机械设计-悬挂式输送机传动装置设计大学论文.doc

机械课程设计说明书 目录一 设计任务书 二 电动机的选择计算 三 总传动比及传动比分配 四 传动装置运动参数的计算 五 齿轮参数计算 六 联轴器的选择 七 减速器内轴的设计 八 轴承校核 九 箱体的设计 十 设计小结 十一 参考文献 一 设计任务书 题目E.悬挂式输送机传动装置设计1设计条件1）机器功用 通用生产线中传送半成品、成品用，被运送物品悬挂在输送链上；2）工作情况 单向连续运输，轻度振动；3）运动要求 输送链速度误差不超过5；4）使用寿命 8年，每年350天，每天16小时；5）检修周期 一年小修，三年大修；6）生产批量 中批生产；7）生产厂型 中、大型通用机械厂。 悬挂式输送机 1、输送链 2、主动星轮 3、链传动 4、减速器 5、电动机2原始数据1）主动星轮圆周力（kN）9.0；2）主动星轮速度（m/s）：0.9；3）主动星轮齿数：7；4）主动星轮节距（mm）：86；3设计任务1）设计内容 电动机选型；链传动设计；减速器设计；联轴器选型设计；其他。2）设计工作量 传动系统安装图1张；减速器装配图1张；零件图2张；设计计算说明书1份。4设计要求1） 减速器设计成展开式二级减速器；2） 所设计的减速器有一对标准直齿轮和一对斜齿轮。二 电动机的选择计算1 类型：Y系列三相异步电动机；2 型号： 总效率： =0.8590其中， 为高速级联轴器效率，0.99 为滚动轴承效率，0.99 为闭式圆柱齿轮效率，0.97（按8级精度） 为链传动效率，0.96工作机所需输入功率：9.01.09Kw; 电动机所需额定功率P和电动机输出功率关系,K=1.0则电机所需功率：所以：电机转速选：1500 ；所以查表选电机型号为：Y160-M4型三相异步电动机电机参数：额定功率：11Kw满载转速：1460电机轴直径：三 总传动比及传动比分配（1）计算总传动比i 在上边已确定电动机满载转速为n1460r/min，利用公式5.6计算主动星轮转速 用公式55计算总传动比1460/89.7016.28（2）分配传动比 高速级传动比低速级传动比链传动的传动比由于=1.5 ,所以=16.28/1.5=10.85而,取=1.4,所以取3.90，2.78四 传动装置运动参数的计算 （1）各轴转速计算 第1轴转速 第2轴转速 第4轴转速 主动星轮转速 （2）各轴功率计算 第1轴功率 第2轴功率 第4轴功率 主动星轮功率 （3）各轴扭矩计算 第1轴扭矩 第2轴扭矩 第3轴扭矩 主动星轮扭矩 （4）将以上计算数据列表轴号转速n(r/min)输出功率P(kW)输出扭矩T(N.m)电动机14601171.95114609.2460.442374.368.87 226.283134.668.52604.23主动星轮89.778.10861.70链传动参数设计设计项目及说明结 果1） 选择齿轮齿数、小链轮齿数 估计链速为0.61.4m/s,由表5.3取大链轮齿数1.5*19=29 .5圆整为292） 确定链节数初取中心距，则链节数为 3） 确定链节距p载荷系数 查表5.4小链轮齿数系数 查表5.5，估计为链板疲劳多排链系数 查表5.6链长系数 查图5-13由式5-9 根据小链轮转速和，查图5-12，确定链条型号4)确定中心距a由式5-12 5)验算速度v =1.311） 计算压轴力Q链条工作压力F 压轴力系数 由公式5-13 压轴力=29=104P=9.25kw16A单排链p=25.4mma =1015mmv=1.08m/s符合估计F=7888.9NQ=9467N五 齿轮参数计算 （1）高速级齿轮参数设计设计项目及说明结 果1） 选用齿轮材料，确定许用应力由表6.2选 小齿轮40Cr调质 大齿轮45正火许用接触应力 由式66，接触疲劳极限 接触强度最小安全系数则 许用弯曲应力 弯曲疲劳强度极限 弯曲强度最小安全系数 则2） 齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度参考表6.7、表6.8选取小轮分度圆直径，由式65得齿宽系数 查表，按齿轮相对轴承为非对称布置小轮齿数 在推荐值2040中选大轮齿数 齿数比 传动比误差 小轮转矩 初定螺旋角 载荷系数K 使用系数 查表6.3动载系数 由推荐值1.051.4齿间载荷分配系数 由推荐值1.01.2齿向载荷分布系数 由推荐值1.01.2载荷系数K 材料弹性系数 查表节点区域系数 查图螺旋角系数 重合度系数 由推荐值0.850.92故齿轮模数m 中心距分度圆螺旋角 考虑与低速级齿轮中心距需相等且按表圆整小轮分度圆直径 大轮分度圆直径 圆周速度v 标准中心距a 齿宽b 大轮齿宽 小轮齿宽 3） 齿根弯曲疲劳强度校核计算有式 齿形系数 查表 小轮 大轮应力修正系数 查表 小轮 大轮不变位时，端面啮合角为 端面模数 重合度系数 由式 许用弯曲应力 4.齿轮的其他基本几何参数与结构图 模数 齿数 ， 压力角 螺旋角 齿顶高系数 顶隙系数 传动比 分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿距 齿厚、槽宽 顶隙 中心距 齿宽 （二）低速级直齿圆柱齿轮的基本参数及强度计算：1.选择齿轮的材料：查表： 小齿轮选用40Cr调质 小齿轮选用正火2.按齿面接触疲劳强度设计计算：确定齿轮精度等级，按， 估取圆周速度 m/s。查表取： 小轮大端分度圆直径由式： 计算： 齿宽系数 按齿轮相对轴承非对称布置，取： 小轮齿数 在推荐值 中选： 大轮齿数 齿数比 传动比误差 误差在范围内： 小轮转矩 载荷系数 使用系数 查表得： 动载荷系数值 查 得： 齿向载荷分布系数 查 表： 齿向载荷分布系数载荷系数的初值 弹性系数 查表得： 节点影响系数（ 查表得： 重合度系数 （） 查表得： 许用接触应力 接触疲劳极限应力 接触强度安全系数按一般可靠度查 取： 故：的值为：齿轮模数 圆整：小轮分度圆直径的值为： 圆周速度 大轮分度圆直径 中心距 齿宽mm 大轮齿宽 小轮齿宽 3.齿根弯曲疲劳强度校核计算： 由式 齿形系数 查表得：小轮 大轮 应力修正系数 查表得:小轮 大轮 重合度系数 由式 许用弯曲应力 弯曲疲劳极限应力 查表得： 安全系数 查表得： 则： 所以： 4.齿轮的其他基本几何参数与结构图1） 基本几何尺寸计算： 模数 齿数 ， 压力角 齿顶高系数 顶隙系数 传动比 分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿距 齿厚、槽宽 基圆齿距 cos法向齿距 顶隙 中心距 齿宽 公差组8级合适.25K=1.82=2.45m2mm齿根弯曲强度足够 mm mm mm mmmmmmmmmmHBSHBS组公差8级合适！N/mmN/mm齿根弯曲强度足够 mm mm mm mmmmmmmmmm 综上 ，得齿轮的相关几何参数齿轮齿数分度圆直径齿宽顶圆直径根圆直径中心距高速级小30625665.5565150大11724061243.5234.5低速级小2987749385.5165大8124369249241.5六、联轴器的选择1.高速轴连轴器：T = T0 = 60.44Nm取KA = 1.5 则TCA = KAT = 1.5*60.44Nm = 90.66Nm又由电动机输出轴直径38mm查GB4323-84，选用TL6型弹性套柱销轴联轴器。许用转矩：250Nm许用最大转速：3800r/min主动端：J轴孔，A型键槽，d=38mm,L=80mm从动端：J轴孔，A型键槽，d35mm,L=50mm2.低速轴联轴器：T= 861.70Nm 取KA = 1.5 则TCA = KAT = 1.5861.70=1292.55Nm查GB4323-84，选用TL10型弹性套柱销轴联轴器。许用转据：2000 Nm转速：2300 r/min主动端：J轴孔，A型键槽，d=65mm,L=110mm从动端：J轴孔，A型键槽，d70mm,L=107mm七、减速器内轴的设计1.高速轴(外伸轴)： 最小直径(初定)： 选用材料45号钢，调质处理，取A107 d=A=19.79mm 因最小轴径处有键槽，所以d=1.03 d=20.39mm又因与联轴器TL6配合使用，因此d=35mm2.中间轴（非外伸轴）：最小直径（初定）：45mm选用材料45号钢，调质处理，取A118d=A40.55mmd=1.03 d=41.76mm 由于中间轴装配有两个齿轮受力较大，所以取d45mm3.低速轴（外伸轴）：最小直径（初定）：80选用材料45号钢，调质处理，取A107d=A48.64mm因最小处有键槽，所以d=1.03 d=50.10mm又因与联轴器TL10配合使用，因此选用d=65mm4轴的设计计算 输入轴的设计计算1、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配两级展开式圆柱齿轮减速器中可将齿轮安排在箱体两侧，齿轮由由轴肩定位，套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩定位，轴承两端分别用端盖密封与固定。采用过渡配合固定。（2）确定轴各段直径和长度I段：d1=35mm 初选6027型滚动球轴承，其内径为35mm，外径为72mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此,长度取=35 mmII段:d2=56mm该轴段安装高速小齿轮，轴段长应比齿轮宽小23 mm，因高速级小齿轮齿宽为56mm， 取=53mmIII段 :轴肩定位，d3=50mm L3=10mm段直径d4=45mm 长度 L4=63mm段直径d5=35mm. 初选6027型滚动球轴承，其内径为35mm，外径为72mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此,长度取L5=35mmVI段直径=35 mm L6=61mm VII段，该段为支撑段，取d8 =40mm L=84mm1高速轴 已知高速轴的转矩 =35 mm 求V面内的支反力RAV、RBV ,绘Mv图 由： 由： 其中MVC为 求H面内的支反力RAH、RBH ,绘MH图 由： 由： 其中MHC为 判定危险截面，求危险截面的当量弯矩Me 因轴单向旋转，扭转剪应力按脉动循环考虑，轴为45号钢，调质处理，查表得， 折算系数 验算危险截面强度 比较计算结果与结构设计C截面设计，故高速轴满足强度要求中间轴的设计计算1、轴的结构设计（1）轴的零件定位，固定和装配齿轮的一端用轴肩定位，另一段用套筒固定，传力较方便。两端轴承常用同一尺寸，以便加工安装与维修，为便于装拆轴承，轴承上轴肩不宜太高。轴承两端分别用端盖密封与固定。 （2）确定轴的各段直径和长度I段：取d1=35mm初选6027型滚动球轴承，其内径为35mm，外径为72mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长20mm；则该段长L1=38mm 。II段：直径d2=40mm该轴段安装高速级大齿轮，轴段长应比齿轮宽小23 mm，因高速级大齿轮齿宽为51mm，取轴段长L2=48mm III段：固定II段齿轮轴肩取d3=45mm L3=10mmIV段：取d4=40mm 该轴段安装低速小齿轮，轴段长应比齿轮宽小23 mm，因低速级小齿轮齿宽为74 mm，取轴段长L4=72 mmV段：d5=35mm 轴承选6027型滚动球轴承，内径d=35mm,外径D=72mm，宽度B=17mm则该段长L5=35mm2中间轴 已知中间轴的转矩 C1截面上 T2= =75 mm C2截面上 T2= =234 mm 求V面内的支反力RAH、RBH ,绘MH图 由： 由： 其中MVC为 C1截面上 C2截面上 求H面内的支反力RAH、RBH ,绘MH图 由： 由： 其中MHC为 C1截面上 C2截面上 判定危险截面，求危险截面的当量弯矩Me C1远远大于C2 所以判定C1为危险截面 因轴单向旋转，扭转剪应力按脉动循环考虑，轴为45号钢，调质处理，查表得， 折算系数 验算危险截面强度 因C1截面有一个键槽，最小直径为 d=28.18 29.31比较计算结果与结构设计C截面设计，故中间轴满足强度要求输出轴的设计计算1、轴的结构设计（1）轴的零件定位，固定和装配两级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承非对称分布，齿轮右面用轴肩定位，左面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定4位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承依次从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度 段：=50 mm初选6210型深沟球轴承，其内径为50mm，大径90mm,宽度为20mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则段长38mm，段：=55 mm该轴段安装低速级大齿轮，轴段长应比齿轮宽小23 mm，因低速级大齿轮齿宽为69 mm，该轴段长度为67mm段: 固定II段齿轮轴肩=60mm, =10mm,段: =55 mm =45段：=50 mm初选6210型深沟球轴承，其内径为50mm，大径90mm,宽度为20mm，故此段长=30 mm，段：=45mm，=58mm，段：=63mm，=80mm。低速轴 已知低速轴的转矩 T2= =285 求V面内的支反力RAV、RBV ,绘MV图 由： 由： 其中MVC为 求H面内的支反力RAH、RBH ,绘MH图 由： 由： 其中MHC为 判定危险截面，求危险截面的当量弯矩Me 因轴单向旋转，扭转剪应力按脉动循环考虑，轴为45号钢，调质处理，查表得， 折算系数 验算危险截面强度因截面上有一个键槽，所以最小直径39.4040.98 比较计算结果与结构设计C截面设计，故低速轴满足强度要求八 轴承校核 1高速轴轴承校核：选用轴承6309，由GB276-89表查=40800, =29800冲击符合系数 ， 寿命指数（球轴承） 1计算当量动负荷： 两端轴承分别受径向力： =3419N =2700N 轴承A受力大，所以只需对轴承A校核 轴向力A=0 , =0 查表得，X=1, Y=0, 则当量动负荷为： =4102.8N 2 计算轴承寿命： 根据 ,查表得，则可及算出为： 70953h 3 验算静负荷： =0， 查表得, 其当量静负荷为： =13419=3419N 由表查得，安全系数，则 3 验算静负荷： =0， 查表得, 其当量静负荷为： =13419=3419N 由表查得，安全系数，则 3 验算静负荷： =0， 查表得, 其当量静负荷为： =13244=3244N 由表查得，安全系数，则 综上，选用6413型号的轴承使用寿命合格。键联接的选择及校核计算 键采用45钢输入轴：1输入轴与联轴器联接采用平键联接轴径dI1=35mm,LI1=78mm查手册得，选用A型平键，得：键 bh=10mm8mm l=LI1-b=78-10=68mmTI=64.037N.M h=8mm根据课本式得p=4TI/dI1hl=464.0371000/32688=14.7Mpap(120150 Mpa)输入轴与高速级小齿轮联接用平键联接轴径dI2=35mm, LI2=62mm查手册选用A型平键键bh=10mm8mm = LI2-b=63-10=53 mmTI=64.037N.M h=8mm根据课本式得p=4TI/dI1hl=464.0371000/35538=17.2Mpap中间轴:1中间轴与高速大齿轮联接用平键联接轴径dII2=50mm LII2=72mm TII=387.7Nm查手册选用A型平键键bh=14mm9mm =72 -14=58mm h=9mm据课本校核公式得p=4TII/dII2hl =4387.71000/50589=59.4Mpap中间轴与低速小齿轮联接用平键联接轴径dII2=50mm LII2=117mm TII=387.7Nm查手册选用A型平键键bh=14mm9mm =117-14=103mm h=9mm据课本校核公式得p=4TII/dII2hl=4387.71000/509103=33.4 Mpap输出轴：1低速轴与低速大齿轮联接用平键联接轴径dIII4=70mm LIII=89mm TIII=1747.7/Nm查手册选用A型平键键bh=20mm12mm l=LIII4 b=89-20=69mm 取 h=12mm据课本校核公式得p=4TIII/dIII4hl=41747.71000/706912=120.6Mpap2输出轴与联轴器联接采用平键联接轴径d III6=80mm L III6=109mm T III=1747.7Nm查手册选用A型平键键bh=22mm14mm l=LIII6-b=109-22=87mm h=14mm据课本校核公式得p=4T/dII2hl=41747.71000/801487=71.7Mpap所以各键强度足够.九 箱体的设计 根据手册表4-1，查取箱体各部分尺寸如下： 箱座壁厚为10mm定位销直径d8mm箱盖厚为18mm连接螺栓d2间距L175mm箱座凸缘厚度为b12mmdf、d1、d2至外箱壁距离c127, 18, 22mm箱盖凸缘厚度为b115mmdf、d2至凸缘边缘距离c224，20m5箱座底凸缘厚度b225mm轴承旁台半径R120mm地脚螺钉df20mm外箱壁至轴承座端面距离l150mm地脚螺钉数目4大齿轮与内箱壁距离111mm轴承旁连接螺栓直径d116mm齿轮端面与内箱壁距离212.5mm箱盖与箱座连接螺栓直径d212mm箱盖、箱座肋厚m1、m27, 8mm轴承端盖螺钉直径d38mm10mm毡圈油封高速轴视孔盖螺钉直径d410mm十 设计小结 设计体会：通过这段时间对课程设计的学习我进一步加深了对它的了解和认识，同时也学到了很多在书本上所学不到的东西，它不仅让我们进一步加深了对理论知识的巩固，激发了我们的思维，锻炼了我们的动手实践能力，同时也考验了我们的毅力。在课程设计中同学间相互合作、相互交流，在这个过程中我们遇到了很多问题和困难，但经过彼此的努力，便很容易解决了。它是一个相互讨论、相互学习的过程，也是一个不断巩固、不断加深知识的过程，同时也学到许多课堂外的东西，让我受益匪浅。通过设计，我进一步了解了传动系统设计的一般过程；提高了查阅相关手册的熟练性；增强了我的极限思维和抽象思维能力等等的每一个方面，也为今后毕业时的毕业设计乃至将来从事的工作铺平了道路，架起了桥梁。由于时间紧迫，再加上刚刚参加设计，所以这次的设计存在许多缺点。比如说齿轮的计算不够精确等等，但我相信，通过这次的实践，能使我为今后所可能参加到的设计准备好良好的条件，从而设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。课程设计讲解过程中，指导教师赵老师为我们提供了多方面的帮助，使我避免了很多错误，少走了许多弯路。 至此机械课程设计就要结束了，有劳累也有苦闷，但终究还是带着喜悦的心情完成了自己的劳动果实，所以说这是一个很有价值的体验过程。我从中学到的东西是多方面的，我想它带给我的收获是很多其他课程学习所不能及的，我将带着这些宝贵的经验去迎接以后工作中遇到的挑战。最后我对 老师表示衷心的感谢和真诚的祝福！ 参考文献1 程志红主编。机械设计。南京：东南大学出版社2 程志红、唐大放主编。机械设计课程上机与设计。南京：东南大学出版社3 王洪欣主编。机械设计。南京：东南大学出版社4 庄宗元主编。AutoCAD 2004。徐州：中国矿业大学出版社5 中国矿业大学机械制图教材编写组编。画法几何及机械制图。徐州：中国矿业大学出版社6 甘永力主编。几何量公差与检测。上海：上海科学技术出版社7.机械设计课程设计手册(第二版)清华大学 吴宗泽，北京科技大学 罗圣国主编。8.机械设计课程设计指导书（第二版）罗圣国，李平林等主编。9.机械设计（第七版）西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著 1 0.机械设计课程设计 机械工业出版社 陆玉 何在州 佟延伟 主编