链式输送机传动装置.doc
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机械设计课程设计
计算说明书
设计题目链式输送机传动装置设计
材控（铸造）专业11-1班级
设计者赵丽丹
指导老师杨现卿
2013年12月31日
河南理工大学
目录
设计任务说明书 2
一、传动方案的分析和拟定 2
二、原动机的选择和设计计算 4
三、传动装置运动和动力参数计算 6
1、各轴的转速 6
2、各轴的输入功率 6
3、各轴的转矩的计 6
四、齿轮设计 7
1、高速级齿轮设计 7
2、低速级齿轮设计 11
五、轴的设计 16
5、1轴的设计计算 16
1、轴Ⅰ的设计 16
2、轴Ⅱ的设计 18
3、轴Ⅲ的设计 19
5、2轴的校核 21
1、轴Ⅰ的校核 22
2、轴Ⅱ的校核 23
3、轴Ⅲ的校核 24
六、轴承、键及联轴器的选择和验算 24
6、1轴承的选择和验算 24
1、Ⅰ轴上轴承的选择和验算 24
2、Ⅱ轴上轴承的选择和验算 25
3、Ⅲ轴上轴承的选择和验算 25
6、2键的选择和验算 26
1、Ⅰ轴上键的选择和验算 26
2、Ⅱ轴上键的选择和验算 27
3、Ⅲ轴上键的选择和验算 28
6.3联轴器的选择和验算 29
七、减速器的润滑和密封 30
八、设计总结 31
九、参考资料 32
机械设计课程设计
——————设计计算说明书
一、传动方案的分析与拟定：
带式运输机的传动装置，其中运输链的工作力F=2000N
运输链速度v=0.6m/s链轮节圆直径D=100mm；工作条件：
三班制，使用年限10年，连续单向运转载荷平稳，小批量生产，运输链的、速度误差为链速度的。
方案一与方案二：
方案三与方案四：
方案一：
用二级圆柱齿轮减速器，这种方案结构尺寸小，传动效率高，适合于较差环境下长期工作。
方案二：
采用V带传动和一级闭式齿轮传动，这种方案外轮廓尺寸较大，有减震和过载保护作用，V带传动不适合恶劣的工作环境。
方案三：
用一级比试齿轮传动和一级一级开式齿轮传动，成本较低，但使用寿命较短，也不适用于较差的工作环境。
方案四：
是一级蜗杆器，此种方案结构紧凑，但传动效率低，长期连续工作不经济。
考虑到工作环境的恶劣，经济实用，传动效率等因素，故选择方案一的二级展开式圆柱齿轮减速器。
二、原动机的选择和设计计算：
由运输机的工作功率P=FV/1000=1.2KW由《机械设计课程设计》表9-4知滚子链传动的工作效率，故工作机的输入功率而电动机的输入功率（其中为装置的总传动效率）。
由于运输机为一般工作机器速度不高选择齿轮的精度为8级精度，（GB10095-88）。
由《机械设计课程设计》表9-4选择联轴器的效率，齿轮的传动效率，轴承效率（为了减少制造成本和缩短设计周期，增强系统的互换性故选用滚动球轴承）。
因该运输机没有特殊要求，故选用同步转速为1500r/min或1000r/min其部分参数如下表所示：
表一
方案
电动机型号
额定功率KW
同步转速r/min
满载转速r/min
1
Y100L2-4
3.0
1500
1420
2
Y132S-6
3.0
1000
960
对同步转速为1000r/min的电动机总传动比（其中为电动机的满载转速，n为链轮的输出转速）。
对同步转速为1500r/min的电动机总传动比为。
而由设计要求链轮的转速r/min。
，
根据《机械设计课程设计》表9-3推荐值（i=8~40），两种方案均符合，为了保证减速效果良好，所以在这里选取同步转速为1500r/min电动机。
系统的总传动比i=
而对二级展开式圆柱齿轮减速器，一般两级传动比为:
i2。
（其中为高速传动比，i为系统总传动比）
所以在本系统中初选，。
根据齿轮的传动比初选齿轮齿数如下表所示：
表二
齿轮
齿数
1
26
2
102
3
30
4
92
三、传动装置运动和动力参数计算
1、各轴的转速其中：
为电动机的满载转速；
为电动机的轴至k轴的传动比。
2、各轴的输入功率：
其中：
为第k轴的传动功率；
为从电动机输出至第k轴的总传动效率；
为电动机的实际输出功率。
3、各轴的转矩的计算：
其中
为电动机的输出转矩。
具体运动和动力参数如下表所示：
表三
轴号
功率P/kw
转矩T/N.m
转速n/r/min
传动比i
传动效率
电动机轴
1.47
9.8863
1420
1
0.98
Ⅰ轴
1.4406
9.6885
1420
3.9633
0.9506
Ⅱ轴
1.3694
36.5001
358.2873
3.0487
0.9506
Ⅲ轴
1.3018
105.7867
117.5213
1
0.9702
工作机轴
1.2630
102.6337
117.5213
四、齿轮设计：
（注：
在齿轮设计中如有参考文献但未标明者均为课本《机械设计基础》）
1、高速级齿轮设计：
（1）、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数；
1）、按照传动方案所示，本装选用直齿圆柱齿轮传动；
2）、运输机为一般工作机，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）；
3）、材料选择：
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45号钢（调质）硬度为240HBS（按规定大、小齿轮硬度差为40HBS）；
4）、由上表二小齿轮的齿数，大齿轮的齿数；
（2）、按齿面接触强度设计，由计算式：
确定公式内的各计数值：
1）、试选；
2）、计算小齿轮的转矩：
由上表三有3N.mm；
3）、选取齿轮的齿宽系数；
4）、按齿面硬度查图得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限；
5）、由表查得材料的弹性影响系数度：
6）、计算应力循环次数由式10-13有：
；
9；
7）、由图查得接触疲劳寿命系数，；
8）、计算接触疲劳许用应力：
取失效概率为，安全系数由式10-12得：
；
；
（3）、计算：
1）、试计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值：
；
2）、计算圆周速度：
；
3）、计算齿宽、模数及全齿高：
；
；
；
有；
4）、计算载荷系数：
由表查得使用系数，直齿轮，由图查得动载荷系数，由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，。
由b/h=11.5558，查图查得
动载荷系数：
；
5）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a有：
；
6）、计算模数：
；
（3）、按齿根弯曲强度设计由计算式：
1）、由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度系数极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限；
2）、由图查弯曲疲劳强度系数，；
3）、计算弯曲疲劳许用应力：
取弯曲疲劳安全系数，有：
；
；
4）、计算载荷系数：
；
5）、查取齿形系数：
由表查得，；
6）、查取应力校正系数：
由表查得，；
7）、计算大小齿轮的并加以比较：
；
；
大齿轮的数值较大，取大齿轮计算：
8）、将已知数据代入计算式有：
；
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由《机械原理》表6.2取已可满足弯曲强度，但是为了同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得分度圆直径来进行计算应有的齿数于是有：
；
则；
（4）、几何尺寸计算：
1）、计算大、小齿轮的分度圆直径：
；
；
2）、计算中心距：
；
4）、计算齿轮的宽度：
，圆整取，；
5）、结构选择：
由于小齿轮的齿顶圆直径；
小齿轮的齿顶圆直径故选择实心结构的齿轮，为了减轻齿轮重量可把齿轮做成腹板式结构。
2、低速级齿轮设计：
（1）、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数；
1）、材料及热处理任按第一对齿轮选取；
2）、精度等级任取8级精度；
3）、齿数选择由上表二示，；
（2）、按齿面接触强度设计，由计算式：
确定公式内的各计数值：
1）、试选；
2）、计算小齿轮的转矩由上表三有：
；
3）、由表选取齿轮的齿宽系数；
4）、由表查得材料的弹性影响系数度：
；
5）、由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限；
6）、计算应力循环次数由10-13式有：
；
；
9）、由图取接触疲劳寿命系数，；
10）、计算接触疲劳许用应力：
取失效概率为，安全系数由式10-12得：
；
；
（2）、计算：
1）、试计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值：
；
2）、计算圆周速度：
；
3）、计算齿宽、模数及全齿高：
有；
4）、计算载荷系数：
由表查得使用系数，直齿轮，由图查得动载荷系数，由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，。
由b/h=8.8923，查图得
动载荷系数：
；
5）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：
；
6）、计算模数：
；
（3）、按齿根弯曲强度设计由计算式：
；
1）、由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度系数极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限；
2）、由图取弯曲疲劳强度系数，；
3）、计算弯曲疲劳许用应力：
取弯曲疲劳安全系数由式有：
；
；
4）、计算载荷系数：
；
5）、查取齿形系数：
由表查得，；
6）、查取应力校正系数：
由表查得，；
7）、计算大小齿轮的并加以比较：
；
；
大齿轮的数值较大，取大齿轮计算：
8）、将已知数据代入计算式有：
；
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由《机械原理》表6.2取已可满足弯曲强度，但是为了同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得分度圆直径来进行计算应有的齿数于是有：
；
取，则；
（4）、几何尺寸计算：
1）、计算大、小齿轮的分度圆直径：
；
；
2）、计算中心距：
；
将中心距圆整为；
3）、计算齿轮的宽度：
，圆整后取，；
5）、结构选择：
由于小齿轮的齿顶圆直径；
小齿轮的齿顶圆直径故选择实心结构的齿轮，为了减轻齿轮重量可把齿轮做成腹板式结构。
五、轴的设计：
5、1轴的设计计算
a、拟定轴上的装配方案，如下图：
A）、高速轴Ⅰ的设计。
1）轴上的功率，转速，转矩
2）、求作用在齿轮上的力。
已知高速级小齿轮的分度圆的直径
则圆周力：
；径向力：
无轴向力。
3）、初步确定轴的最小直径
由公式，估算最小直径，有：
选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表取则
考虑到轴上有一个键槽，直径需扩大5%，同时段轴需与联轴器连接，为使该段直径与连轴器的孔径相适应，所以需同时选用连轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。
其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性，故需同时选取连轴器型号。
连轴器的计算转矩，查《机械设计》，考虑到转矩变化很小，故，则
按照计算转矩应小于连轴器公称转矩的条件，考虑补偿轴的可能位移，选用弹性柱销联轴器,查《机械设计课程设计》，选用HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000Nmm,
半联轴器的孔径，故取半联轴器与轴配合的彀孔长度。
型号
公称扭矩N·m
许用
转速r/min
轴孔直径mm
轴孔长度mm
D
mm
转动
惯量
kg·m2
许用补偿量
轴向
径向
角向
TL2
315
5600
20
52
120
0.253
±1
0.15
≤0°30’
4）、轴的设计。
a、拟定轴上的装配方案，如下图：
B、根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度
段与联轴器配合
取=20,=50mm.同时考虑到半联轴器的周向定位，在轴上加工一个键槽，选择的键为普通平键A6646。
为了满足半联轴器的轴向定位，Ⅰ段右侧设计定位轴肩
II段与轴承端盖配合，同时考虑到密封毡圈的内径，故取=25mm，。
同时在右端设置定位轴肩，定位轴承。
段与轴承配合，考虑到轴承内径的为30mm，故该轴段与轴承同样大小，取=30mm,。
同时考虑到轴承的轴向定位及挡油，故在挡油盘右边设定一轴肩。
直径没什么要求，取=36mm。
V段为齿轮，因其尺寸与轴相差不大，故设计为齿轮轴，径向尺寸由齿轮决定，长度等于齿轮宽度，即。
VI段直径与IV段一样，其长度一般可取10~15mm，现取=36，，同理右端有一个定位轴承挡油盘的轴肩。
VII段尺寸与III段完全一样，即=30mm,。
B）、中速轴II的设计。
1）轴上的功率，转速，转矩
2）、求作用在齿轮上的力。
作用在齿轮上的力。
（1）小齿轮上的各力。
已知其分度圆直径，则
，无轴向力；
（2）大齿轮上的各力。
已知其分度圆直径，则
；
3）、初步确定轴的最小直径
由公式，估算最小直径，有：
选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表取则
考虑到轴上要加工2个键，故轴径要扩大10%，为了安全，以及轴承的选择，取最小直径=25mm。
4）、轴的设计。
a、拟定轴上的装配方案，如下图：
b根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度
I段长度取，,主要考虑到和轴承挡油盘以及左边齿轮与I轴齿轮的正确啮合，同时右端加工一个定位轴肩。
II段长度取，,考虑到齿轮的轴向定位，故轴段长度小于轮毂长度2mm,同时在右边设定一个定位轴肩，用一个键来对齿轮进行周向定位，键选用为A12861（GB/T1095-2003）。
III段为非配合段，不限长度，只需保证轴的其他尺寸即可，但其直径
。
IV段取，,左端轴肩定位，考虑到齿轮的轴向定位，故轴段长度小于轮毂长度2mm，齿轮的周向定位用一个键，考虑到强度因素，故采用平头平键，键选用为B12820（GB/T1095-2003）。
V段与I段一样，取，。
C）、低速轴III的设计。
1）轴上的功率，转速，转矩
2）、求作用在齿轮上的力。
作用在齿轮上的力。
已知其分度圆直径，则
，无轴向力；
3）、初步确定轴的最小直径
由公式，估算最小直径，有：
选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取则
考虑到轴上键槽对轴的影响，需将最小直径扩大5%，同时选择联轴器，为使该段直径与连轴器的孔径相适应，所以需同时选用连轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。
其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性，故需同时选取连轴器型号。
连轴器的计算转矩，查《机械设计》表14-1，考虑到转矩变化很小，故，则
按照计算转矩应小于连轴器公称转矩的条件，考虑补偿轴的可能位移，选用弹性柱销联轴器,查《机械设计课程设计》，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000Nmm,
半联轴器的孔径，故取，半联轴器与轴配合的彀孔长度。
型号
公称扭矩N·m
许用
转速r/min
轴孔直径mm
轴孔长度mm
D
mm
转动
惯量
kg·m2
许用补偿量
轴向
径向
角向
HL4
1250
4000
48
112
195
3.4
±1.5
0.15
≤0°30’
4）、轴的设计。
a、拟定轴上的装配方案，如下图：
b根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度
VII段与联轴器配合，直径，长度取,长度略短于联轴器，联轴器的周向及轴向定位分别用键和轴肩，键为。
VI段与毡圈配合，故取，，同时右端设定一定位轴肩，定位轴承。
V段与轴承配合，故取直径，同时左端设定一挡油盘，故取。
IV段右端定位挡油盘，轴段上无配合，故可取，长度不确定，但要保证轴的总长度为361mm。
III段左端用来定位齿轮，直径取,长度。
II段与齿轮配合，轴段长度小于轮毂长度2mm，即,,轴上的键选用。
I段与V段直径一样，，长度。
5、2轴的校核
（1）I轴的校核
1）求轴上的载荷。
首先根据轴的结构简图，作出计算简图如下：
确定轴的支点后，可得，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。
从轴的结构图，弯矩图等可以看出截面C是轴的危险截面，截面C处各计算参数如下表：
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
弯矩
总弯矩
扭矩
2）按弯扭合成应力较核轴的强度。
根据上表中的数据，以及轴的单向连续旋转，扭转切应力为静应力，取，轴的计算应力
已知轴为45钢，调质处理，有《机械设计》表，查得
则，故安全。
（2）II轴的校核
1）求轴上的载荷。
首先根据轴的结构简图，作出计算简图如下：
确定轴的支点后，可得，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。
从轴的结构图，弯矩图等可以看出截面A,B是轴的危险截面，截面A处各计算参数如下表：
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
弯矩
总弯矩
扭矩
2）按弯扭合成应力较核轴的强度。
根据上表中的数据，以及轴的单向连续旋转，扭转切应力为静应力，取，轴的计算应力
已知轴为45钢，调质处理，有《机械设计》，查得
则，故安全。
（3）III轴的校核
轴III直径较大，故无需校核，安全。
六、轴承、键及联轴器的选择和验算
6、1轴承的选择和验算
预期寿命：
从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为10年（年工作
日为300天）。
预期寿命=3×8×300×10=72000h
（1）高速轴I轴轴承的选择
初选6206，，轴上两轴承受力如下：
很显然，轴承安全合适。
故轴I选用6206。
（2）中速轴II轴轴承的选择
初选6207，其，轴上两轴承受力如下：
，故
轴承安全合适。
故轴I选用6207。
（3）低速轴III轴轴承的选择
初选6213，其，轴上两轴承受力如下：
由
（2）轴II的校核可知，
故选6213。
列出下表：
项目
轴承型号
外形尺寸（mm）
安装尺寸（mm）
d
D
B
D1
min
D2
max
ra
max
高速轴
6206
30
62
16
36
56
1
中间轴
6207
35
72
17
42
65
1
低速轴
6213
65
120
23
74
111
1.5
6、2键的选择和验算
1）高速轴I联轴器的键联接
1选择类型及尺寸
根据d=20mm，L’=50mm，<由[2]P140表>，
选用A型，b×h=6×6L=46mm
2键的强度校核
（1）键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k
l=L–b=40mm
k=0.5h=3mm
（2）强度校核
此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，
<由[1]>，取[σp]=110MPa
σp=[σp]
键安全合格
2）中速轴II的键联接
（A）.大齿轮的键联接
1选择类型及尺寸
根据d=40mm，L’=23mm，<由[2]>，
选用B型，b×h=12×8L=20mm
2键的强度校核
（1）键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k
l=20mm
k=0.5h=4mm
（2）强度校核
此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，
<由[1]>，取[σp]=110MPa
σp=[σp]
键安全合格
（B）.小齿轮的键联接
1选择类型及尺寸
根据d=40mm，L’=65mm，<由[2]>，
选用B型，b×h=12×8L=61mm
2键的强度校核
（1）键的工作长
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