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=FV1000η总=3100×0.91000×0.8244=3.38KW3、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）=100sin（180/17）=544.4mm计算运输链链轮工作转速v54213n运输连=60×1000Vπd链轮=60000×0.9π×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=71031.59=22.482、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=22.483=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=3.38kwn0=n电机=710r/minT0=9550×P0n0=9550×3.38710≈45.46N.m2、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≈3.31kwn Ⅰ=n0i1=7103≈236.67r/minT Ⅰ=9550×PⅠnⅠ=9550× 3.31236.67≈133.56N.m3、Ⅱ轴（低速轴）P Ⅱ=PⅠη圆柱齿轮η滚动轴承=3.31×0.97×0.99≈3.19kwn Ⅱ=nⅠi齿=236.677.49≈31.6r/minT Ⅱ=9550×PⅡnⅡ=9550×3.1931.6≈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=572）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 AK p K Z P0=1.0×1.38×3.381≈4.66kw3)选择链条型号和节距根据P ca=4.66kw及nⅡ=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=2a0P +Z1+Z22+(Z2−Z12π)2pa0=2100025.4+19+572+(57−192π)225.41000≈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)]≈1004mm5)计算链速v，确定润滑方式v=nⅡZ1p60×1000=31.6×19×25.460000≈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=1000Pv =1000×3.380.25=13520N得F P≈K FPF e=1.15×13520=15548N其中，F e为有效圆周力；K FP=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.≤1.6~3.2μm2.2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 Φd3 2.2.1确定各未知量 1）传动比：i =n Ⅰn 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=7.53）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×Pn Ⅰ=133.56N.m5) 查«机械设计»第九版表10-7取齿宽系数Φd =16）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)=6.82×109N 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=d1z1=63.720=3.18mm,取标准模数：m=3mm3、校核齿根弯曲疲劳强度由δF=2KT1Y Fa Y saΦm z1≤[δ]确定有关参数和系数分度圆直径d1=m z1=3×19=57mmd2=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 sa1Φm3z12= 2×1×234550×2.8×1.551×33×192=20.99＜[δF]1δF2=2KT1Y Fa2Y sa2Φm3z22=2×1×234550×2.22×1.551×33×572=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aa=m/2( z1＋z2)=114mm计算齿轮的圆周速度vV=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 1P 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=491.16N5.1.1初步确定轴的最小直径选取轴的材料为：45钢，调质处理A0=112d 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=491.16N5.1.1初步确定轴的最小直径选取轴的材料为：45钢，调质处理A0=112d 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。