链式运输机传动装置的设计说明书

目录1设计任务书 (2)2电动机的选择计算 (2)3传动装置的运动和动力参数计算 (3)4链的计算 (5)5斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 (7)6轴的设计计算 (18)7滚动轴承的选择与寿命验算 (24)8键联接的选择和验算 (26)9课程设计的总结 (26)10参考文献 (41)1 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ωP =Fv/1000=5300×0.8/1000=4.24kW 2.3传动装置的总效率ηηηηηη5423421⋅⋅⋅⋅=查表确定各部分效率如下： 弹性联轴器的效率：1η=0.99 一对滚动轴承的效率： 2η=0.99 闭式齿轮传动的效率：3η=0.97 滚子链的效率：4η=0.92 传动滚筒效率： 5η=0.96 2.4所需电动机的输出功率 ηωp p r == 5.37 kw2.5计算传动滚筒轴的转速 w n =6.5428.014.380.06060=⨯⨯=D v π r/min 2.6选择电动机以同步转速1500r/min 及1000r/min 进行比较ωP =4.24kWη=0.79r p =5.37kww n =54.6r/m in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1 Y132S--4 5.5 1500 1440 68 34.782 Y132M2--6 5.5 1000 960 84 30.19 选方案1：Y132M2--6，额定功率P 0=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i 19.435.11==ii 减 61.3/12==i i i 减 i=0n /ωn =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i 01=(2～3)则闭式圆柱齿轮传动的传动比12i =01i i =311.37=12.24满足i 12=(10～15)3.4各轴功率、转速转矩的计算 0轴：即电动机轴 0P =r P =5.37kw 0n =960r/min 0T =955096053.5955000⨯=n p =53.42N.m1轴：即减速器高速轴 1P =0P ⨯1η =5.59⨯0.99=5.32kw1n =n 0=960r/min 1T =955011n P =9550⨯144053.5=52.92N.m 2 轴：即减速器中间轴 2P =1P ⨯2η⨯3η=5.32⨯0.99⨯0.97=5.11kw 2n =11i n =960/4.19=197.1r/min 2T =955022n P =9550⨯24.35453.5=247.6N.M3轴：即减速器低速轴p 3=ηη232⨯⨯p =5.31×0.99×0.97=4.91kwn 3=in 22=61.324.354=54.60r/min T 3=9550n p 33=9550⨯69.11709.5=858.8N.m 4轴：即传动滚筒轴 4P =3P ⨯2η⨯4η =5.09×0.99×0.92=4.47kw4n =i n 链3=269.117=21.84r/min T 4=955044n P =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/mi n0T =53.42N ·m 1P =5.53kw1n =960r/min1T =52.92N ·m2P =5.11kw 2n =197.1r/min2T =247.6N ·m3P =4.91kw3n =54.6r/mi n3T =858.8N.mP 4=4.47KW n 4=21.84r/m in4 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/min Ⅲ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 P 4=4.47KW n 4=21.84r/minT 4=1954.6N ·m 根据链速 按表4-13的推荐选取小链轮齿数Z 1 取Z 1=19 则Z 2=47（2）确定链号和链节距轴序号功 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5.32 960 52.92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2 0．92Ⅳ轴4.4721.841954.6T 4=1954.6N ·m链号和节距，可根据所传递的功率P 及小链轮的转速n 1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P 0 ≥)(KW K P K K PZ A式中，P — 传递的功率，KW ；K A —工况系数，见表4-14； K Z — 小链轮齿数系数，见图4-39； K P —链系数，见表4-15； P 0 — 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 s m n pz v /1566.010006011≤=⨯=（4）确定链条节数和中心距 一般推荐初选中心距a 0=(30-50)p 最大为a 0max =80p ， 张紧装置或托板时a 0max ≥80p ， 距不可调时，a 0≈30p 。

取a 0=40p=40⨯38.10=1524 链节数L P =212212)2(220πz z a p z z p a -+++=pp 40+24719++2)21947(40π-p p =113.5 取L P =114 中心距 a=4p mm Z Z Z Z L Z Z L P P ⎥⎦⎤⎢⎣⎡-++-+--21222121)2(8)2(2π =⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛-+⎪⎭⎫ ⎝⎛+-+⎪⎭⎫ ⎝⎛+-22219478247191142471911441.38π =1552.6 a=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 ∆=0.004a mm 'a =a-a ∆=1560-1560⨯0.004=1497.6mmz 1=19 z 2=47P =4.91kw p=38.10mm（5）计算压轴力F t =v p 1000=06.191.41000⨯=7439.39NQ F =K Q ⋅F t =υP K Q ⋅1000 =06.191.415.11000⨯⨯=8555.30N式中，K Q -压轴力系数，取为1.15。

F t -链传动的圆周力，N 。

（6）链轮的几何尺寸计算链轮直径： d =)180sin(1z p=)19180sin(10.38=231.48mm轮毂宽度：d f =d-d 1=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 =601n j n L =60⨯960⨯5⨯2×（300⨯8）=1.24⨯910N 2=iN 1=19.424.1109⨯=10855.2⨯查得zN 1 =1.0zN 2=1.05 （允许有一定点蚀）查得 0.121==X x Z Z 取0.1min =H SL P =114mma=1552.6mma ∆=62.4 a ’=1497.6mmF t =7439.39NQ F =5522Nd=172.78mm得MPa H 5801min =δ MPa H 5452min =δ 取zw =1.0zLVR=1.0[]σH 1=z z z z sLVR x w N H H 11min1lim σ=0.10.10.10.10.1580⨯⨯⨯⨯=580MPa []σH 2=z z z z sLVR x w N H H 22min2lim σ=0.10.10.105.10.1540⨯⨯⨯⨯=572MPa因为21][][H H δδ>，取][H δ=2][H δ=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(H E H a Z Z Z Z u KT u a δϕβε+≥ (T 1=53420.31N ·m )初取2t t Z k ε=1，暂取β=13º，取35.0=Φa由表11-5查得MPa Z E 9.188=，由图11-7查得47.2=H Z 由图11-20查得99.0=βZ （u=i=4.065） mm Z Z Z Z uKT u a H E H a t 23.128])/[(2)1(321=Φ+≥σβε 取中心距a =130mm一般取n m =(0.01～0.02)a =(0.01～0.02)×130=(1.30～2.60)mm ，取标准模数n m =1.5两齿轮齿数和 ∑z = n m cos a 2β= 5.113cos 1302︒⨯⨯=168.89 取∑z =169则Z 1= ∑z /(u+1)=28.79 取Z 1=29所以Z 2=∑z -Z 1=169-29=1401Hlim σ=580MP a2Hlim σ=545MP a1N =1.24×1092N =4.55×1081][H σ=580Mpa2][H σ=572MpaT 1=53420.31Nmm E Z =188.9MPa实际传动比12z z i=实= 4.83传动比误差%8.0%100i i i =⨯-=∆理实理i <3%在允许范围内β=arccos ()a 2z z m 21n +=arccos 2601695.1⨯=12.8385º与暂取β=13º相近，H Z βZ 可不必修正1d =βcos m 1n z =︒⨯12.8385cos 295.1 =44.615 mm2d =βcos m 2n z=︒⨯12.8385cos 1405.1=215.385 mm圆周速度v=3111060⨯n d π=31060960615.44⨯⨯⨯π=2.24 m/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=A K按8级精度和1Vz /100=1002924.2⨯=0.65查图11-2(b)得v K =1.06齿宽b= a a φ =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βK =1.14,2.1=αK载荷系数K =A K v K βK αK =1.25×1.06×1.14×1.2=1.812由5-42 ︒==13cos cos ββz =0.99 计算重合度a ε，βε以计算εz1a d =1d +2*ah m=44.615+2×1.0×1.5=47.615mm 2a d =2d +2*ah m=215.380+2×1.0×1.5=218.380mmt α=arctan(tan n α/cos β)= arctan(tan200/cos12.83850)=20.4710 a =130mmn m =1.51Z =29 2Z =140β= 8385.12V=2.24m/smm b 551=b 2=50mm1b d =1d cos t α=47.179×cos20.4710=41.80mm2b d =2d cos t α=192.821×cos20.4710=201.78mm1at α=arccos 11a d d d = arccos 48.61541.80=30.70402at α=arccos 22a d d d = arccos 219.38201.78=23.1070αε=π21［1z (tan 1at α-tan t α)+2z (tan 2at α-tan t α)］ =π21[29×)471.20tan 704.30(tan ︒-︒+140×)471.20tan 107.23(tan ︒-︒]=2.2βε=nm b πβsin =π5.112.8385sin 50︒⨯=2.359由式5-43计算εZεZ =aε1=359.21=0.65 b β= arctan(tan βcos t α)= arctan(tan12.8385°×cos20.4710)=12.0520H Z =tt b a a sin cos cos 2β=︒︒︒471.20sin 471.20cos 052.12cos 2=2.44 由式5-38计算齿面接触应力H σH σ=H Z E Z εZ βZ u 1u 2222+bd KT =2.44×189.9×0.65×0.99×4.87187.4179.475042.53812.122310+⨯⨯⨯⨯⨯N =459.8MPa<[H σ]=572Mpa 所以安全K =1.8121a d =47.615.179mm2a d =218.380mm]a t =20.47101b d =41.80mm 2b d =201.780mm1at α=30.70402at α=23.1070αε=2.2主要参数：m=1.5z1 = 29z2=140 β=12.8385º 1d =44.6152d =235.385 b=505.4验算齿根弯曲疲劳强度 由公式(11-33) ][21111H S F nF Y Y Y Y m bd KT a σσβεα≤=1v z =1z /β3cos =29/︒2.83851cos 3=31.29 2v z =2z /β3cos =140/︒12.8385cos 3=151.05 查图5-14得1Fa Y =2.66,2Fa Y =2.22 查图5-15得1sa Y =1.58,2sa Y =1.81由式5-47计算βYβY =1-βε120β=1-2.3591208385.12⨯=0.74=0.7 由式5-48计算εYεY =0.25+ab εβ2cos 75.0=0.25+2.2052.12cos 75.02︒=0.58=0.6 由式5-31计算弯曲疲劳许用应力 查图5-18b 得=1lim F σ220MPa,=2lim F σ210MPa 查图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 1min1lim σ=4.1112220⨯⨯⨯=314Mpa[]=2F σX N F ST F Y Y S Y 1min2lim σ=4.1112210⨯⨯⨯=300Mpaβε=2.359εZ =0.778b β=12.0520H Z =2.44H σ=459.8Mp a1v z =31.292v z =151.05 1Fa Y =2.66 2Fa Y =2.22 1sa Y =1.58 2sa Y =1.81βY =0.7 εY =0.61F σ=nm bd KT 1121Fa Y 1sa Y εY βY =8.07.058.166.25.1240.515053420483.12⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯ =74MPa<[]1F σ=314Mpa 安全2F σ=1F σ1122sa Fa sa Fa Y Y Y Y =7458.166.281.122.2⨯⨯⨯=70MPa<[]2F σ=300MPa 故安全5.5齿轮主要几何参数1z =29,2z =140,n m =1.5mm,β=12.8385º1d =44.615mm,2d =215.380mm1a d =1d n a m h *2+=47.615mm 2a d =2d n a m h *2+=218.380mm1f d =1d -2.5n m =40.865mm2f d =2d -2.5n m =211.630mm a =21(1d +2d )=130mm取1b =50mm, b 2=45mm 低速斜齿-圆柱齿轮P=11.5kw ，n=197.1r/min ，i=3.61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=1lim F σ220M pa=2lim F σ210MPa[]=1F σ314Mpa[]=2F σ300Mpa1F σ=74MPa2F σ=70MPa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 =601n j n L =60⨯197.1⨯4.5⨯2×（300⨯8）=2.6⨯810N 2=i N 1=61.36.2108⨯=10872.0⨯查得zN 1 =1.05zN 2=1（允许有一定点蚀）查得 0.121==X x Z Z 取0.1min =H S得MPa H 5801min =δ MPa H 5452min =δ 取zw =1.0zLVR=1.0[]σH 1=z z sw N H H 1min1lim σ=0.105.10.1580⨯⨯=609MPa []σH2=z z sw N H H 2min2lim σ=0.10.10.1545⨯⨯=545MPa因为21][][H H δδ>，取][H δ=2][H δ=545MPa5.2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(H E H a Z Z Z Z u KT u a δϕβε+≥ (T 1=247592.59N ·m )初取2t t Z k ε=1.2，暂取β=12º，取35.0=Φa由表11-5查得MPa Z E 9.188=，由图11-7查得47.2=H Z 由图11-20查得99.0=βZ （u=i=3.61） mm Z Z Z Z uKT u a H E H a t 73.188])/[(2)1(321=Φ+≥σβε1Hlim σ=609Mp a2Hlim σ=545MPa 。