单级斜齿圆柱齿轮传动设计的链传动设计书

1、单级斜齿圆柱齿轮传动设计的链传动设计书原始数据：F=2200NF：输送带拉力；V=1.5m/sV：输送带速度；D=280mmD ：滚筒直径。设计工作量：设计说明书一份二张主要零件图（CAD）零号装配图一张工作要求：输送机连续工作，单向提升，载荷平衡两班制工作，使用年限年，输送带速度允许误差为 5%。运动简图：（见附图）二前言分析和拟定传动方案机器通常由原动机、 传动装置和工作装置三部分组成。 传动装置用来传递原动机的运动和动力、 变换其运形式以满足工作装置的需要， 是机器的重要组成部分。 传动装置的传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。满足工作装置的需要是拟定传动方案的基本要求

2、， 同一种运动可以有几种不同的传动方案来实现， 这就是需要把几种传动方案的优缺点加以分析比较，从而选择出最符合实际情况的 一种方案。合理的传动方案除了满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。所以拟定一个合理的传动方案， 除了应综合考虑工作装置的载荷、 运动及机器的其他要求外， 还应熟悉各种传动机构的特点， 以便选择一个合适的传动机构。因链传动承载能力低，在传递相同扭矩时，结构尺寸较其他形式大，但传动平稳，能缓冲吸振，宜布置在传动系统的高速级，以降低传递的转矩，减小链传动的结构尺寸。故本文在选取传动方案时，采用链传动。众所周知，链式输送机的传动装置由电

3、动机、链、减速器、联轴器、滚筒五部分组成，而减速器又由轴、轴承、齿轮、箱体四部分组成。所以，如果要设计链式输送机的传动装置， 必须先合理选择它各组成部分，下面我们将一一进行选择。三运动学与动力学的计算第一节选择电动机电动机是常用的原动机， 具体结构简单、 工作可靠、控制简便和维护容易等优点。 电动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、容量（功率）和转速、确定具体型号。（1）选择电动机的类型：按工作要求和条件选取Y 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。（ 2） 选择电动机的容量：工作所需的功率：Pd = Pw/ Pw = F *V/ （ 1000w）所以： Pd = F*V/ （10

4、00* w）由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机的效率）为 * w = 1* 2* 2* 3* 4* 5* 6式中 1、 2、 3、 4、5、 6 分别为齿轮传动、链传动、联轴器、卷筒轴的轴承及卷筒的效率。取 1 = 0.96 、= 0.99 、 3 =0.97 、 4 = 0.97 、5 = 0.98 、 6 = 0.96 ，则：* w = 0.96 0.99 0.99 0.97 0.97 0.98 0.96 =0.832所以：Pd = F*V/ 1000 * w = 2600 1.5/(1000 0.832) kW = 4.68 kW根据 Pd 选取电动机的额定功率Pw 使 Pm =

5、(1 1.3)Pd = 4.68 6.09 kW由查表得电动机的额定功率Pw = 7.5 kW（3） 确定电动机的转速：卷筒轴的工作转速为：nw = 60 1000V/ D = 60 1000 1.5/(3.14 400) r/min = 102.4r/min按推荐的合理传动比范围，取链传动的传动比i 1 = 2 5 ，单级齿轮传动比 i2=35则合理总传动比的范围为 :i=6 25故电动机的转速范围为：nd = i*nw = (6 25) 71.66 r/min = 429.96 1791.5r/min符合这一范围的同步转速有750 r/min 、 1000 r/min 、 1500 r/m

6、in，再根据计算出的容量，由附表 5.1 查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表。电动机转速传动装置的传动比额定功率r/min = 102.344 r/min方 案电动机型号Ped/kW同步转速满载转速总传动比链齿轮1YL0L-87.575072010.0433.352Y160M-67.5100097013.543.53.873Y132M-47.51500144020.0135.72.5综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及链传动和减速器的传动比，可知方案3 比较适合。因此选定电动机型号为Y160M-6,所选电动机的额定功率Ped = 7.5 kW ，满载转速 nm=

7、 970 r/min ，总传动比适中，传动装置结构紧凑。所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下表所示。第二节计算总传动比并分配各级传动比电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。（ 1） 计算总传动比：i = nm/ nw = 970/71.66 = 13.54（ 2） 分配各级传动比：为使链传动的尺寸不至过大，满足i b100N/ ，齿间载荷分配系数 K =1.2 。K=1.796由式（ 6-4 ）载荷系数 K=K A KVKK=1.796齿形系数 YF按当量齿数 ZV =Z/ cos3，由图 6-18 查得：设螺旋角 =15， ZV 1 = Z1 /

8、cos3=25.5,ZV2=Z2/cos3=98.64, 则小齿轮齿形系数YF 1 =2.65 ，大齿轮齿形系数 YF 2 =2.3由图 6-19 查得，小齿轮应力修正系数YF 1 =1.59, 大齿轮应力修正系数 YF 2 =1.78由图 6-12 ，图 6-13 ， tant =tann /cos =tan20/cos15=0.377t =20.6469=20 3849，查得a1 / Z1 =0.032 ，a 2 / Z2 =0.0095，代入 Z1 =23， Z2 =89 ，得a 1 =0.736，a 2=0.846,a =a1 +a 2 =1.472 。由式（ 6-16 ）=bsin/

9、 mn =0.98由图 6-20 查得，重合度系数 Y =0.75 。由图 6-29 查得， Y =0.87 。4 几何 尺按式（ 6-14）计算弯曲疲劳许用应力寸 的F计算= FlimYN YX YST / SFF按图 6-24 查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力F lim1 =F lim 2 =500Mpa。由表6-13 计算弯曲疲劳强度计算的寿命系数N1 =3.399 109N 2 =0.8958YN ：小齿轮应力循环次数环次数 N1 =60 n1 t h=60970 1 2 8 365 105 校=3.399109核 疲劳 强9度N2 = N1 /3.8697=0.8958 10YN1 =（

10、3 106 / N1 ) 0.02 =0.830YN 2 =（3106 / N2 ) 0.02 =0.892由图 6-25 查取尺寸系数 YX =1。由式（ 6-14 ） YST =2弯曲疲劳强度安全系数 SF =1.25 109F1MPa=664F1 =F lim1 YN1 YX YST / SF =664MPaF 2 =F lim 2 YN 2 YXYST / SF =713.6Mpa比较 F F 1Y S 1 =2.65 1.59/664=0.0063F16模FF 2YS2=0.0057,FF 1YS1FF 2YS2,应按小数 F2F 1 F2齿齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度。代入公式（ 6-

11、20 ）2KT1?YFa YSaY Ymn = 32d Z1FF 2MPa=713.6= 32 1.7967.384 104? 2.651.590.740.87 =2.02 0.5232664按表 6-1 ，取标准模数 mn =2.5 由公式 a= （Z1+Z2）=2.5（）mn/2cos23+89 /2cos15=144.94圆整取中心距 a=145mmcos= mn (Z1Z2 ) =0.96552 a =15.0939, 与假设 =15相近。计算大小齿轮分度圆直径7 接d1=mnZ1/ cos =59.51 触 疲b1 =35劳 的d2= mnZ2/ cos =230.28 校核b2 =

12、30校核原假设的系数 KV齿轮的速度 v= d1 n2 /60 1000=3.02m/s,v Z1 /100=0.695m/s, 由图 6-8b 查得 KV =1.05 ，与原取值一致。齿宽 b=d d1 =0.5 95.25=29.78 取 b1 =35 , b2 =30 齿面按触疲劳强度校核由式（ 6-17 ）H =268.4 ZE ZH ZKT (u1)Z2Hubd1由表 6-9 查得，弹性系数 ZE =0.8 ；由图 6-14 查得，节点区域系数 ZH =2.42 ；按图 6-12 ，图 6-13查得，重合度系数 Z =0.8 ；由图 6-28查得，螺旋角系数 Z =0.982 。接触

13、疲劳许用应力H = H limZNZW/ SH由图 6-23 查得，齿轮材料接触疲劳极限应力H lim =1500Mpa。由表 6-11查得接触疲劳度计算的寿命系数Z N ：ZN1 =（ 5107/ N10.0306=（ 5107/3.399 )109 )0.0306=0.879ZN2=（ 5107 / N 2 )0.0306 =（ 5 107 /0.8958 109 )0.0306 =0.916由图 6-23查得，工作硬化系数 ZW =1由表 6-12 ，接触疲劳强度安全系数 SH =1H 1 =H lim ZN 1 ZW / SH =1500 0.879 1/1=1318.5MPaH 2

14、=H lim ZN 2 ZW / SH =1374MPa将以上各值代入斜齿轮接触疲劳校核公式H =268.4 ZE ZH ZZKT (u1) =268.4 1 2.42 ubd120.8 0.9821.7967.3841043.869713059.5123.8697=750.98MPaH =1318.5Mpa弯曲强度疲劳足够。五 . 轴与轴承的设计计算及校核轴的设计及键联接的选择与校核轴主要用来支承作旋转运动的零件，如齿轮、带轮，以传递运动和动力。本减速器有两根轴，根据设计要求，设计的具体步骤、内容如下：第一轴的设计设计计算与说明结果1、选择轴的材料确定许用应力普通用途、中小功率减速器，选用

15、45 钢，正火处理。查表 2-7,取 B =600 Mpa, 0b=95 MPa2、 按弯曲许用切应力，初估轴的最小直径由表 2-6, 查得 C=110,=40 Mpa,按式（ 2-44 ）得 ,d C 3p1 =32.70mm1n1因轴上开有键槽 , 应增大轴颈以考虑键槽对轴强度的削弱, 则直径应增大 5% 7%，d1 32.70(1+7%)=34.989 初定轴的最小直径 =35 。3. 确定齿轮和轴承的润滑计算齿轮圆周速度v d 1n1 =0.502m/s60 1000齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑。4. 轴得初步设计根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，按比例绘制轴的草图，如图

16、2-2 。考虑到斜齿圆柱齿轮传动，选用角接触球轴承，采用内嵌式轴承盖实现轴承两端单向固定，依靠普通平键联接实现周向固定，利用轴肩结构实现轴与轴承的轴向固定。考虑到小齿轮分度圆直径与轴的直径差距不大的情况，采用齿轮轴的结构方案，如图 2-2 示。轴与其它零部件相配合的具体情况见后装配。图 2-25. 轴的结构设计 轴的结构设计主要有三项内容： （ 1）各轴段径向尺寸的确定；（2）各轴段轴向长度的确定；（3）其它尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）的确定。（1） 径向尺寸的确定=95 Mpa0bp1 =7.2 kWn1 =970r/Mindmin =35 v =1.78m/s如上草图所示，从轴段d

17、1 =35 开始，逐段选取相邻轴段的直径。 d2 起定位固定作用， 定位轴肩高度 h 可在（ 2 3）C范围内经验选取（ C 为大链轮内孔倒角尺寸，取C=1），故 d2 = d1 +2h 35+2(1 1)=37 mm,按轴的标准直径系列取 d2 =37mm。d3 与轴承内径相配合，考虑安装方便，结合轴的标准直径系列并符合轴承内径系列，取d3 =40 mm，选定轴承代号为 7408AC。 d4 起定位作用， 上套挡油环，按轴的标准直径系列，取 d4 =45 mm。d 5 即为小齿轮部分，将d5 作为分度圆的直径，即 d5 =59.51 mm。d6 = d4 =45 mm， d7 = d3 =4

18、0mm（2） 轴向尺寸的确定小齿轮齿宽 b1 =35 ,L5 =38 , L1 与大链轮相配合 , 因链轮宽为 108 ，同理取轴段长 L1 =110。考虑安装方便轴承盖至带轮距离1 =30，初步取 L2 =35 mm。 L3 与轴承相配合，d1 =35 查轴承安装尺寸宽度B1 =25mm,于是取 L3 =25 mm。一般情况d2 =37mm下，齿轮端面与箱壁的距离2 取1015 mm,轴承端面与箱d3 =40 mm体内壁的距离3 =35 mm, L4 箱体的内壁，结合大轴的尺d4 =45 mm寸 L4 取 L 4 =20mmd5=59.51mL6 = L4 =20mm, L7 = L3 =2

19、5 mmm两轴承中心间跨距 L =140mmd6=45 mm6. 轴得强度校核d7 =40 （3） 计算齿轮受力转矩T1 =0.7384105mmb1 =35 N齿轮切向力 Ft2T1d1=4.219kNL1 =110 径向力： F r =Ft tan=4.219 tan20 =1.536kN轴向力 F = Fttan =4.219 tan15 =1.13kN（2） 计算支反力和弯矩并校核（a）水平面上FAH = FBH = Ft=2.11kN2C点弯矩 : M CHFAHL =147.7 kN.mm2D点弯矩： M DHFAH35 =73.85 kN .mm水平面弯矩和受力图如上图：（b）垂

20、直面上Fd1Fr110支反力： FAr22=0.95kN110FBrFAFr=0.586KNC点弯矩： M CL66.5kN. FA2D点弯矩： M D= FA 35=33.25kN. （c）求合成弯矩M C =M CH2M C2 =161.98kN. M D =M DH2M D2 =81kN.C 点当量弯矩：MC = MCT20.622= 161.98 2107 =174.24KN.D 点当量弯矩：MD=M D2T2=103.36KN.所以 , dC310M C=3 10174240 =26.37 0 b95dD310M d=22.15 0 b考虑到键 , 所以dC =26.37 105%=

21、27.68dD =22.15 105%=23.26实际直径为 40 , 强度足够 . 如所选超凡直径和键连接等计算后寿命和强度均能满足 , 则该轴的结构设计无须修改 .（3）绘制轴的零件工作图。 （从略）L2 =35 mmL3 =25mmL 4 =20mmL5 =35mmL6 =20 L7 =25 mm=20L=140 d1 =35mmFt =4.219kNF r =1.536kNF =1.13kNF =1.13kNFAH =2.11kNM CH147.7 kN.mmM DH73.85 kN.mm根据上述设计结果设计第二轴，2.4 第二轴的设计设计计算与说明1. 择轴的材料确定许用应力普通用途

22、、中小功率减速器，选用45 钢，正火处理。查表2-7取b=600 MPa, =95 MPa。0b2、按扭转强度，初估轴的最小直径由表 2-6 查得 C=110， =40 Mpa按式（ 2-44 ）得d C3 P =50.46mmNFAr0.95kNFBr0.586KNM C =161.98kN. M D =81kN.M C=174.24KN.M D =103.36KN.轴径满足要求结果P=6.914KNN=71.62r/min由于键槽的存在, 应增大轴颈以考虑其对轴强度的影响到 d=d (1+7%)=54 轴伸安装联轴器， 考虑到该轴传递的扭矩较大，选用弹性柱销联器，查设计手册得联轴器型号标记

23、为HL 4连轴器JA60107GB5014-85 ，可知，与联轴器相联的JA60107轴的直径为 60 ，也即 dmin =60 。1. 确定齿轮和轴承的润滑计算齿轮圆周速度v =小齿轮的速度 =0.508m/s齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑。2. 轴得初步设计根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，按比例绘制轴的草图，如图 2-4 。考虑到斜齿圆柱齿轮传动，选用角接触球轴承，采用螺栓联接式轴承盖实现轴两端单向固定， 依靠普通平键联接实现周向固定，大齿轮的轴向固定采用轴肩与套筒相配合实现， 轴采用阶梯轴的结构来实现零件的轴向固定， 如图 2-4 示。轴与其它零部件相配合的具体情况见后装配。

24、图 2-43. 轴的结构设计 轴的结构设计主要有三项内容： （1）各轴段径向尺寸的确定；（2）各轴段轴向长度的确定；（3）其它尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）的确定。a) 径向尺寸的确定如上草图所示，从轴段d1 =60 开始，逐段选取相邻轴段的直径。 d2 起定位固定作用，定位轴肩高度h m in 可在（ 2 3）C（C 为联轴器内孔倒角尺寸，取C=1 ）范围内经验选取，故 d2 = d1 +2 2C 60+2（ 21）=59 mm,按轴的标准直径系列取 d2 =65 mm 。d 3 与轴承内径相配合，考虑安装方便，结合轴的标准直径系列并查机械设计手册，取 d3 =70 mm，选定轴承dm

25、in =60v =0.508m/sd1 =32 d2=34.8mmd3 =35 mmd4 =40 mmd5 =34 mmd6 =32 mm代号为 7214AC。 d4 为与大齿轮装配部分，其直径应与大齿轮L=142mm的内孔直径相一致，即 d4 =72 mm。 d5为轴肩直径，起定位作L1 =35mm用，同理，按轴的标准直径系列，取d5 =75mm， d6 = d3 =70 mmL2=20 mmb) 轴向尺寸的确定L3=14mm大齿轮齿宽 b2 =30 mm,取 L4 =30 mm，L 1 与联轴器配合 , 因选L4=14 mm取联轴器是弹性柱销联轴器，取轴段长L1 =110 mm。考虑轴承盖

26、螺钉至联轴器距离1 =30，轴承端盖长为20，初步取 L2 =50mm。L3 与轴承相配合，查轴承宽度 B1 =24 mm，, 定位环长 13 mm,于是取 L3 =40mm。L5 起定位作用， 取 L5 =2h=10mm。 L6 与轴承相配，查轴承宽度 B1 =24mm,于是取 L6 =30 mm4. 轴的强度校核1) 计算齿轮受力前面计算出 : 转矩 T=0.92193 106 N mm齿轮切向力 :F t = 2T =7.32KNd2 t径向力 :F r = F t tan=7.32 tan20 0 =2.664KN轴向力 :F =Ft tan =1.96KN2) 计算支承反力及弯矩（a

27、）水平面上FAH = FBH = Ft =3.66kN2C点弯矩 M CH FAHL1402=256.2KN.=3.662L5 =24 mmL6 =30 mm0b=95MPad2 t=252mm（b）垂直面上L=140 dFr140F2 =3.096KNFAr2140F r =2.664FBrFAFr =0.432KNKNC点弯矩： M CFAL216.72kN. F =1.96K2（c）求合成弯矩NMC= MCH2M C2 =335.57kN. C 点当量弯矩：MC = MCH2T2=609.61KN.=0.6T=所以 , dC10M C0.921933=40.03 106 N0 b考虑到键

28、 , 所以mmdC =42.06 105%=42.03实际直径为 60 , 强度足够 . 如所选超凡直径和键连接等计算后寿命和强度均能满足 , 则该轴的结构设计无须修改。（8）绘制轴的零件工作图。 （从略）六、键等相关标准键的选择标准键的选择包括键的选择，联轴器的选择，螺栓、螺母、螺钉的选择，销的选择、垫圈、垫片的选择。（1）键的选择查表 4-1 （机械设计基础课程设计）轴与齿轮相配合的键：b = 12 mm, h = 8 mm, t = 5.0mm, t1=3.3mm轴与大齿轮相配合的键：b = 18mm, h = 11mm, t = 7.0mm, t1 = 4.4mm轴与联轴器相配合的键：

29、b = 14mm, h = 9mm, t = 5.5mm, t1= 3.8mm（2）联轴器的选择根据轴设计中的相关数据，查表4-1 （机械设计基础课程设计），选用联轴器的型号为HL2, GB5014 85 。（ 3） 螺栓、螺母、螺钉的选择考虑到减速器的工作条件，后续想体的附件的结构，以及其他因素的影响选用螺栓GB5782 86, M6*25和 GB5782 86, M10*35， GB5782 86, M10*25三种。选用螺母GB6170 86, M10和 GB6170 86, M12两种。选用螺钉GB5782 86, M6*25和 GB5782 86, M6*30两种。七、减速器的润滑与密封1、 传动件的润滑浸油润滑：浸油润滑适用于齿轮圆周速度V 12m/s 的减速器。为了减小齿轮的阻力和油的升温，齿轮浸入油中的深度以1 2 个齿高为宜，速度高时还应浅些，在0.7 个齿高上下， 但至少要有10mm,速度低时， 允许浸入深度达1/6 1/3 的大齿轮顶圆半径。油池保持一定深度， 一般大齿轮齿顶圆到油池底面的距离不应小于30 50mm。以免太浅会激起沉积在箱底的油泥，油池中应保持一定的油量，油量可按每千瓦约350 700cm3 来确定，在大功率时用较小值。2、 滚动轴承的润滑：减速器中滚动轴