链式输送机传动装置Word下载.doc

1、1、轴的设计162、轴的设计183、轴的设计195、2 轴的校核211、轴的校核222、轴的校核233、轴的校核24 六、轴承、键及联轴器的选择和验算246、1 轴承的选择和验算241、轴上轴承的选择和验算242、轴上轴承的选择和验算253、轴上轴承的选择和验算256、2键的选择和验算261、轴上键的选择和验算262、轴上键的选择和验算273、轴上键的选择和验算286.3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=100m

2、m；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

3、。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/min1Y100L2-43

4、.0150014202Y132S-61000960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=840），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26102330492三、传动装置运动和动力

5、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1.479.88630.98 轴1.44069.68853.96330.9506轴1.369436.5001358.28733.0487轴1.3018105.7867117.52130.9702工作机轴1.2630102.6337 四、齿轮设计：（注：在齿轮设计中如

6、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

7、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

8、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：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

9、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）、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）、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：（2）、计算： 由b/h=8.8923，查图得5）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：（3） 、按齿根弯曲强度设计