机械课程设计 (链式运输机传动装置设计)

机械设计课程设计说明
书
（机械工程学院）
设计题目：
专业班级：
指导教师：
学生姓名：
设计地点：
设计日期：
目录（一）设计任务书
（二）传动方案的拟定及说明
（三）电动机的选择
（四）计算总传动比及分配各级传动比及动力参数（五）传动零件的设计及几何尺寸的计算
（六）轴的设计及强度计算
（七）滚动轴承的选择强度校核
（八）箱体的设计及减速器附件设计
（九）减速器的润滑和密封
（十）装配图的绘制
（十一）设计小结
一、课程设计任务
题目:链式运输机传动装置设计
工作条件:工作平稳，不逆转，两班制工作，运输链速度允许误差为±5%。

原始数据:运输链工作拉力F =3.1KN;运输链工作速度v=0.9m/s;运输链链轮齿数z=17;运输链链节距P=100mm。

铸造车间用链式运输机，运输机由电动机驱动圆柱齿轮减速器、链传动至运输链板以将落砂后的热铸件运送至清理工序。

1. 电动机
2. 联轴器
3. 减速器
4. 链传动
5.链式运输机
图1.1链式运输机传动简图
二、电动机的选择
1、电动机类型的选择
选择Y系列三相异步电动机。

2、电动机功率选择
(1)传动装置的总效率:
η
总=η
联轴器
×η
圆柱齿轮
×η
轴承
3×η
链
3=0.99×0.97×0.963×0.993=0.8244
以上数据查«机械设计课程设计»表2-4而得。

(2)电机所需的功率:
P
电机=
FV
1000η
总
=
3100×0.9
1000×0.8244
=3.38KW
3、确定电动机转速
计算链轮分度圆直径：
d
链轮=
p
运输链节距
sin（180/z
链轮
）
=
100
sin（180/17）
=544.4mm
计算运输链链轮工作转速
v
5
4
2
1
3
n
运输连=
60×1000V
πd
链轮
=
60000×0.9
π×544.4
=31.59r/min
按«机械设计课程设计»表2.1和表2.2，取链传动比i链=2～5，取单级圆柱齿轮
减速器传动比i
减速器=3～6，则总传动比合理范围为i
总
=6～30.故电动机转速
可选范围为:
n
电动机=i
总
×n
运输链
=(6～30)×31.59=189.54～947.7
综合考虑，查«Y系列三相异步电动机»型号选择表，选择同步转速为750r/min，额定功率为2.2KW，满载转速为710r/min的型号为Y132S-8的电动机。

4、确定电动机型号
根据前面所选的电机类型，选定电动机的型号为Y132S-8。

其主要性能为：额定功率为2.2KW；满载转速为710r/min；额定转矩为2.0。

四、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比
i 总=
n
电动机
n
运输链
=710
31.59
=22.48
2、分配各级传动比
(1)由«机械设计课程设计»表2-1，取链传动比i
链
=3
(2)i
总=i
链
×i
齿轮
i
齿轮=
i
总
i
链
=22.48
3
=7.49
由«机械设计课程设计»表2.1，i
圆柱齿轮
=7.49不大于10，即符合选用范围。

五、动力学参数计算
1、0轴
P0=P
电机
=3.38kw
n0=n
电机
=710r/min
T0=9550×P0
n0=9550×3.38
710
≈45.46N.m
2、Ⅰ轴（减速器高速轴）
P Ⅰ=P0η
联轴器
η
滚动轴承
=3.38×0.99×0.99≈3.31kw
n Ⅰ=n0
i1
=710
3
≈236.67r/min
T Ⅰ=9550×
P
Ⅰ
n
Ⅰ
=9550× 3.31
236.67
≈133.56N.m
3、Ⅱ轴（低速轴）
P Ⅱ=P
Ⅰ
η
圆柱齿轮
η
滚动轴承
=3.31×0.97×0.99≈3.19kw
n Ⅱ=
n
Ⅰ
i
齿
=236.67
7.49
≈31.6r/min
T Ⅱ=9550×
P
Ⅱ
n
Ⅱ
=9550×3.19
31.6
≈964.07N.m
六、传动零件的设计计算
1.滚子链传动的设计计算
因为链传动处于低速级，传递功率小，所以可以选择滚子链。

1）选择链轮齿数
取小链齿轮齿数z1=19，大链轮齿数z2=i
链
×19=3×19=57
2）确定计算功率
由«机械设计»第九版表9-6和图9-13查得K A=1.0, K Z=1.38，单排链，则计算功率为
P ca=K A
K p K Z P0=1.0×1.38×3.38
1
≈4.66kw
3)选择链条型号和节距
根据P ca=4.66kw及n
Ⅱ
=31.6r/min，查«机械设计»第九版图9-14，可选链号为16A。

查«机械设计»第九版表9-1，得链条节距p=25.4mm。

4）计算链节数和中心距
初选中心距a0=(30～50)p=762～1270mm。

取a0=1000mm。

则链长节数为L P0=2a0
P +Z1+Z2
2
+(Z2−Z1
2π
)
2p
a0
=21000
25.4
+
19+57
2
+(
57−19
2π
)2
25.4
1000
≈117.7mm
取链长节数L P=118节。

查«机械设计»第九版表9-7，得中心距计算系数f1=0.24708，则链传动的最大中心距为
a=f1p[2L P−(Z1+Z2)]
=0.24708×25.4×[2×118−(19+57)]≈1004mm
5)计算链速v，确定润滑方式
v=
n
Ⅱ
Z1p
60×1000
=31.6×19×25.4
60000
≈0.25m/s
又链号为16A，故查«机械设计»第九版图9-14，应选择定期人工润滑。

6）计算压轴力F P
由F e=1000P
v =1000×3.38
0.25
=13520N
得F P≈K F
P
F e=1.15×13520=15548N
其中，F e为有效圆周力；K F
P
=1.15为水平传动时的压轴力系数。

2、圆柱齿轮传动的设计计算
2.1选择圆柱齿轮材料及精确等级
考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。

小齿轮选用40Cr 调质，齿面硬度为240～260HBS 。

大齿轮选用45钢调质，齿面硬度220HBS:根据«机械设计»第九版表10-6选7级精度。

齿面粗糙R.≤1.6~3.2μm
2.2按齿面接触疲劳强度设计
由设计计算公式进行试算，即
d 1≥2.32√(Z E δH )2u±1u KT 1 Φd
3 2.2.1确定各未知量 1）传动比：i =n Ⅰ
n Ⅱ=236.6731.6=7.49
取小齿轮齿数为Z 1=20。

则大齿轮齿数为Z 2=iZ 1=149.8，
取Z 2=150
实际传动比i 0=
15020=7.5 传动比误差：i 0−i i 0=7.5−7.497.5
=1.33%＜2.5%，故可用。

2）齿数比：u =i 0=7.5
3）试选载荷系数K=1
查«机械设计»第九版表10-7取齿宽系数
4）计算小齿轮的转矩
T 1=9.55×106×P
n Ⅰ=133.56N.m
5) 查«机械设计»第九版表10-7取齿宽系数Φd =1
6）许用接触应力
查«机械设计»第九版图10-25，可得δH1=570MPa , δH2=350MPa 。

7）由«机械设计»第九版表10-5查得材料的弹性影响系数Z E =189.8MPa 12 计算应力循环次数
N 1=60 n 1j L ℎ
=60×236.67×1×(2×8×300×10)=6.82×109
N 2=N 1i =6.82×1097.49=0.91×109 由«机械设计»第九版图10-23查得接触疲劳寿命系数K HN 1=0.90、K HN 2=0.98 按一般可靠度要求，选取安全系数S =1
故有 [δH1]=
K HN 1S δH1=513MPa [δH2]=
K HN 2S δH2=343MPa 综上所求：
d 1≥2.32√(Z E δH )2u±1u KT 1 Φd 3=2.32√(189.8513)27.5+17.51×133.56×103 13=63.7mm
模数：m=d1
z1=63.7
20
=3.18mm,取标准模数：m=3mm
3、校核齿根弯曲疲劳强度
由
δF=2KT1Y Fa Y sa
Φm z1
≤[δ]
确定有关参数和系数
分度圆直径
d1=m z1=3×19=57mm
d2=mz2=3×57=171
齿宽：b= Φd d1=1×60=60mm
齿形系数Y Fa和应力修正系数Y sa
根据齿数z1=19，z2=171，由«机械设计»第九版图10-24c大齿轮和小齿轮的齿根弯曲疲劳查表得齿形系数
Y Fa1= Y sa2=
应力校正系数
Y m1= Y m2=
许用弯曲应力[δF]
根据公式[δF]= δFlim/s F
由«机械设计»第九版图10-24c大齿轮和小齿轮的齿根弯曲疲劳查表得
δFlim1= 290MPa δFlim2=210MPa
按一般可靠度选取安全系数s F=1.25
计算两轮的许用弯曲应力
[δF]1=GF lim1/S F=290/1.25=232MPa
[δF]2=GF lim2/S F=210/1.25=168MPa
将求得的各参数带人式
δF1=2KT1Y Fa1Y sa1
Φm3z12= 2×1×234550×2.8×1.55
1×33×192
=20.99＜[δF]1
δF2=2KT1Y Fa2Y sa2
Φm3z22=2×1×234550×2.22×1.55
1×33×572
=18.40＜[δF]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够计算齿轮传动的中心距a
a=m/2( z1＋z2)=114mm
计算齿轮的圆周速度v
V=πd3n3/60×1000=0.83m/s
七、轴的设计计算
输入轴上的功率P 1、转速n 1和转矩T 1
P 1=3.88kw n 1=960r/min T 1=39.791×103N/mm 齿轮上的作用力
已知小齿轮的分度圆直径
d 1=72mm
则
F t =2T 11=1105.31N F r =F t ×tan α=491.16N
5.1.1初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为：45钢，调质处理
A0=112
d min =A 0√P 1n 13
=17.69mm 输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d 12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩：T ca =K A ×T 1,查《机械设计基础》表16-1，由于转矩变化很小，所以K A =1.2,则
T ca =K A ×T 1=47749.2N/mm
由于键槽将轴径增大4%，选择联轴器型号为：LT3型，其尺寸为：内孔直径18mm ，轴孔长度30mm ，则d 12=18mm ，为保证联轴器定位可靠，取：l 12=35mm ,半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选择轴端挡圈直径为D =30mm ,左端用轴肩定位，所以2-3段直径为：输入轴上的功率P 1、转速n 1和转矩T 1 P 1=3.88kw n 1=960r/min T 1=39.791×103N/mm 齿轮上的作用力
已知小齿轮的分度圆直径
d 1=72mm
则
F t =2T 1d 1=1105.31N F r =F t ×tan α=491.16N
5.1.1初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为：45钢，调质处理
A0=112
d min =A 0√P 1n 13
=17.69mm
输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩：T ca=K A×T1,查《机械设计基础》表16-1，由于转矩变化很小，所以K A=1.2,则
T ca=K A×T1=47749.2N/mm
由于键槽将轴径增大4%，选择联轴器型号为：LT3型，其尺寸为：内孔直径18mm，轴孔长度30mm，则d12=18mm，为保证联轴器定位可靠，取：l12=35mm,半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选择轴端挡圈直径为D=30mm,左端用轴肩定位，所以2-3段直径为：d23=25mm。