E5悬挂式输送机传动装置说明书.doc

悬挂式输送传动装置说明 书 姓名： 学号： 班级： 目 录一 机械设计课程设计任务书二 电动机的选择三 总传动比及传动比分配四 传动装置运动参数的计算五 各组传动齿轮设计六 各组传动轴设计七 各传动轴上键设计八 各组传动轴承设计 九 箱体结构尺寸设计小结参考文献机械设计课程设计说明书题目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）11；2）主动星轮速度（m/s）：1.0；3）主动星轮齿数：11；4）主动星轮节距（mm）：92；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 减速器装配图1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）所设计的减速器有两对标准直齿轮。1 电动机的选择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：111.011Kw; 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：=Pw/a=110.8590=12.8056,则选电动机的额定功率为15Kw.所以：电机转速选：1500 ；所以查表选电机型号为：Y160L-4型三相异步电动机电机参数：额定功率：15Kw满载转速：1460电机轴直径：2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 n0=60v1000/pz =6011000/(929)=72.46(r/min) 总传动比1460/72.4620.15（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=23.5 ,取=2.5所以=20.15/2.5=8.06而,取=1.4,所以取3.36，2.43传动装置运动参数的计算 （1）各轴转速计算 第1轴转速 n1= 1460(r/min) 第2轴转速 n2= n1/i1=1460/3.36=434.5(r/min) 第4轴转速 n3=n2/i2=434.5/ 2.4=181.04(r/min) 主动星轮转速 n4=n3/i3=181.04/2.5=72.42(r/min) （2）各轴功率计算 第1轴功率 P1=P=150.990.99=14.70(Kw) 第2轴功率 P2=P1=14.700.990.97=14.12(Kw) 第4轴功率 P3=P2=14.120.970.96=13.15(Kw) 主动星轮功率 P4=P3=13.150.96=12.62(Kw) （3）各轴扭矩计算 第1轴扭矩 T1=9550P1/n1=955014.7/1460=96.15(N.m) 第2轴扭矩 T2=9550P2/n2=955014.12/434.5=310.35(N.m) 第3轴扭矩 T3=9550P3/n3=955013.15/181.04=693.67(N.m) 主动星轮扭矩 T4=9550P4/n4=955012.62/72.42=1664.2(N.m) （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15001595.51146014.7096.152434.514.12 310.353181.0413.15 693.67主动星轮72.4212.621664.23 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0.63m/s,大链轮齿数2.517=42.5 圆整为432） 确定链节数初取中心距，则链节数为 =80+(17+43)/2+(43-17)/22/40=110.423） 确定链节距p载荷系数.小链轮齿数系数 估计为链板疲劳多排链系数 链长系数 由式KAP3/KZKLKM P0根据小链轮转速和，确定链条型号4)确定中心距a由式5-12 =(25.4/4)*80+(110-30)2-8(26/2*3.14)20.5 =1010.5mm5)验算速度v v=z1n3p/601000=(17181.0425.4)/(601000)=1.30m/s计算压轴力Q链条工作压力F F=1000P3/v=100013.15/1.30=10115.4N压轴力系数 压轴力Q=KQF=11632.7N=17=43 Lp=110节P0=12.89Kw16A单排链p=25.4mma =1010.5mmv=1.30m/s符合估计F=10115.4NKQ=1.15Q=11632.7N4各组传动齿轮设计 （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 小齿轮40Cr调质 大齿轮45正火许用接触应力 ，接触疲劳极限查表可知， 接触强度寿命系数ZN ，Zn1,Zn2取1，接触强度最小安全系数选一般可靠度。 则H1=700N/mm H2=380N/mm 许用弯曲应力 , =F lim /SF minYNYx弯曲疲劳强度极限 弯曲强度最小安全系数,取一般可靠度，YN1=YN2=1,Yx=1, 则F1=590/1.2511=472N/mm F2=320/1.2511=256N/mm2） 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v1=5.52m/s.小轮分度圆直径，由式：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 =3.3629=97.44，取整95齿数比 =/=95/29=3.276传动比误差 在范围内 小轮转矩 =9550P1/n1=955014.7/1460=96.15N.m 初定螺旋角 载荷系数K 使用系数 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 =1.251.131.11.1=1.709材料弹性系数 锻钢弹性系数 节点区域系数 查图（）对应=2.45，螺旋角系数 重合度系数 故=73.32mm.齿轮模数m m=cos/=2.47,取整。 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 =m=329=87mm圆周速度v v=n1/60000=6.647m/s齿宽b b=84.32mm大轮齿宽 小轮齿宽 中心距 a a=m(+)/2=186mm分度圆螺旋角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 大轮端面压力角t t =arctan(tan20/cos11.78)=20.40端面模数mt mt =m/cos=3/cos11.78=3.065a1=arccos(db1/da1)=arccos(d1cost/d1+2ha)=25.04 a2=arccos(db2/da2)=arccos(d2cost/d2+2ha)=21.95 重合度 =1/229(tan25.04-tan20)+95(tan21.95-tan20) =1.067 重合度系数由公式得：F1=21.709961502.531.621.067/(84.32873) =65.3N/mmF1=472N/mmF2=21.709961502.191.7851.067/(84.32873) =62.28N/mmF2=256N/mm4） 齿轮其他主要尺寸计算分度圆直径d d1=87mm d2=285mm根圆直径 df1=d1-2hf=87-22.53=72mm df2=d1-2hf=285-22.53=270mm顶圆直径 da1=d1+2ha=87+213=93mm da2=d2+2ha=285+213=291mm 齿距 =9.425mm 齿厚、槽宽 =4.713mm 顶隙 =0.253=0.75mm Him2=380N/mmH1=700N/mmH2=380N/mmFlim1=590N/mm Flim2=320N/mm=1.25F1=472N/mmF2=256N/mm公差组8级 =1.15 =29 =95 =3.276 合适=96.15N.m.25=1.13 K=1.709=2.45=0.84m3mm v=6.647m/s =84.32mm =92.32mm a=186mm =114648 =2.19=1.785t =2024 mt =3.065 a1=25.04a2=21.95 a=1.067Y=0.953 F1=61.2N/mm齿根弯曲强度满足F2=62.28N/mm齿根弯曲强度满足d1=87mm d2=285mm df1=72mm df2=270mm da1=93mm da2=291mm =9.425mm s=e=4.713mm =0.75mm（2）低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 小齿轮 40Cr调质大齿轮 45正火接触疲劳极限查表可知， 许用接触应力 ， 接触强度寿命系数ZN ，Zn1,Zn2取1，接触强度最小安全系数选一般可靠度。 则H1=700N/mm H2=380N/mm 许用弯曲应力 , =F lim /SF minYNYx弯曲强度最小安全系数,取一般可靠度，YN1=YN2=1,Yx=1, 则F1=590/1.2511=472N/mm F2=320/1.2511=256N/mm2） 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，v=2.43m/s.小轮分度圆直径，由式65得齿宽系数 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 =i=272.4=64.8,取整。齿数比 =/=2.407传动比误差 误差在范围内,合适。小轮转矩 =9550P2/n2=955014.12/434.5=310.35N.m 初定螺旋角 载荷系数K =1.251.131.11.1=1.709使用系数 查表动载系数 齿间载荷分配系数 齿向载荷分布系数 材料弹性系数 锻钢,弹性系数 节点区域系数 查图（）对应=2.45， 重合度系数 故=113.84mm齿轮模数m m=d1/z1 =4.22,查表取整。小轮分度圆直径 =4.527=121.5mm圆周速度v v=n2/60000=2.764m/s 标准中心距a a=m(+)/2= 207mm 齿宽b b=139.725mm大轮齿宽 小轮齿宽 分度圆螺旋角 =11.975） 齿根弯曲疲劳强度校核计算有 齿形系数 小轮 大轮应力修正系数 小轮 大轮端面压力角t t =arctan(tan20/cos11.97)=20.41端面模数mt mt =m/cos=4.5/cos11.97=4.6 a1=arccos(db1/da1)=arccos(d1cost/(d1+2ha)=29.23 a2=arccos(db2/da2)=arccos(d2cost/d2+2ha)=24.6 重合度 =1/227(tan29.23-tan20)+65(tan24.6-tan20) =1.81 重合度系数由公式得：F1=21.7093103502.521.620.664/(139.725121.54.5) =37.64N/mmF1=472N/mm F2=21.7093103502.181.790.664/(139.725121.54.5) =36N/mmF2=256N/mm6） 齿轮其他主要尺寸计算分度圆直径d =121.5mm d2=292.5mm根圆直径 df1=d1-2hf=121.5-22.54.5=99mm df2=d1-2hf=292.5-22.54.5=270mm顶圆直径 da1=d1+2ha=121.5+214.5=130.5mm da2=d2+2ha=292.5+214.5=301.5mm 齿距 =14.14mm 齿厚、槽宽 =7.07mm 顶隙 =0.254.5=1.125mm Him2=380N/mm H1=700N/mmH2=380N/mm=1.25Flim1=590N/mmFlim2=320N/mmF1=472N/mmF2=256N/mm公差组8级 =1.15 =27 =65 =2.407合适=310.35N.m .25=1.13 K=1.709=2.45d1113.84mmm=4.5=121.5mm v=2.764m/s a =207mm =140mm=145mm=1158=1.81Y=0.664F1=37.64N/mm齿根弯曲强度满足 F2=36N/mm齿根弯曲强度满足d1=121.5mm d2=292.5mm df1=99mm df2=270mm da1=130.5mm da2=301.5mm =14.14mm s=e=7.07mm =1.125mm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298792.329372186大9528584.32291270低速级小27121.5145130.599207大65292.5140301.52705各组传动轴设计（1）高速轴设计与校核设计项目及说明结 果1） 计算作用在齿轮上的力 高速级小齿轮圆周力 Ft=2T1/d1=296150/87=2210N径向力 Fr=Fttann/cos=2210tan20/cos11.78=821.68N轴向力 Fa=Fttan=821.68tan11.78=171.36N 2） 初步估算轴的直径选取40Cr作为轴的材料，调质处理 由式 计算轴的最小直径并加大3以考虑键槽的影响 查表 取 则 dmin1=25.57mm dmin2=37.8mm dmin3=49.42mm3）轴的结构设计（1）确定轴的结构方案小齿轮从轴的左端装入，靠轴肩定位。右轴承从轴的右端装入，靠内箱体与挡油环固定。左轴承从轴的左端装入，靠齿轮端盖与挡油环固定。将此轴设计为齿轮轴，所以在轴上加工齿轮。（2）确定各轴段直径和长度 1段 由于1轴经联轴器联结的电动机的轴为38mm,查表,并由和选择连轴器型号为连轴器，其轴孔直径分别选35mm和38mm，轴孔长度60mm。因为d1dmin1=25.57mm,且符合标准密封内径(JB/ZQ 4606-86)，所以，轴上与半5连接长度比毂孔长度短14mm，取58mm。在该段上套一套筒作为半连轴器的定位轴肩，考虑轴承盖宽度为22+2042mm，及螺钉d3 的扳手空间及半连轴器上的螺钉长度。套筒长度取84，于是1段长度取40+84-2（使套筒能靠紧轴承）124mm 2段 为便于装拆轴承内圈，且符合标准轴承内径。查GB/T297-95，暂选深沟球轴承6007，其宽度。轴承润滑式选择：d2n1=401460=58400mm.r/min180000mm.r/min，选择脂润滑。考虑轴承脂润滑，取轴承距箱体内壁距离，考虑挡油环长度则 3 段 此段作为左挡油环及小齿轮的定位轴肩，取50mm。考虑中间轴上小齿轮宽度70mm及其距左箱体内壁距离15mm，距中间轴上大齿轮距离15mm，取92mm 4 段 此段左端为齿轮的定位轴肩应小于 1到6mm，取 34mm齿轮与箱体内壁间隙取15mm，考虑轴承脂润滑，取轴承距箱体内壁距离，除去挡油环, 5 段 此处要与轴承配合，所以轴径应该缩小为30mm，长度为挡油环宽度加上轴承宽度。 3) 确定轴及齿轮的作用位置 6007轴承宽14mm，其支点尺寸a14/27，因此轴承的支撑点到齿 轮载荷作用点位置132mm，=55mm。4）绘制轴的弯矩图和扭矩图(1)求轴承反力 H水平面 RH1=55/187Ft=650N RH2=1650N V垂直面 RV1=(55FR-Fad1/2)/187=205.9N RV2=540.1N =681.8N =845.1N（2） 求齿宽中点处的弯矩 扭矩T96150 （4）按弯扭合成强度校核轴的强度 当量弯矩，取折合系数，则齿宽中点处当量弯矩Mca1=(89997.6+57690)=106900.4N.mm Mca2=(46480.5+57690)=74085N.mm 轴的材料为45号钢，调质处理。由表,查得，由表查得 材料许用应力 轴的计算应力为ca1=Mca1/W=106900/(0.145)=11.735 ) 精确校核轴的疲劳强度 （1）轴的细部结构设计圆角半径：各轴肩处圆角半径见装配图。键槽：齿轮、半连轴器与轴周向固定采用A型平键联接，按GB1096-2003半连轴器处的键为：（2）轴的加工 本处不作考虑。（3） 选择危险截面在装配图中可以看到各截面均有应力集中源，选择其中应力较大、应力较集中较严重的截面。（4） 计算危险截面工作应力截面弯矩：M=M1112/135=74664.7N.mm截面扭矩：T=96150N.mm抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面上弯曲应力：截面上扭剪应力：弯曲应力副：弯曲平均应力：扭切应力：（5） 确定轴材料机械性能查表，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限碳钢材料特性系数：（6） 确定综合影响系数轴肩圆角处有效应力集中系数，根据，由表8.9差值计算得 配合处综合影响系数，根据，配合H7/r6由表8.11差值计算得键槽处有效应力集中系数，根据由表8.10差值计算得尺寸系数，根据d由图8-12查得表面状况系数，根据，表面加工方法查图8-2得轴肩处综合影响系数为：键槽处综合影响系数为：同一截面如有两个以上得应力集中源，取其中较大得综合影响系数来计算安全系数，故按配合处取综合影响系数。（7） 计算安全系数由表8.13取需用安全系数S1.8由式8-6 故可以看出该轴满足要求。 Ft=2210N Fr=821.68N Fa=171.36N dmin1=24.83mm dmin2=37.8mm dmin3=49.42mm RH1=650N RH2=1650N RV1=205.9N RV2=540.1NR1=681.8NR2=845.1NM1=89997.6M2=46480.5该轴满足强度要求1段：键1段：H7/k62、5段：m61段精车2、5段：磨削齿轮的左端根部M=74664.7N.mmT=96150N.mm疲劳强度安全（2）中间轴设计与校核设计项目及说明结 果1） （1）计算作用在大齿轮上的力低速级小齿轮圆周力 Ft=2T2/d1=2310350/121.5=2554N径向力 Fr=Fttann/cos=2554tan20/cos11.97=950.24N轴向力 Fa=Fttan=950.24tan11.97=201.46N2） 初步估算轴的直径选取45号钢作为轴的材料，调质处理 由式 计算轴的最小直径并加大3以考虑键槽的影响 查表 取 则 dmin2=37.8mm 3）轴的结构设计 （1）确定轴的结构方案右齿轮从轴的右端装入，考定位轴肩定位。右轴承从轴的右端装入，靠挡油环及轴承盖定位。左齿轮和左轴承从轴的左端装入，左齿轮靠轴肩定位，齿轮和轴承之间用挡油环定位，左轴承考挡油环定位。左右轴承均采用 轴承端盖，齿轮与轴采用普通平键周向定位。采用单列调心滚子轴承。 （2）确定各轴段直径和长度 1段 根据圆整，根据GB/T297-95，暂选轴承为调心球轴承6207，于是得，其宽度。轴承润滑方式选择：，选择脂润滑。取挡油环厚度为b=15,小齿轮距箱体内壁15mm，则 2 段 ，考虑轴承脂润滑，长度应比齿轮宽度短1-，取2mm，则l270-268mm 3段 为了便于装拆齿轮，取定位轴肩为7mm，则38+745mm 根据长度要求取15mm 4段 右齿轮轴肩高，45-738mm，为使挡油环能紧贴齿轮,则 应短于齿轮的宽度，40-238mm 5段 为便于一次镗孔，一根轴的两端装轴承处的轴径取相等，即。取挡油环厚度为b=15,考虑轴承宽度17mm，则 （3）确定轴承及齿轮作用力位置 深沟球轴承可以把轴承的中点位置当成轴承的支点位置，6207轴承宽度17mm，所以其支点尺寸，因此轴的支撑点到齿轮载荷作用点距离4）绘制轴的弯矩图和扭矩图(1)求轴承反力 H水平面 V垂直面 则= （2） 求齿宽中点处的弯矩 扭矩T310350 5）按弯扭合成强度校核轴的强度 当量弯矩，取折合系数，则齿宽中点处当量弯矩 轴的材料为45号钢，调质处理由表8.2查得，由表8.9查得材料许用应力 由式8-4得轴的计算应力为 d1=121.5mmFt=2554NFr=950.24NFa=201.46N dmin2=37.8mm M1小=124738M1大=233998M2小=163400M2大=77040该轴满足强度要求（3）低速设计与校核设计项目及说明结 果1） 计算作用在齿轮上的力转矩输出轴上齿轮分度圆直径圆周力径向力2） 初步估算轴的直径选取45号钢作为轴的材料，调质处理 由式82 计算轴的最小直径并加大3以考虑键槽的影响 查表8.6 取 则 3）轴的结构设计 （1）确定轴的结构方案右轴承从轴的右端装入，靠挡油环定位。左轴承从轴的左端装入，靠挡油环定位。左挡油环和齿轮左端面靠轴肩定位，右挡油环和齿轮右端面之间用定位套筒定位，链轮靠轴肩定位，齿轮与链轮采用普通平键周向定位，采用单列调心滚子轴承。 （2）确定各轴段直径和长度（从右至左） 1 段 根据GB/T297-95，暂选深沟球轴承6309，于是得，其宽度， 取挡油环厚度为b=28，为了使挡油环能靠紧大齿轮，此段应外伸4mm。 2 段 为了大齿轮拆卸方便，此段应设置定位轴肩 +5mm50mm，齿轮宽度， 为使挡油环能靠紧齿轮，此段缩短4mm。 - 2mm 3 段 为了方便大齿轮定位，所以此处要突出，做成轴肩，高于前段10mm，考虑中间轴大齿轮宽度及其安装位置，此段自动形成为 4 段 根据GB/T297-95，暂选深沟球轴承6209，于是得，其宽度， 取挡油环厚度为b=32. 5 段 此处用于轴与链轮毂配合，所以轴的外径就等于链轮轮的直径，而长度为齿轮轮毂的厚度再减去12mm.外加间隙距离。暂选链轮直径40，其长度为42mm，-2+70110mm （3）确定轴承及齿轮作用力位置 深沟球轴承可以把轴承的中点位置当成轴承的支点位置，6209深沟球轴承宽19mm，所以其支点尺寸，因此轴的支撑点到齿轮载荷作用点距离4）绘制轴的弯矩图和扭矩图（1） 求轴承反力 H水平面 V垂直面 则= （8） 求齿宽中点处的弯矩 扭矩T397110 5）按弯扭合成强度校核轴的强度 当量弯矩，取折合系数，则齿宽中点处当量弯矩 轴的材料为45号钢，调质处理。由表8.2查得，由表8.9查得材料许用应力 由式8-4得轴的计算应力为 M1=112300M2=112751 该轴满足强度要求6各传动轴上键设计（1）高速轴上联轴器处键设计与校核设计项目及说明结 果 由于，查表选A型平可得键的相关尺寸因为该轴段长度，所以定义键的长度l验算其积压强度 查表得其许用挤压应力 T24200N.mm满足挤压应力要求（2）高速轴上小齿轮处键设计与校核设计项目及说明结 果1 由于，查表选，可得键的相关尺寸 因为该轴段长度，所以定义键的长度l2 验算其积压强度 查表得其许用挤压应力 T24700N*mm满足挤压应力要求（3）中间轴上小齿轮处键设计与校核设计项目及说明结 果 由于，查表选A型平可得键的相关尺寸因为该轴段长度，所以定义键的长度l T111800 验算其积压强度 查表得其许用挤压应力满足挤压应力要求（4）中间轴上大齿轮处键设计与校核设计项目及说明结 果 由于，查表选A型平可得键的相关尺寸因为该轴段长度，所以定义键的长度l T111800 验算其积压强度 查表得其许用挤压应力满足挤压应力要求（5）输出轴上齿轮处键设计与校核设计项目及说明结 果 由于，查表选A型平可得键的相关尺寸因为该轴段长度，所以定义键的长度l T397110 验算其积压强度 查表得其许用挤压应力满足挤压应力要求（6）输出轴上联轴器处键设计与校核设计项目及说明结 果 由于，查表选A型平可得键的相关尺寸定义键的长度l T397110 验算其积压强度 查表得其许用挤压应力满足挤压应力要求7各组传动轴承设计（1）第一对轴承的选用与校核设计项目及说明结 果初选为深沟球轴承6007，其 基本额定载荷 1