.5875.125.15.1K he H =⨯=β接触强度载荷系数==βαH H V A K K K K K 3.23 4).按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 mm 02.1038.123.385.85K K d d 33t t 11=== 5).计算模数n m mm 1.42502.103z d m 11n === 取整为4mm 6)．计算齿轮相关系数m m u d R u um z d m z 16.20621'507590'1014193arccos1arccos4001004100254d 2112212211=+=︒=-==+=+==⨯===⨯==δδδ7)．圆整并确定齿宽mm R b R 03.6816.20633.0=⨯==φ 圆整取mm b mm b 65,7012==4.1.3.校核齿根弯曲疲劳强度1)．确定弯曲强度载荷系数 ==βαF F V A K K K K K 3.23 2)．计算当量齿数16.408245.0100cos Z 77.2525cos Z Z 22V297.011V1======δδZ3).查取齿形系数和应力校正系数由表10-5查得97.1595.106.2612.22s 1s 21====ααααY Y Y Y F F ，， 4)．由《机械设计（第八版）》图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，a 5001MP FE =σ大齿轮的弯曲疲劳强度极限a 3802MP FE =σ 5)．由《机械设计（第八版）》图10-18取弯曲疲劳寿命系数88.0,85.021==FN FN K K6)．计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得[][]a86..2384.138088.0a57.3034.150085.0222111MP SK MP SK FE FN F FE FN F =⨯===⨯==σσσσ7)．校核弯曲强度根据弯曲强度公式 ()[]F R F S F ZY KTY σφσαα≤-=225.01bm 2 进行校核()()[]122412211111a 55.492533.05.01470595.16.210611.323.325.01m b 2F R F S F MP Z Y Y KT σφσαα≤=⨯⨯-⨯⨯⨯⨯⨯⨯=-=()()[]222412212212a 06.1310033.05.0146597.126.210611.323.325.01m b 2F R F S F MP Z Y Y KT σφσαα≤=⨯⨯-⨯⨯⨯⨯⨯⨯=-=满足弯曲强度，所以参数合适。

4.2圆柱斜齿轮设计4.2. 1. 选定齿轮的精度等级、材料及齿数1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度 2）材料选择 由表10-1选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 3）选小齿轮齿数为23Z 1=,大齿轮齿数110.44.8232=⨯=Z ,取001Z 2= 4) 选取螺旋角。

初选螺旋角14o β=4.2.2.按齿面接触疲劳强度设计213121t H E t d H K T Z Z u d u αφεσ⎛⎫+=∙ ⎪⎝⎭（1）.公式内各计算值 1).试选 1.6t K =2).由《机械设计（第八版）》图10-30选取区域系数Z H =2.4333).由《机械设计（第八版）》图10-26查得86.078.021==ααεε，，则64.121=+=αααεεε4).小齿轮传递转距mm N n P T ⋅⨯=⨯=52253103874.1105.955).由《机械设计（第八版）》表10-7选取齿宽系数1d φ=6).由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数1/2189.8E Z MPa =7).由《机械设计（第八版）》图10-21d 查得小齿轮的接触疲劳强度极限；MPa 6001Hlim =σ大齿轮的接触疲劳强度极限MPa 5502Hlim =σ 8).应力循环次数()9H 21101.261065382132060jL 60n N ⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==892103.154101.26N ⨯=⨯=9).由《机械设计（第八版）》图10-19查得接触疲劳寿命系数0.98K 0.95,K H N 2H N 1== 10).计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1，故 []a 5701lim 11MP SK HN H =⨯=σσ []a 2.5582lim 22MP SK HN H =⨯=σσ11).许用接触应力[][][]564.3MPa 221==+=H H H σσσ（2）.计算1). 试算小齿轮分度圆直径1t dmm 4.603.5648.189433.28.48.5631.11103874.16.12d 325t 1＝⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥2).计算圆周速度 s m 14.11000603604.60100060n d V 2t 1=⨯⨯⨯=⨯⋅=ππ3).计算齿宽b 及模数nt mmm 4.604.601d b t 1d =⨯==φmm 22.22314cos 4.60z cos d m 11t nt =⨯==βmm 74.555.225.2m 25.2h nt =⨯==5.1074.54.60h b ==4).计算纵向重合度βε824.1tan z 318.01d ==βφεβ 5).计算载荷系数K由《机械设计（第八版）》表10-2查得使用系数5.1K A =根据v=1.14m/s ，7级精度，由《机械设计（第八版）》图10-8查得动载荷系数 1.02K V =,由表10-4查得 1.423K H =β,由图10-13查得 1.34K F =β,由表10-3查得 1.1H F K K αα==故载荷系数 2.54K K K K K H H V A ==βα 6).按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 mm 64.706.154.24.60K K d d 33t t 11=== 7).计算模数n mmm 97.22314cos 64.70z cos d m 11n =⨯==β8）几何尺寸计算 （1）.计算中心距 ()()mm 67.20514cos 2311023cos 2m z z a n21=⨯⨯+=+=β将中心距圆整为158mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 ()()'591367.2052311023arccos2am z z arccosn21 =⨯⨯+=+=β因β值改变不多，故,,H K Z αβε等值不必修正。