第一章机械设计课程设计任务书1.1 设计题目：设计链式输送机传动装置1.2 已知条件：1. 输送链牵引力F=4.5 kN ;2. 输送链速度v=1.6 m/s（允许输送带速度误差为5%）；3. 输送链轮齿数z=15 ；4. 输送链节距p=80 mm；5. 工作情况：两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，无粉尘；6. 使用期限：20年；7. 生产批量：20台；8. 生产条件：中等规模机械厂，可加工6-8级精度齿轮和7-8级精度蜗轮；9. 动力来源：电力，三相交流，电压380伏；10．检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。

验收方式：1．减速器装配图；（使用AutoCAD绘制并打印为A1号图纸）2．绘制主传动轴、齿轮图纸各1张；3．设计说明书1份。

第二章前言2.1 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、变换其运动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，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。

众所周知，齿轮传动的传动装置由电动机、减速器、链传动三部分组成，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。

2.2 方案优缺点分析1.在高速端应用圆锥齿轮，可以减小锥齿轮的尺寸，减小其模数，降低加工难度。

2.在输出端，即低速端采用链传动，因为链传动的瞬时传动比是变化的，引起速度波动和动载荷，故不适宜高速运转。

3.在高速输入端应用联轴器，结构紧凑，但启动电动机时，增大了电动机的负荷，因此，只能用于小功率的传动。

4.圆锥齿轮端，可能由于两锥齿轮尺寸过小，不能很好的利用润滑油。

第三章电动机的选择与传动比的分配电动机是常用的原动机，具体结构简单、工作可靠、控制简单和维护容易等优点。

电动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、容量和转速、确定具体型号。

按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭三相异步电动机。

3.1电动机的选择计算：输送链链轮的节圆直径d/mm d=P/sin(180/z)=385mm工作机的有效功率为：p w =F w V w/η=4.5*1.6/0.95=7.243kw从电动机到工作机间的总效率为：η∑=η1·η2·η3η4η5η6η7η8=0.99*0.96*0.97*0.994*0.96=0.877式中，η1为联轴器效率0.99，η2为锥齿轮效率（7级）0.97，η3圆柱齿轮的效率（7级）0.98，η4η5η6η7为角接触球轴承的效率0.99，η8滚子链传动效率0.96。

所以，电动机所需工作功率为p d =wpη∑=7.243/0.877= 8.3KW选择电动机的类型：电动机额定功率p d > p m因同步转速的电动机磁极多的，尺寸小，质量大，价格高，但可使传动比和机构尺寸减小。

由此选择电动机型号：Y160M1-2电动机额定功率p m =4kN,满载转速n m =1440r/min选取B3安装方式 3.2 计算传动装置的总传动比i ∑并分配传动比 ：总传动比i ∑：按表3-2推荐的链传动比≤6。

取链传动的传动比为4.6，则整个减速器的传动比为 ：I 总==nm/nw=2930/79.370=36.916i ∑=I 总 / 4.6=8.025分配传动比：i ∑=12i i高速级圆锥齿轮传动：1i =2.5 中间级圆柱齿轮传动比：2i =3.23.3 计算传动装置各轴的运动和动力参数 ： 各轴的转速 ：Ⅰ轴: n1=2930 r/minⅡ轴: n2=2930/2.5=1172r/min Ⅲ轴: n3=1172/3.2=366.25 r/min 链轮的转速：n4=79.370 r/min 各轴的输入功率 ：Ⅰ轴: p1=p d *η1=11*0.99=10.89kwⅡ轴: p2= p1*η2 *η4=10.89×0.97×0.99=10.458kw Ⅲ轴: p3= p2*η3*η5=10.458×0.98×0.99=10.146kw 各轴的输入转矩 ：电动机轴的输出转矩：Td=9.55×106×11/2930=35853.242N.m Ⅰ轴: T1=9550*p1/n1=35.495N ·m Ⅱ轴: T2=9550*p2/n2=85.217N ·m Ⅲ轴: T3=9550*p3/n3=264.558N ·m第四章链传动的设计计算4.1由3.2知链传动速比：i=4.5输入功率：p=3.689KW选小链轮齿数z1=17。

大链轮齿数z2=i×z1=4.5×17=76，z2<120，合适。

4.2确定计算功率:已知链传动工作时有轻微振动，由表9-6选k A =1.0，设计为双排链取k P=1.75,由主动链轮齿数Z=17，查主动链轮齿数系数图9-13，取k Z=1.55计算功率为:Pca=p3×k A k Z/k P=1.0×1.55×3.689/1.75kW=3.27kW4.3确定链条型号和节距，初定中心距a0，取定链节数Lp由计算功率Pca和主动链轮转速n3=128.571r/min，查图9-11，选用链条型号为:16A，由表9-1，确定链条节距p=25.4mm。

初定中心距a0=(30~50)p=720~1270，取a0=1000。

=78.7+46.5+2.8=128取L p =128节(取偶数)。

链传动的最大中心距为a=f1×p[2L p-(z1+z2)]由(L p-z1)/(z1-z1)=(128-17)/(76-17)=1.88查表9-7，得f1=0.24312.a=0.24312×25.4×(2×128-93)=1006.57mm4.4求作用在轴上的力:平均链速: v=z1×n3×p/60×1000=17×128.571×25.4/60000=0.925m/s工作拉力:F=1000P/v=1000×3.689/0.925=3988.2N工作时有轻微冲击，取压轴力系数: K FP=1.15轴上的压力:Fp=K FP×F =1.15×3988.2N=4586.3N4.5选择润滑方式:根据链速v=0..925m/s，链节距p=25.4mm，链传动选择滴油润滑方式。

设计结果：滚子链型号16A -2×128GB1243.1-83，链轮齿数z1=17，z2=76，中心距a=1006.57mm，压轴力Fp =5502.4N。

第五章齿轮的设计计算齿轮传动是应用最广泛的一种传动形式，其传动的主要优点是：传递的功率大、速度范围广、效率高、工作可靠、寿命长、结构紧凑、能保证传动比恒定，齿轮的设计主要围绕传动平稳和承载能力高这两个基本要求进行的。

5.1 圆柱直齿轮的设计5.1.1选择材料热处理齿轮精度等级和齿数 :由表得：选择小齿轮材料40Cr 钢，调质处理，硬度280HBS ；大齿轮材料45钢，调质处理，硬度240HBS ，精度7级。

取Z1=19，i=3.5, Z2=Z1·i=19×3.5=66.5,取Z2=67 5.1.2按齿面接触疲劳强度设计 : 计算公式：d 1t ≥ []312)1(*32.2U U T K Z d t H E φσ+⎪⎪⎭⎫⎝⎛ T 1=80.7N ·m 试选K t 为1.3E Z 查表10-6得E Z =189.8mpa 21由图10-21d 按齿面硬度差得小齿轮德接触疲劳强度极限1lim H σ=600mpa; 大齿轮的接触疲劳强度极限2lim H σ=550mpa 由式10-13计算应力循环次数N1=60n1jLh=60*450*1*2*8*300*10=12.96810⨯ N2= N1/4=3.09810⨯查图10-19取接触疲劳寿命系数K HN1=0.95，K HN2=0.98 计算接触疲劳许用应力 :取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得 :[Hσ]1==SK HS 1lim 1σ0.95×600=570 Mpa[Hσ]2==SK HN 2lim 2σ0.98×550=539 Mpa 取[Hσ]为537.25 Mpa试算小齿轮分度圆直径d 1t : d 1t ≥ []312)1(*32.2U U T K Z d t H E φσ+⎪⎪⎭⎫⎝⎛=59.624mm 计算圆周速度V :V==⨯10006011n d t π=⨯⨯⨯1000601070143624.59π0.335m/s计算齿宽B ：B=d φ* d 1t =0.9*59.624=53.6616mm 计算齿宽与齿高之比：模数：m n= d 1t /z1=3.138 齿高：h=2.25 m n =7.061mm b/h=7.60算载荷系数 :根据v 、7级精度 由图可得动载系数V K =1.1。

直齿轮βH K =αH K =1.0查表得使用系数A K =1.25，K =A K K v K βK α=1.866按实际的在和系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a 得 :==311Tt K Kd d 69.58mm 计算模数m n :53.319077.6711===z d m n5.1.3 按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度的设计公式是[]31212⎪⎪⎭⎫⎝⎛≥F SaFa d Y Y z KT m σφ 由图10-30c 查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE σ=500mpa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限2FE σ=380mpa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数1FN K =0.822FN K =0.85;计算弯曲疲劳许用应力:取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12a 得 :[]==SK FN FN F 111σσ292.86 Mpa[]==SK FN FN F 221σσ238.86 Mpa计算载荷系数K :==βαF F V A K K K K K1.25×1.05×1×1.3=1.706查取齿形系数 :由表10-5得=1Fa Y 2.85， =2Fa Y 2.22 查取应力校正系数 :由表10-5查得 =1Sa Y 1.54 =2Sa Y 1.77计算大小齿轮的[]F SaFa Y Y σ并加以比较 :[]=111F Sa Fa Y Y σ0.01498[]=222F Sa Fa Y Y σ0.01645由上只大齿轮的数值大 设计计算m n :[]31212cos 2⎪⎪⎭⎫⎝⎛≥F Sa Fa a d nY Y z Y KT m σεφββ=2.39 按圆柱直齿轮的标准将模数m n 圆整为2.58.265.2/077.6711===md z ≈27 =2z 4.2×27=113 5.1.4 几何尺寸计算 : 计算中心距a :a=（d1+d2）/2=175mm计算分度圆直径 d1=z1 m n =67.5mm d2 =z2 m n =282.5mm计算齿轮宽度：b=d φd1=60.75mm取小齿轮宽度B1=60mm ，取大齿轮宽度B2=65mm 。