轴的设计过程悬挂式输送机传动装置设计e5

1、目 录设计任务书 31传动装置总图 32设计条件 33设计任务 44设计要求4一、 电动机的选择 5二、 分配传动比 5三、 传动装置的运动和动力参数计算 6四、 传动零件的设计计算 7（一） 开式链传动的基本参数及强度计算 7（二） 斜齿圆柱齿轮的基本参数及强度计算 8（三） 直齿圆柱齿轮的基本参数及强度计算12五、齿轮公差组的确定 16六、轴的结构设计及强度计算 16（一） 输入轴结构设计和强度计算 16（二） 中间轴的结构设计 20（三） 输出轴的结构设计 24七、轴承寿命校核计算 27八、平键的强度校核 31九、箱体结构的设计 33十、确定箱体的基本参数 34设计小结 35参考资料 2

2、9设 计 任 务 书题目E. 悬挂式输送机传动装置设计1. 传动装置总图2.设计条件1） 机器功用 通用生产线中传送半成品、成品用，被运送物品悬挂到输送链上；2） 工作情况 单向连续运输，轻度震荡；3） 机械公用 输送散装物料，如砂、灰、谷物、煤粉等；4） 运动要求 输送机主轴转速误差不超过0.05；5） 使用寿命 8年，每年350天，每天16小时；6） 检修周期 一年小修，三年大修；7） 生产批量 中批生产8） 生产厂型 中、大型通用机械制造厂。3.设计任务：1） 设计内容 A 电动机的选择； B 链传动设计； C 减速器设计； D 联轴器选型设计； E 其他；2） 设计工作量 A 传动系统

3、安装图1张； B 减速器装配图1张； C 零件图2张； D 设计计算说明1份；4.设计要求：1) 减速器设计成 A展开式二级减速器；B同轴式二级减速器；C行星齿轮减速器；D单极圆柱或圆锥齿轮减速器；E设计者自选减速器的形式。2) 对所设计得减速器 A要有一对斜齿轮 B要有两对斜齿轮 C要有一对变位齿轮 D要有两对变位齿轮 E变位与否、直齿与斜齿有设计者自定。 表E题号E1E2E3E4E5E6E7E8E9E10主动星轮圆周力3.53.53.566699914主动星轮速度0.91.01.10.91.01.10.80.91.00.8主动星轮齿数7911791179119主动星轮节距808080909

4、090100100100100项目内容及计算说明计算结果一、电动机的选择：1）主动星轮圆周力： F=14KN2） 主动星轮速度： m/s3) 主动星轮齿数： 4） 主动星轮节距： 5) 传动装置总效率： 选取 弹性柱销联轴器效率：圆柱齿轮传动效率：角接触球轴承效率：链传动效率： 总效率：=0.85906） 电动机输出功率： Kw3） 确定电动机型号 电动机所需额定功率P和电动机输出功率关系为取K=1.0则 所以：选择电动机型号为:Y132M-B3型三相异步电动机,额定功率7.5Kw，同步转速 r/min，异步转速r/min。二、分配传动比：1. 估算传动装置的总传动比：电动机满载时转速为n,输

5、送机星轮的转速为减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器2. 根据公式：试分配传动比：根据 第一级齿轮传动：第二级齿轮传动：第三级（开式）链轮传动：三、传动装置的运动和动力参数计算：1.计算各轴转速： r/min r/min r/min r/min2.计算各轴输入功率： Kw Kw Kw Kw2. 计算各轴输入转矩： Nm Nm Nm Nm将上述结果列于表中：轴号转 速功 率转 矩1 r/min Kw Nm2r/min Kw Nm3r/min Kw Nm4r/minKw Nm轴号传动比效率114.13.161.50.98010.96030.96030.9504234四、传动零件的设计计算：（一）链传动

6、设计1）选择链轮齿数小链轮齿数 估取链速为0.60.8m/s，由主教材表5.3取大链轮齿数 取奇数为2）确定链节距初取中心距则链节数为mm3）确定链节距p载荷系数 查主教材小链轮齿数系数 查主教材多排链系数 查主教材链长系数 查主教材由得根据小链轮转速和，查主教材图确定链条型号4）确定中心距a5）验算链速V6）计算压轴力Q链条工作拉力F压轴力系数 查主教材取压轴力 高速级斜齿圆柱齿轮的基本参数及强度计算：1.选择齿轮的材料：小齿轮选用40Cr调质大齿轮选用正火许用接触应力由式=确定齿轮精度等级，按估计齿轮分度圆上的圆周速度m/s。查表取：小轮分度圆由式： 计算：齿宽系数 按齿轮相对轴承为非对称

7、布置：小轮齿数 在推荐值 中选：大轮齿数 齿数比 传动比误差 在范围内，小轮转矩初定螺旋角 载荷系数 使用系数 查表得：动载荷系数按轻微冲击 查 得：齿向载荷分布系数齿间载荷分布系数 由推荐值载荷系数的初值弹性系数 查表得：节点影响系数 查表得：许用接触应力 重合度系数 查表得：螺旋角系数 接触疲劳极限接触寿命系数 应力循环次数由式：则：查表 得，（不允许有点蚀）接触安全系数 查表得：则： 故：的值为：齿轮模数 圆整：中心距分度圆螺旋角小轮分度圆直径为：大轮分度圆直径圆周速度齿宽圆整: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

8、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 弯曲疲劳极限应力 查表得：弯曲寿命系数 查表得：尺寸系数 查表得：安全系数 查表得：则： 所以： N/mm N/mm4.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 2）大圆柱齿轮外观图：（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

9、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 接触疲劳极限应力应力循环次数则：查表 得接触寿命系数（不允许有点蚀）: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

10、 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：弯曲寿命系数 查表得：尺寸系数 查表得：安全系数 查表得：则： 所以： N/mm N/mm4.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 2）大圆柱齿轮外观图：五、齿轮公差组的确定：1.高速轴齿轮的精度等级：小齿轮分度圆直径大齿轮分度圆直径公称中心距齿轮的圆周速度综合考虑三项精度要求，确定齿轮传递运动准确性、传动平稳性、

11、轮齿载荷分布均匀性的精度等级为8级、7级、8级。2.确定齿轮的应检精度指标的公差或极限偏差：查表得齿轮轴上的齿轮的四项应检精度指标的公差或极限偏差为：齿轮径向跳动公差m，公法线长度变动公差，齿形公差m，齿距极限偏差，齿向公差。齿厚极限偏差 公法线长度长度为 跨测齿数公法线长度上偏差公法线长度下偏差查表得输出轴上的大齿轮的四项应检精度指标的公差或极限偏差为：齿轮径向跳动公差m，公法线长度变动公差，齿形公差m，齿距极限偏差，齿向公差。齿厚极限偏差 公法线长度长度为跨测齿数公法线长度上偏差公法线长度下偏差本减速器的齿轮属于普通齿轮，不需要规定个齿距累积极限偏差。六、轴的结构设计及强度计算：（一） 输

12、入轴的结构设计和强度计算：1.初步估算轴的直径：选取45号钢作为轴的材料，调质处理根据公式计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响。查表取A=112则：圆整2.轴的结构设计：（1）确定轴的结构方案：该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由挡油环定位。轴段主要用于安装联轴器，其直径应于联轴器的孔径相配合，因此要先选择联轴器。联轴器的计算转矩为，根据工作情况选取，则：根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为HL2,许用转矩 Nm。（GB5014-85）与输入轴联接的半联轴器孔径mm，因此选取轴段的直径为mm。半联轴器轮毂总长度mm，（J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为mm。（2）确定各轴段的直径和

13、长度：轴段1-2:为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段直径为mm。为保证定位要求，轴段的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度（mm）略短mm；半联轴器右端用轴肩轴向定位。所以，轴段总长为=58mm轴段2-3:为使半联轴器定位，轴肩高h=c+(23)mm，c取3mm，d2=d1+2h=36mm。取端盖宽度20mm，端盖外端于半联轴器右端面距离20mm，则L2=40mm。轴段3-4：为便于拆装轴承，d3>d2,故选6208型深沟球轴承，d3=40mm,B=18mm,D=80mm。齿轮与箱体内壁间隙取10mm，轴承距离内壁8mm。则L3=18+8+10=36,套筒轴向为18mm，径向48mm，厚4

14、mm。轴段4-5：此轴段为齿轮轴的齿轮部分，齿轮齿根圆直径为76.03mm。其分度圆的直径为d=83.53mm,因此为保证连接可靠，采用齿轮轴，其尺寸：mm，轴段为支撑轴颈，用来安装轴承。为保证轴承的轴向定位用套筒定位，于一轴相同。为此取mm，套筒轴向为16mm，径向48mm，厚4mm2. （1）确定齿轮及轴作用力位置，求作用力查6208型深沟球轴承（GBT292-1994）的参数，因此左半联轴器到轴承支点的距离轴承支点到齿轮载荷作用点距离为齿轮载荷到轴承支点的距离为齿轮受力方向如下图所示：已知高速级齿轮的分度圆直径为=74.7 ，根据机械设计（轴的设计计算部分未作说明皆查此书）式(10-14

15、)，1. 计算作用在齿轮上的啮合力：2. 水平面内的支承反力和弯矩 平面内的弯矩：3. 竖直面内的支承反力和弯矩 解得： 竖直面内的弯矩：4. 合成弯矩W5. 扭矩T6当量弯矩当量弯矩取折合系数齿宽中点处的当量弯矩为5. 按弯扭合成校核轴的强度轴的材料为45钢，查表得 N/mm,材料的许用应力即 N/mm,轴的计算应力为：二）中间轴的结构设计和强度计算：1.初步估算轴的直径：选取45号钢作为轴的材料，调质处理。查表取A=112，根 据公式计算轴的最小直径，并加大7%考虑双键槽的影响。则： mm 圆整为402.轴的结构设计：（1） 确定轴的结构方案：考虑到该轴转速不高，因此轴承的转速也不太高。该

16、轴（中间轴），小圆柱齿轮从左端装入，大圆柱齿轮从右端装入，然后分别自两端装入套筒和轴承。结构如图：（2）确定各轴段的直径和长度：轴段：为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为30208的圆锥滚子轴承，宽度mm，外圈直径D=80mm，其内圈直径mm。所以轴段直径应为轴承内圈直径mm；为保证轴承的轴向定位用套筒定位，考虑齿轮到箱体内壁及轴承距箱体内壁的距离，为此取，套筒高7mm，长20.25m。轴段：用于安装小圆柱齿轮，已知小齿轮直径为mm，齿宽为mm。同样为了保证定位精度，取轴段直径，长度为。轴段：此轴段为轴环，为了保证定位轴肩有一定的高度和齿轮之间的距离要求，其直径和长度确定为：mm，mm轴段

17、：用于安装大圆柱齿轮，已知分度圆直径为278.4mm，长度为mm。同样为了保证定位精度，取轴段直径，长度为。轴段：为支撑轴颈，用来安装轴承。为保证轴承的轴向定位用套筒定位，为此取，套筒长为18.75mm，后为5mm。中间轴键的设计高速级从动齿轮和低速级主动齿轮靠键周向定位高速级从动齿轮键的选择选用A型平键。根据轴径，查键的标准（GB1096-79）,确定截面尺寸为根据轮毂宽度，查键的标准（GB1096-79），在键长系列中选取低速级主动齿轮键的选择选用A型平键。根据轴径，查键的标准（GB1096-79）,确定截面尺寸为根据轮毂宽度，查键的标准（GB1096-79），在键长系列中选取3.1确定齿

18、轮及轴作用力位置，求作用力查7007C（GBT292-1994）轴承的参数，其支点尺寸为，因此轴承支点到齿轮载荷作用点的距离，齿轮到齿轮载荷作用点距离为，齿轮载荷作用点到轴承支点的距离为。齿轮受力方向如下图所示：1.计算作用在齿轮上的啮合力：转矩：齿轮圆周力：1. 高速级和一轴中齿轮受力方向相反低速级受力如下Ft=2T/dFr=Ft*tan a2. 水平面内的支承反力和弯矩 水平面内的弯矩：3. 竖直面内的支承反力和弯矩 竖直面内的弯矩：4. 合成弯矩W5. 扭矩T6当量弯矩当量弯矩取折合系数齿宽中点处的当量弯矩为5. 按弯扭合成校核轴的强度轴的材料为45钢，查表得 N/mm,材料的许用应力即

19、 N/mm,轴的计算应力为：三 ）输出轴的结构设计和强度计算：1.初步估算轴的直径：选取45号钢作为轴的材料，调质处理。根据公式计算轴的最小直径，并加大7%以考虑键槽的影响。查表取A=112A=112 mm则： mm 圆整2.轴的结构设计：（1）确定轴的结构方案：该轴（输出轴）左端先后装入大圆柱齿轮、挡油环、轴承、轴承套，右端先装入挡油环、轴承。联轴器将在传动系统装配时安装。结构如图：（2）确定各轴段的直径和长度：轴段1：为支撑轴颈，用来安装链轮。轴段长度应与链轮宽度相等，因链排号为24A，双排链，链节距P=38.1>12.7，且为双排链，故齿宽，其排距，则链轮的轴向宽度为45.44+2

20、3.45=68.8mm根据链轮分度圆直径，齿根圆直径为取链轮孔直径，查机械设计上机与课程设计轮毂厚度为圆整取链轮轮毂长度为为保证链轮的轴向定位用套筒定位， 套筒另一端为轴肩，取套筒高度为6mm，轴向为10mm，则L1=94mm轴段2：，套筒另一端的轴肩高为3取，取端盖宽度20mm，端盖外端于小链轮右端面距离30mm，则L1=50mm。轴段3：为便于拆装轴承，d3>d2,故选30213型圆锥滚子轴承，d3=65mm,T=24.75mm,D=120mm。齿轮与箱体内壁间隙取10mm，轴承距离内壁8mm。则L3=24.75+8+10+2.25=45,套筒轴向为18mm，高4mm。轴段4：用于安

21、装大齿轮，其由轴环和套筒定位。大齿轮分度圆直径为278.4mm，为便于齿轮的装拆，已知大齿轮齿宽为84mm，为保证齿轮的轴向定位，则L4=84-2.25=81.75mm轴段5：齿轮的另一端由轴肩定位，轴肩高5mm，宽度b为b>1.4h,b=7mm，则d5=79mm,L5=7mm，轴段6：其直径与轴段3一致，d6=d3=65mm,考虑轴承的轴向定位，故加一高3mm，宽10mm的套筒，由于轴承选择与轴段3一致，T=24.75mm，则L4=24.75+10=33mm。输出轴键的设计低速级从动齿轮和链轮靠键周向定位低速级从动齿轮键的选择选用A型平键。根据轴径，查键的标准（GB1096-79）,确

22、定截面尺寸为根据轮毂宽度，查键的标准（GB1096-79），在键长系列中选取链轮键的选择选用A型平键。根据轴径，查键的标准（GB1096-79）,确定截面尺寸为根据轮毂宽度，查键的标准（GB1096-79），在键长系列中选取4.（1）确定齿轮及轴作用力位置，求作用力30213型圆锥滚子轴承，d3=65mm,T=24.75mm,D=120mm。其支点尺寸为， 轴承支点到齿轮载荷作用点距离为，齿轮载荷到轴承支点的距离为轴承到链轮的距离为1.计算作用在齿轮和链轮上的作用力：转矩：T1=843.86Nm圆周力：径向力：2. 水平面内的支承反力和弯矩 解得： 水平面内的弯矩：3. 竖直面内的支承反力和弯

23、矩 解得： 竖直面内的弯矩：4. 合成弯矩W5. 扭矩T6.当量弯矩当量弯矩取折合系数齿宽中点处的当量弯矩为5. 按弯扭合成校核轴的强度轴的材料为45钢调质，查表得 N/mm,材料的许用应力即 N/mm,轴的计算应力为：七、轴承寿命校核1. 输入轴轴承型号7010C的寿命校核计算：查手册710C（GB/T92-1994）的参数为，1）.支反力：2）计算派生轴向力角接触球轴承根据公称接触角查主教材表10.7确定，两轴承的派生轴向力为3）计算轴承所受的轴向力 受力如图. 4) 轴承寿命：按公式，求得，按轻微冲击查表取，已知轴承的额定动载荷 N由查主教材表10.5得 由 查主教材表10.5得 由查主

24、教材表10.5得 由 查主教材表10.5得 由于，按计算轴承寿命 h满足设备中寿命的要求，寿命足够！2. 中间轴轴承型号7007C的寿命校核计算：查手册7007C（GB/T92-1994）的参数为，1）.支反力：2）计算派生轴向力角接触球轴承根据公称接触角查主教材表10.7确定，两轴承的派生轴向力为3）计算轴承所受的轴向力 受力如图4) 轴承寿命：按公式，求得，按轻微冲击查表取，已知轴承的额定动载荷 N由查主教材表10.5得 由 查主教材表10.5得 由查主教材表10.5得 由 查主教材表10.5得 由于，按计算轴承寿命 h满足设备中寿命的要求，寿命足够！3. 输出轴轴承型号7011C的寿命校

25、核计算：查手册7011C（GB/T92-1994）的参数为，1）.支反力：2）计算派生轴向力角接触球轴承根据公称接触角查主教材表10.7确定，两轴承的派生轴向力为3）计算轴承所受的轴向力 受力如图4) 轴承寿命：按公式，求得，按轻微冲击查表取，已知轴承的额定动载荷 N由查主教材表10.5得 由 查主教材表10.5得 由查主教材表10.5得 由 查主教材表10.5得 由于，按计算轴承寿命 h满足设备中寿命的要求，寿命足够八、平键的强度校核：已知：根据轴的材料确定许用应力N/mm, 1. 输入轴：A型键 GB 1096-1979: N/mm2.中间轴：齿轮一：A型键 GB 1096-1979: N

26、/mm齿轮二：A型键 GB 1096-1979: N/mm3.输出轴：齿轮：A型键 GB 1096-1979: N/mm链轮：A型键 GB 1096-1979: N/mm九、箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精车，其表面粗糙度为3. 机体结构有良

27、好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气

28、孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.十、确定箱体的基本参数：(取低速轴中心距mm)机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机座底凸缘厚度 地脚螺栓直径 地脚螺栓数目 轴承旁螺栓直径 机盖与机座连接螺栓直径轴承端盖螺钉直径 窥视孔螺钉直径

29、 定位销直径 轴承旁凸台半径 查表：外机壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆与内机壁距离齿轮端面与内机壁距离机盖、机座肋板厚通气器：简易通气器十一 、 设计小结这次关于链轮输送机上的两级展开式圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过三个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、公差与配合、CAD实用软件、机械工程材料、机械设计手册等于一体。这次的课程设计,对于培养我们理论

30、联系实际的设计思想;结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。此外，本次课程设计的另一意义在于，它是毕业设计之前的最后一次实战演习。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，无不为明年的毕业设计乃至将来从事的工作铺平了道路，架起了桥梁。本次专业课程设计让我获益非浅。由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如齿轮的计算不够精确等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。设计中，指导教师唐老师为我提供了多方面的帮助，对于存在的问题及时做出了解答，使我避免了很多错误，少走了许多弯路。在此，我对老师表示衷心的感谢和真诚的祝福！参 考 资 料1 程志红,唐大放.机械设计课程上机与设计.东南大学出版社，2006年10月第1版；2 程志红.机械设计.东南大学出版社， 2006年6月第1版；3 孙海波,姚新港.Autocad2008