设计热处理车间的链板式运输机传动装置.docx
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设计热处理车间的链板式运输机传动装置
机械基础综合课程设计设计计算说明书
一、课程设计任务书
题目：
设计热处理车间的链板式运输机传动装置
1.工作条件及设计要求
链板式运输机由电机驱动。
电机转动，经传动装置带动链板式运输机的驱动链轮转动，拖动输送链移动，运送热处理零件。
该机也可用于加工线或装配线上运送零件。
整机结构要求，电机轴与运输机的驱动链轮主轴垂直布置，使用寿命为10年，每日两班制工作，连续运转，单向转动，载荷平稳。
允许输送链速度偏差为5%。
工作机效率为0.95，按小批生产规模设计，要求结构紧凑。
1-电机2-传动装置3-驱动链轮4-输送链
链板式运输机的传动示意图
2.设计数据
输送链拉力F=2300N；输送链速度V=1.3m/s；驱动链轮直径D=220mm。
第-1-页
机械基础综合课程设计设计计算说明书
二、传动方案的拟定与分析根据工作条件及设计要求，拟定设计的满足的条件的传动方案有以下几种：
）传动方案（a
）传动方案（b
第-2-页
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）传动方案（c5——减速器；——驱动链轮；、4——联轴器；31——电动机；2——输出链轮6其中方案（a）采用的一级锥齿轮传动，传动简单，结构紧凑。
但是如果传动比过大，从而使锥齿轮尺寸过大，难以加工，成本高；
方案（b）采用一级蜗轮蜗杆传动，结构紧凑，润滑简便，效率较低，长期使用不够简便，一般在传动比较大的传动中使用；
方案（c）采用二级圆锥——圆柱齿轮传动，能够实现则设计传动比i设较大的传动比，结构较紧凑，使用和维护比较方便，适合长期使用。
根据工作要求、结构性能和经济性，综合考虑选用传动方案（c）一般为8~15
三、电动机的选择第-3-页
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、电动机类型的选择1电动机分交流和直流电机两种。
由于直流电机需要直流电源，结构较复杂，价格较高维护不方便，因此用交流电动机，一般用三相交流电源。
交流电机有异步和同步电机两类。
异步电机有笼型和绕线型，其中一普通笼型异步电机应用最多。
其机构简单、工作可靠、价格便宜、维护方便。
系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动按工作要求选择Y机。
、电动机功率选择2）传动装置的总效率：
（122?
?
?
?
?
?
?
?
?
?
?
?
?
总工作锥直球轴承联轴器滚子轴承220.8415?
?
0.990.98?
?
0.98?
0.990.95?
0.97?
2）电机所需的功率：
（1.32300?
FVKW?
3.553p?
?
d?
0.84151000?
1000总P?
P率功机额定求，所平稳，则以电就能满足要载又因荷d电机KW4P?
电机、确定电动机转速及电动机型号3：
计算工作链轮的转速n工作1.3?
?
10006060?
1000Vmin）r/n?
?
?
112.86（工作?
?
200?
D。
则圆柱齿轮减速器传动比取8~15又一般二级圆锥——min）/~1692.9（r（8~15）n?
902.88n?
d工作1500r/min。
符合这一范围的同步转速有1000、和根据容量和转速，由有关手册查出有两种适用的电动机型号，1-1：
参数如表传动比价格满速/电动机电机额定功同速i（元）质量型号率/kwr/min12.7649kg918Y112M-44.01500/14408.5114331000/960Y132M-64.075kg电机价格便宜，重量较轻，Y112M-4由上表的参数可知，型号Y132M-6但是会造成传动比较大，减速器结构不是很紧凑；型号电机传动比合适，结构紧凑。
从工作要求、结构性能和经济性综合Y132M-6的电机。
考虑，选用型号为：
经查有关资料电机主要外形和安装尺寸列于下表3-2
?
0.8158?
总
KW?
4p电机
minr/n?
112.86工作
~?
902.88n电动机）min（r/1692.9电动机型号：
Y132M-6
-4-第页
机械基础综合课程设计设计计算说明书
8.51i?
总
2.1i?
1
4.05i?
2
3-2（表
四、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比可得传动由选定电动机满载转速和工作主动轴转速,nnd工作装置总传比n960d8.51?
i?
?
总112.86n工作、分配各级传动比2
（1）i?
i?
i21总其中为锥齿轮传动比，为直齿圆柱齿轮传动比。
ii21根据传动比的合理分配依据，取锥齿轮的传动比2.1?
i1
则圆柱齿轮传动比
（2）4.05?
i?
ii12总
第-5-页
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五、传动装置的运动和动力学参数计算
min/960rn?
?
minr/n?
458.2?
?
minr/n?
76.4?
?
?
=2.4KWPI=2.304KWPII=2.168KW
P
III
mmT=23875N·Imm=48020.9N·TIImm=271000N·TIII
轴系代号示意图1、计算各轴转速
第-6-页
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min960r/?
n?
n?
nⅡdⅠn960?
min?
?
457.1n?
r/?
?
?
2.1i1n457.1Ⅲminr/?
?
n?
?
112.86nⅤⅣ4.05i22、计算各轴的功率3.553kwp?
p?
dⅠ?
3.517kw0.99?
?
?
3.553?
p?
pⅠⅡ联轴器?
?
3.343kw0.98?
p?
p?
?
?
0.97?
3.517?
ⅡⅢ锥滚子轴承?
?
3.211kwp?
p?
?
?
3.343?
?
0.98?
0.98ⅢⅣ直滚子轴承?
?
3.147kw0.99?
3.117?
0.99p?
p?
?
?
?
ⅣⅤ联轴器球轴承式中：
——电动机的输出功率p电机——Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ轴的输入功率p、、p、p、ppⅠⅣⅢⅡⅤ3、计算各轴扭矩P3.553dm?
9550?
T9550?
N?
35.160?
TdI
960nm
=100mmdd1?
mN?
T?
T?
34.8081IId=200mmd
d2'=480r/minn2p3.343ⅢmT69.844N?
9550?
9550?
?
Ⅲ
457.1nⅢ
V=5.03m/sp3.211ⅣmN?
T?
95509550?
?
271.709Ⅳ
112.86nⅣ
≤a210mm≤0p3.147Ⅴm?
9550T?
?
9550?
266.293N600mm
Ⅴ
112.86nⅤ=500
a取0——电动机的输出扭矩式中：
Td
=1400mm
LdTTTTT、、、、——Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ轴的输入功率ⅣIIⅤIⅢ
a=462mm
第-7-页
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各轴运动和动力参数转速T/N.m
P/Kw转矩功率传动轴名min）//n（ri比输出输出输入输入9603.55335.160Ⅰ轴3.51713.48134.80834.450960Ⅱ轴3.3432.13.31069.84469.146457.10Ⅲ轴3.211
271.709268.992112.864.053.179Ⅳ轴3.147
13.116266.293263.630112.86Ⅴ轴六、传动零件的设计计算
（一）高速级齿轮设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数）按图所示的传动方案，高速级采用锥齿轮传动。
1级精度。
选10-872）运输机为一般工作机，根据教材P210表m
≤1.6~3.2μ齿面粗糙度Ra）考虑减速器传递功率不大，转速又较高，所以齿轮采用软3。
大齿调质，齿面硬度为260~280HBS齿面传动。
小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度230HBS。
轮选用45，则大齿轮齿数。
）选小齿轮齿数420z?
42z?
122、按齿面接触强度设计由标准直齿锥齿轮的设计公式：
KTZ21E（教材P227式10-26））（d?
2.92?
312?
?
?
u（1?
[0.5]）RHR
（1）确定公式内的个计算数值1）试选1.3?
kt110-6选取弹性影响系数2）由教材P201表Mpa189.8Z?
2E?
?
?
计算接触疲劳许用应力3）H，通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要1%取失效概率为得求选取安全系数安全系数S=1.由教材205式10-12?
K?
?
?
limN?
SN
其中由教材P206式10-13计算应力循环次数910?
=60=60njLN960?
300?
10）2.765?
?
8?
?
1?
（2h1
根Z=4
=158.01N
F0
=1256.7N
FQ
=6
i齿=20Z1=120Z2u=6mm
T=50021.8N·1
σ=570MpaHlimZ1σ=350MpaHlimZ2910=1.28×N1810=2.14N×2K=0.92HN1
第-8-页
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式中：
n---齿轮转速；j---每转一圈同一齿面的啮合次数；L齿轮的工作寿命。
---h910?
i?
1.3167N=N122图10-19查得接触疲劳的寿命系数：
由教材P207=0.91;=0.93
KK1HN2HN）查得：
P209由教材图10-21（dσ=560Mpaσ=600MpaHlimZ2HlimZ1?
K?
?
?
1lim1HNHMpa?
?
?
6000.91?
546H1S?
K?
?
?
2HNHlim2Mpa?
560?
0.93?
?
520.8H2S5）小齿轮的传递转矩查表4-1得4mm?
N?
3.4808?
1034.808T?
N.m16）由教材φ=0.3P224取常用值R）计算（2?
?
?
中较小值，由计，代入1）试计算小齿轮分度圆直径dt1H算公式得：
4101.3?
3.4808?
189.82mmmm?
69.016d?
2.92（）?
3t122.1?
0.3）?
520.80.3?
（1?
0.52）计算圆周速度?
?
nd96069.016?
?
11tsmv?
?
?
3.470m100060?
100060?
3）计算模数mntd69.016t1mm3.451?
m?
?
nt20z1K）计算载荷系数4KK?
KKK载荷系数?
?
HHVAs,v?
m3.4701K?
，表10-2，查得使用系数根据教材P193A7级精度；K中低一图由于为直齿锥齿轮传动，动载系数可按教材P19410-8v1.18?
K）m（v/s数分配系及精级度荷间查得；齿载vm；齿间载荷分配系数可按下式计算K可取为及K1?
?
FH
K=0.98HN2[σ]=524.4MpaH1[σ]=343MpaH2
d=48.97mm1
m=2.5mm=50mm
d1=300mmd2b=45mm=50mm
b1
=2.80YFa1=1.55
YSa1=2.14
YFa2=1.83
YSa2=290Mpa
σFlim1=210Mpa
σFlim2=1.25SF
=232Mpa
σ][1F=168Mpa][σ2F
=77.2MpaσF1=11.6MpaσF2
a=175mm
V=1.2m/s
第-9-页
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=1.5KK?
K?
?
?
beFHH即,是轴承系数，可由P226表10-9中查得式中=1.25KK?
?
beHbeH755=1.8K?
K=1.5K=1.5?
1.2?
?
?
beFHH故载荷系数1252.21.875?
?
1.18?
1?
?
K?
KKKK1?
?
HVHAP式6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材（10-10a）得：
2.2125Kmmd?
d82.400?
69.016?
?
33t111.3Kt7）计算模数mnd82.4001mm4.12?
m?
?
n20z1、按齿根弯曲疲劳强度设计3）即由教材P218式（10-17YYKT4SaFa1?
m3n?
][222?
?
1）?
0.51（z?
uFR1R）确定计算参数（11）计算载荷系数2.212511K?
KKKK?
?
1.18?
?
1.875?
?
?
FAVF2）计算当量齿数z1?
?
?
?
1分度锥角3625.46?
?
25?
arctan27?
arctan12.1z
d=22mm
=22mmd1=50mmL1
2
?
=28mm
d2?
?
?
?
?
2464.5432?
64?
?
?
?
90?
25.46122
Z20122.151Z?
?
?
1v?
25.46coscos1
Z42297.701Z?
?
?
2v?
cos64.54cos2
）查取齿形系数=93mmL32计算如下：
表由教材P200=35mmd10-53=48mmL3
-10-第页
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2223?
2.69?
2.722.715?
?
得到：
Y1Fa222.7222.151?
Y?
1Fa90?
2.18?
2.201002.185?
得到：
Y?
2Fa90?
?
2.2097.701Y2Fa）查取应力校正系数5P200表10-5计算如下：
由教材221.5723?
1.575?
1.571算得：
Y?
?
1Sa22?
?
Y1.5722.1511Sa90?
1.781001.79?
1.788Y?
?
算得：
2Sa90?
Y?
1.7797.7012Sa图）由教材P20810-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限6?
?
；大齿轮的弯曲疲劳极限。
MPa380?
MPa480?
2FE1FE取弯曲疲劳强度寿命系数由教材P206图10-187）。
0.89K?
0.84,K?
21FNFN8）计算弯曲疲劳许用应力，由教材取弯曲疲劳安全系数为P205式（10-12）得：
41.S?
?
K4800.84?
?
11FNFN?
][?
288MPa?
1F1.4S?
K3800.89?
?
22FNFNMPa241.57[?
]?
?
2F1.4SYYFaFa）计算大小齿轮的并加以比较9?
][FYY1.5712.715?
1SaFa10.014810?
?
?
288[]1FYY1.7882.185?
2Fa2Sa0.016172?
?
?
241.57[]2F大齿轮的数值大
（2）设计计算410?
2.2125?
3.4808?
4mm?
2.828?
m0.014810?
3n22212.10.5）（10.3?
?
0.3?
?
20?
?
m大于齿根弯曲由齿面接触疲劳强度计算的法面模数，对比结果，nm，可满足弯曲强度，但为了=4mm疲劳强度计算的法面模数，取n同时满足疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是有：
=41mm
d4=20mmL4=30mmd5L=100mmFt=1000.436N=364.1NrF
=182.05NFAY=182.05NFBY=500.2NFAZm
M=9.1N·C1
-11-第页
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d82.4001，取=21，z20.6?
?
z?
114mn?
21=44.1，取=44，则=2.1zz12442.095u?
?
实际传动比121（3）几何尺寸的计算1）计算中心距：
）?
zm（z444）?
（21?
21nmm130a?
?
?
22取中心距mma?
1302）算大小齿轮的分度圆直径mm84d?
zm?
21?
4?
n11mm17644?
4?
?
d?
zmn22?
mm71.4）0.5d?
d（1?
?
R1m1）计算齿轮宽度422112.095u?
?
?
?
mmmz?
29.250.34?
21?
?
?
b?
?
R?
RnR122圆整后取mm?
30?
30mm,BB215）结构设计500mm，故选用腹板因大齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于，式结构为宜；而小齿轮齿顶圆直径小于160mm故选用实心结构为宜。
（二）、低速级齿轮设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数所示的传动方案，低速级采用直齿圆柱齿轮传动。
1）按图10-8选7级精度。
2）运输机为一般工作机，根据教材P210表μm
齿面粗糙度R≤1.6~3.2a3）考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面传动。
小钢260~280HBS。
大齿轮选用45调质，齿面硬度为齿轮选用40Cr。
调质，齿面硬度230HBS81z?
20z?
4）选小齿轮齿数。
，则大齿轮齿数21、按齿面接触疲劳强度设计2由标准直齿圆柱齿轮的设计公式：
ZKT1u?
2E1）10-9（教材P203式）2.32（?
d3t1?
?
]u[Hd
（1）确定公式内的个计算数值
mM=25N·C2mM=26.6N·CmT=48N·mMec=99.6N·e=14.5MPaσ]<[σb
-1
d=35mm
Ft=1806.7NFr=657.2N
-12-第页
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1）试选1.3?
kt1选取弹性影响系数P201表10-62）由教材MpaZ?
189.82E?
?
?
计算接触疲劳许用应力3）H1%，通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要取失效概率为10-12得求选取安全系数安全系数S=1.由教材205式?
K?
?
?
limN?
SN计算应力循环次数其中由教材P206式10-13910?
?
（2?
8?
300?
10）?
1.3164N=60njL=60?
457.1?
1h3齿轮转速；式中：
n---j---每转一圈同一齿面的啮合次数；L齿轮的工作寿命。
---h810N=Ni?
?
3.2505243由教材P207图10-19查得接触疲劳的寿命系数：
=0.96
=0.93;KK1HN2HNP209图10-21（d）查得：
由教材σ=560Mpaσ=600MpaHlimZ2HlimZ1?
K?
?
?
1lim1HNHMpa?
0.93?
558?
600?
H1S?
K?
?
?
2lim2HNHMpa537.6?
?
?
560?
0.96H2S得5）小齿轮的传递转矩查表4-14mmN10?
.m?
69.844?
69.844T?
N1）由教材P205表10-7取φ=16d
（2）计算?
?
?
中较小值，由计试计算小齿轮分度圆直径，代入1）dt1H算公式得：
4189.8?
1?
1.3?
6.9844104.052mm2.32?
?
?
56.064mm?
（）?
d3t1537.614.05计算圆周速度2）
?
?
nd457.16.064?
?
21ts?
v?
?
1.342m1000?
100060?
60m计算齿宽3）及模数bnt
=328.6NF=FBYAX=903.35N
=FFBZAZm
=16.1N·MC1mM=44.26N·C2mM=47.1N·CmMec=275.06N·e=1.36Mpa
σ]<[σb-1命寿轴承预计48720h
=315.1N
F=FS2S1=315.1NF=FS1A1=315.1N=FFS2A2=1
x1=0y1=1x2=0y2
=750.3N
P1=750.3NP2
Lh=1047500h
第-13-页
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?
mm56.064b?
?
dtd1d56.064t1mmm?
2.803?
?
nt20z16.307?
h?
2.25mnt56.064b8.89?
?
6.307hK
4）计算载荷系数载荷系数KKKKK?
?
?
HHVA图，由教材已知使用系数P194级精度s,7,K?
1v?
1.342mA10-8查得动载系数的值：
1.06,K?
由教材P197表10?
4查得K?
Hv用差值法计算得：
1.417?
K4056.064?
?
H?
1.417?
40?
1.42680得出：
1.4206K?
?
H由教材10-3查得P195表1.1K?
?
K?
?
FH故载荷系数1.6561.42061.1?
?
?
1KKK?
KK?
?
1.06?
?
HVHA7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材P20410-10a）得式（1.656Kmm?
dd?
60.77556.064?
?
33t131.3Kt）计算模数8mnd60.7753mm?
?
m3.04?
n20z3、按齿根弯曲疲劳强度设计3YYKT2SaFa2?
m10-5式（P201由教材）即3n2?
?
][zF3d）确定计算参数1（）计算载荷系数1
预期寿命足够F=903.35NR
F=F=569.1NS2S1F=F=569.1NS1A1F=F=569.1NS2A2
x=11y=01x=12y=02
P=1355N1P=1355N2
L=2488378.6hh轴承合格
第-14-页
机械基础综合课程设计设计计算说明书
已知载荷系数KKKK?
K?
?
FAVF图，由教材已知使用系数P194级精度s1.342m,7K?
1,v?
A由教材P198图10-13查得。
10-8查得动载系数1.06?
K1.18K?
?
vF1.376?
1.18?
KK?
KKK?
1?
1.06?
1.1?
?
FAFV2）查取齿形系数表10-5查取如下：
由教材P2002.80Y?
1Fa8090?
2.20?
2.222.218Y?
?
算得：
2Fa80?
Y?
2.22812Fa3）查取应力校正系数由教材P200表10-5计算如下：
，1.55?
YSa18090?
1.78?
1.771.771Y?
?
算得：
2Sa80?
Y?
1.77812Sa疲劳强度极限教材P208图10-20c查得小齿轮的弯曲4）由?
?
MPa380?
。
；大齿轮的弯曲疲劳极限MPa480?
2FE1FE5）由教材P206图10-18取弯曲疲劳强度寿命系数。
0.920.88,K?
K?
2FN1FN计算弯曲疲劳许用应力6））得：
，由教材取弯曲疲劳安全系数为P205式（10-124S.?
1?
K4800.88?
?
1FN1FNMPa?
301.71[]?
?
1F1.4S?
K3800.92?
?
22FNFNMPa249.71?
[]?
?
2F1.4SYYFaFa7）计算大小齿轮的并加以比较?
][FYY1.552.80?
1FaFa10.01438?
?
?
301.71[]1FYY1.7712.218?
2FaFa20.01573?
?
?
249.71][2F大齿轮的数值大
50键C8×GB/T1096-2003
=27.10Mpaσp
48
键10×GB/T1096-2003=101.87Mpaσp50
16键×GB/T10
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