1、 悬挂式输送机装置设计目 录1.确定传动方案 42.电动机的选择： 53、传动装置总传动比计算及各级传动比的分配 .64、传动装置运动和动力参数 .64.1 计算各轴转速： .65、传动链的设计计算 .85.1 选择链轮的齿数 1Z 2.86.低速级圆柱齿轮设计计算 96.2 齿面接触疲劳强度设计计算 .116.4.齿轮的其他基本几何参数 .137 高速级圆柱齿轮设计计算 .137.2 齿面接触疲劳强度设计计算 .157.4 齿轮的其他基本几何参数 .178 轴的计算与校核 .1311 设计总图 34小结 .36参考目录 .362设 计 任 务 书1. 传动装置总图2.设计条件机器功用 通用生
2、产线中传送半成品、成品用，被运送物品悬挂在输送链上；工作情况 单向连续运输，轻度振动。运动要求 输送链速度误差不超过5%。使用寿命 8年，每年350天，每天16小时检修周期 一年小修，三年大修生产批量 中批生产生产厂型 中、大型通用机械厂3.原始数据主动星轮圆周力F=3.5KN，主动星轮速度V=0.9m/s，主动星轮齿数Z=7，主动星轮节距P=80mm4.设计任务1） 设计内容3（一）电动机选型， （二）链传动设计， （三）减速器设计， （四）联轴器选型设计（五）其它2）设计工作量（一）传动系统安装图1张， （二）减速器装配图一张（三）零件图2张， （四）设计计算说明书一份5.设计要求减速器设
3、计成同轴式二级减速器项目内容及计算说明： 计算结果：41.确定传动方案1. 没有特殊要求，选用卧式减速器2. 选用圆柱齿轮类型3. 根据工作机构速度和所选电动机的转速，初步计算出传动装置的总传动比。0n：工作机的转速Z为主动星轮齿数P为主动星轮节距V为主动星轮速度0n=601000V/ZP=96.43r/min准备选用1500r/min的Y系列电动机;因此初步总传动比i=1500/96.43=15.56查表.选定二级同轴式圆柱齿轮减速器4. 为加工方便选用水平剖分式.5. 轴承选型高速级用深沟球轴承,其余用圆锥滚子轴承6选用联轴器电动机与输入轴之间选用弹性套柱销联轴器减速器输出轴与工作机之间选
4、用弹性柱销联轴器传动方案如下图所示：V=0.9m/sZ=7P=80mm0n=96.43r/min52.电动机的选择：1） 主动星轮圆周力F=3.5KN，速度V=0.9m/s62） 传动装置总效率： 选取 深沟球滚动轴承效率： 9.01圆锥滚子轴承效率： 82圆柱齿轮传动效率（8级）： 7.3弹性套柱销联轴器效率： 4弹性柱销联轴器效率： 50.9滚子链传动效率： 6 总效率： 32145620.980.97.0.92.6=0.8283） 电动机所需功率 P：F=3.5KN9.01827.34095.60.8203.PKw4.56m10/innr14.93i总60/(1)PFV =3.8 Kw4
5、） 确定电动机额定功率 mP：0.2m5）根据 值选择电动机型号：查表得 Y132S-4型，额定功率5.5 Kw，满载转速 n为1440r/min,机座中心高132mm。3、传动装置总传动比计算及各级传动比的分配1. 传动装置的总传动比计算： 0/in总为电动机满载转速为工作机的转速2. 分配传动比 总ii321试分配传动比： 32.i13/i总第一级齿轮传动： 12.5i第二级齿轮传动：第三级滚子链传动： 3.i4、传动装置运动和动力参数4.1 计算各轴转速：从减速器的高速轴开始，各轴命名为轴，轴，12.5i3.i140/minnr56.32.78r/i3.74PKw .5 38.1PKw轮
6、5链 247.3TNm:6051.7轴 140/minnr 156.3/i2.i1.78r.4.2各轴功率计算 ：0143.809.23.74PKw 275 .58 6096.15 轮53.80923.链P链为输出轴联轴器上星轮的功率轮为主动星轮的功率4.3计算各轴输入转矩：950247.3TNmn: 6.5P 950143.n: 4.将工件计算数据列成表轴号 链速n 输出功率输出扭矩传动比 效率电机轴 1440r/mi3.8 Kw25225Nm:1 0.98 1440 3.74 247722.55 0.9517Z239pL108 1.3AK8r/minKwNm: 565.13/i3.55 6
7、00052.55 0.95 221.78r/in3.38 145345 :主动星轮96.43/mi3.15Kw311982Nm2.3 0.935、传动链的设计计算5.1 选择链轮的齿数 1Z 2小链轮的齿数 1，估取链速为0.6-8m/s ，查表，取 1Z=17大链轮的齿数 2 Z= 312.739.1i圆整为392) 确定链节数为 pL初取中心距 04a 则链节数为 212012/()/()/pLZaZ=108.0159p1083）确定链节距P载荷系数 AK小链轮齿数系数 Z多排链系数 m链长系数 L由公式 0/()AZmLpK链 = 4.76Kw0.87ZK1m.3L0476pw12.8/
8、innr54pm59am1.6/vs符合估计 097.86FN12QK5.49根据小链轮转速 12.78/minnr ， 04.76pKw所以，选择16A 单排链4）确定中心距 a12/()/paLZ2218()/Z=595.44mm=595m5）验算链速 1P/601.6/vZnms6）计算压轴力Q链条工作拉 10/03.5/162097.8FpvN压轴力系数 2QK压轴力 .46.低速级圆柱齿轮设计计算条件： 3.5PKw ， 56.13/minnr ， 2.5单向运动，轻度冲击，工作时长8年，每年350天，每天16小时6.1选择齿轮的材料，确定许用应力：小齿轮选用40Cr调质大齿轮选用
9、45正火1260HBS2lim170/HN2591.08261NZ2.03minHS217/2H256./N2lim1378/F294N12YXmin.4FS10许用接触应力 H由式 limHnNZS接触疲劳极限 lim接触寿命系数 NZ 应力循环次数 N由式：16056.13(85016)hnjL92/.20/u则：查表 得 1NZ， （不允许有点蚀）接触强度最小安全系数 minHS 则： 1/701H25.3/许用弯曲应力 F,由式 limFnNXYS弯曲疲劳极限 lim弯曲强度寿命系数 NY弯曲强度尺寸系数 X（设计模数 小于5 m）弯曲强度最小安全系数 minFS则 2F1378/1.
10、470/N292F170/Nm2组公差8级 1.2d7Z269.u合适！ 605TNm:1.2AKV=1.11.852.9mNZE2.5H116.2 齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮精度等级，按 311(0.2)Pvn估计齿宽中点分度圆上的圆周速度 8/ms。查表取：小轮大端分度圆 1d由式：2312()EHdKTZu 计算：齿宽系数 按齿轮相对轴承为非对称布置：小轮齿数 1Z 在推荐值 402中选：大轮齿数 2 21.5768.iZ（取整）齿数比 u 21/.传动比误差 / u在 %范围内，小轮转矩 T 载荷系数 K KVA使用系数 A 查表得：动载荷系数 V 查 得：齿向载荷分布系数 齿间
11、载荷分布系数 由推荐值 2.10 1.25.AVK材料弹性系数 EZ 查表得：节点区域系数 H（ =0 ， 120x） 查表得：15.8dm 214.8/vms与估取接近，符合 96a25bm17412.57FaY1.6SaY2741.12故： 1d的值为： 23 .5612.8560189.07.()56 齿轮模数 m1/./2.dZ圆整：小轮分度圆直径 174dzm圆周速度 1/6056.3/01.59/n s： 标准中心距 a12()/(7)/26mz m齿宽 b:1.546.8d圆整 65大齿宽: 2小齿宽： 1976.3齿根弯曲疲劳强度校核计算：由式 12FFaSFKTYbdm齿形系
12、数 查表得：小轮 1a大轮 2F应力修正系数 aSY 查表得:小轮 1大轮 2aS重合度 1122/2tanttantzz 0.69Y 217.3/FNm228./F齿根弯曲强度足够 213dm58a2419fd23m1260HBS13重合度系数 Y 由式0.257/0.257/1.20.691.867452F.3/Nm 1F20.5740.696F28./ 2F6.4.齿轮的其他基本几何参数大轮分度圆直径 2d 2mz齿顶圆直径 a aahd1 齿根圆直径 fd ff21 hd2 7 高速级圆柱齿轮设计计算条件： 3.74PKw ， 140/minnr ， 2.5单向运动，轻度冲击，工作时长
13、8年，每年350天，每天16小时7.1.选择齿轮的材料，确定许用应力：2lim170/HN25913.87025N1Z2NminHS2170/2H25/N2lim1378/F294N12YXmin.4FS2170/NF214小齿轮选用40Cr调质大齿轮选用 45正火许用接触应力 H由式 limHnNZS接触疲劳极限 lim接触寿命系数 NZ 应力循环次数 N由式：160140(83516)hnjL92/.52u则：查表 得 1NZ， （不允许有点蚀）接触强度最小安全系数 minHS 则： 1/701H25/许用弯曲应力 F,由式 limFnNXYS弯曲疲劳极限 lim弯曲强度寿命系数 NY弯曲
14、强度尺寸系数 X（设计模数 小于5 m）弯曲强度最小安全系数 minFS组公差8级 1.2d7Z269.u合适！ 247.3TNm:1.5AKV=1.11.852.9mNZE2.5H138.7dm154215则 2F1378/1.470/Nm297.2 齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮精度等级，按 311(0.2)Pvn估计齿宽中点分度圆上的圆周速度 56/ms。查表取：小轮大端分度圆 1d由式：2312()EHdKTZu 计算：齿宽系数 按齿轮相对轴承为非对称布置：小轮齿数 1Z 在推荐值 402中选：大轮齿数 2 21.5768.iZ（取整）齿数比 u 21/.传动比误差 / u在 %范围
15、内，小轮转矩 T 载荷系数 K KVA使用系数 A 查表得：动载荷系数 V 查 得：齿向载荷分布系数 齿间载荷分布系数 由推荐值 2.10 1.25.AVK材料弹性系数 EZ 查表得：4.06/vms与估取接近，符合 9a265bm17412.57FaY1.6SaY2741.0.69Y 213.9/FNm16节点区域系数 HZ（ =0 ， 120x） 查表得：故： 1d的值为： 23 .5612.85472.3189.07.()5 1d取54 m齿轮模数 1/54/27Z圆周速度 1/60140/64.0/dnms： 标准中心距 a12()/(769)/2mz齿宽 b:1.54.8dm圆整 6
16、5大齿宽: 26小齿宽： 1977.3齿根弯曲疲劳强度校核计算：由式 12FFaSFKTYbdm齿形系数 查表得：小轮 1a大轮 2F应力修正系数 aSY 查表得:小轮 12234.6N/mF 齿根弯曲强度足够 2138d5am2419fd23247.3TNm: 19.tF13.9rFNmin16.3d17大轮 2aSY重合度 1122/2tanttantzz 重合度系数 Y 由式0.57/0.57/.0.6912.842.31.75F3.9/Nm F2.5.74069642F./ F7.4 齿轮的其他基本几何参数大轮分度圆直径 2d 2mz齿顶圆直径 a aahd1 齿根圆直径 fd ff2
17、1 hd2八轴的结构设计及强度计算：（一） 输入轴的结构设计和强度计算：1.计算作用在齿轮上的力： 圆周力： 11247.3/91.45tFTdN120dm5l230dm5l18径向力： 10tan97.423rFN2.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 3PdAn 计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响。查表取A=115则： 3min.741.0516.30dm7.4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，靠轴肩定位，左轴承从左端装入，靠挡油盘定位。齿轮做成齿轮轴。半联轴器靠轴肩定位，左轴承采用轴承端盖，半联轴器靠轴端挡圈得到轴向固定。半联
18、轴器采用平键得到周向固定，采用深沟球滚动轴承和弹性套柱销联轴器。如下图：2）确定各轴段直径和长度35dm10B68f34lm45d7l52lm635d10l180Lm26314.HRN 27308 16.75VRN19段，根据 mind圆整（GB/T4323-1984）,并由 1T和1n选择联轴器型号为TL3联轴器（GB/T4323-1984） ，比毂孔长度52 短 4:作为段长度， 120dm， 15l段，为使半联轴器定位，轴肩高度 23hc:，孔倒角 c取 3m（GB6403.4-86） ， 21d且符合标准密封内径（JB/2Q4606-86） 。取端盖宽度 0m，端盖外端面与半联轴器右端
19、面 0，则 235l，201d段，为便于装拆轴承内圈， 32d且符合标准轴承内径，查GB/T276-1994,暂选滚动轴承型号为61907，35dm，宽度 10Bm，轴承润滑方式选择： 45145./in10/minnrr:选择脂润滑，齿轮与箱体内壁间隙 取 6,考虑轴承脂润滑，取轴承距箱体内壁距离 8f，则3081634lBf段： 4d即为小齿轮的分度圆直径， 45dm47lm段， 523.47查设计手册中的轴承标准，轴肩高度应满足轴承拆卸要求，否则应将轴环分为两个轴段，轴段长度 51684lm段，该轴段直径 635dm，长度等于滚动轴承宽度，即 610lB3）确定轴承及齿轮作用力位置217
20、.9VRN 2930.4HMNm:1675.V32.8Nm:14863.T:57.0caMNm20如图： 26LBCm， 362LCDm，180A4）绘制轴的弯矩图和扭矩图： （1）求轴承反力H水平面16297.462.4tFRN 2 308tHV垂直面 163.94621.7528rFRN 2 9rV（2）求齿宽中点出的弯矩H水平面164.2930.4HMRNm: V垂直面 16.751V合成弯矩M 222930.46.5H5） 按弯扭合成强度校核轴的强度扭矩T 0.6247.3186.Nm:当量弯矩 caM222.43.571.0ca Nm:满足要求！32106.4tFN376.8r21弯
21、矩图和扭矩图：7.5 校核轴的强度 ：轴的材料为45号钢，调质处理，查表得 2640/bNm,材料的许用应力即 2160/bNm,轴的计算应力为： 134570ca bMWdmin29.35d130d58l240d5l22（二）输出轴的结构设计和强度计算1.计算作用在齿轮上的力： 圆周力： 321453.6/20.48tFTdN 径向力： 30tan2106.4278rN2.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 3PdAn 计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响。查表取A=115则： 3min.81.0529.351.7d m8 轴的结构设计：1）确定轴的结构方案
22、：左轴承从轴的左端装入，靠轴肩定位，齿轮和右轴承从右端装入，齿轮左侧端面，靠轴肩定位，齿轮和右轴承之间用定位套筒，使右轴承左端面得以定位。半联轴器靠轴肩定位，右轴承采用轴承端盖，半联轴器靠轴端挡圈得到轴向固定。齿轮和半联轴器采用平键得到周向固定，采用圆锥滚子轴承和弹性柱销联轴器如下图。345dmT2168f、 35lm48d62l57dm524l6dlm102L593m109.8HRN 26.232）确定各轴段直径和长度段，根据 mind圆整（GB/T5014-1985）,并由 1T和1n选择联轴器型号为HL2联轴器（GB/T5014-1985） ，比毂孔长度62 短 4:作为段长度， 130
23、dm， 158l段，为使半联轴器定位，轴肩高度 23hc:，孔倒角 c取 3m（GB6403.4-86） ， 21d且符合标准密封内径（JB/2Q4606-86） 。取端盖宽度 0m，端盖外端面与半联轴器右端面 0，则 235l，2014d段，为便于装拆轴承内圈， 32d且符合标准轴承内径，查GB/T297-1994,暂选滚动轴承型号为32209，345dm，宽度 T10m，轴承润滑方式选择： 52.789./in10/minnrr:选择脂润滑，齿轮与箱体内壁间隙 取 6,考虑轴承脂润滑，取轴承距箱体内壁距离 8f，则3T4516453lf段： 43()dm:为使套筒端面可靠地压紧齿轮， 4l
24、应比齿轮毂孔长（取等于齿宽 2b）短 1， 46532lm段，取齿轮右端定位轴肩高度 .h，则轴环直径548.57dm查设计手册中的轴承标准，轴肩高度应满足轴承拆卸要求，否则应将轴环分为两个轴段，轴段长度 5162l段，该轴段直径 6345d，长度等于滚动轴承宽度，即 6lTm1396.7VRN 2.859.HMNm:2183.4V607.9N:87206.TNm:15.caM243）确定轴承及齿轮作用力位置如图： 259LBCm， 35LCDm，10A4）绘制轴的弯矩图和扭矩图： （1）求轴承反力H水平面31592106.4590.18tFRN2 62tH V垂直面 315976.8593.
25、7rFR 2 68rV N（2）求齿宽中点出的弯矩H水平面1509.85.9HMRNm: V垂直面 136.7213.4V合成弯矩M 22259.8.5H6） 按弯扭合成强度校核轴的强度扭矩T 0.1453.68720.Nm:当量弯矩 caM222.9.6ca 满足要求！ 2917.4tFN3rmin21.86d25弯矩图和扭矩图：8.1.校核轴的强度：轴的材料为45号钢，调质处理，查表得 2640/bNm,材料的许用应力即 2160/bNm,轴的计算应力为： 2133428.78.41./0cac bMWd 8.2 中间轴的结构设计：1.计算作用在齿轮上的力：转矩： 604.5TNm大齿轮上
26、受到的力与小齿轮上的力互为相反力，则：轴向力： 2197.4ttF径向力： 3r2.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 3PdAn 计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响。查表取A=115则： 3min1.0521.866.7d m . 125dm47l235d6lm341d8l457l512dm3l3129.HRN20.8364.95VRN2.7263.轴的结构设计：确定轴的结构方案：该轴（中间轴）右端齿轮轴，大圆柱齿轮从左端装入，然后分别自两端装入挡油板和轴承。方案如下图（2）确定各轴段的直径和长度：轴段：为支撑轴颈，预选轴承为圆锥滚子轴承30205（GB/
27、T297-1994） ，其内圈直径 25dm，宽度15Bm。挡油板宽度为28mm，所以，确定轴段直径为 2d，长度为47mm。轴段：为安装齿轮部分部分，长度为 26lm。轴段的直径为 235dm。 轴段：为轴肩，阻挡齿轮与轴的相对运动，且分开同根轴上的两个齿轮。轴段：为另一个齿轮的安装部位。轴段：为支撑轴颈，结构尺寸与轴段完全相同。1804.HMNm:2591360.V:2589vN136.Mm:28.360.7TNm:1528.caM37:278.3 绘制轴的弯矩图和扭矩图：（1）求轴承反力H水平面321407819.3t tFFRN 2308t tHV垂直面 321407864.95rrF
28、FR237rrV N2）求齿宽中点处的弯矩H水平面127804.HMRm:231596NV垂直面 12780.V:2359Rm合成弯矩M 211VH2扭矩T 20.64.53602.7Nm:当量弯矩 caM21Tca满足要求！ 1472.9RN503满足设备中修的要求，寿命足够！2822TMca弯矩图和扭矩图8.4校核轴的强度：查表得 2640/bNm,材料的许用应力即 2160/bNm,轴的计算应力为： 22132.9/.cacacMWd14.600.ccca满足要求1.输入轴轴承型号61907的寿命校核计算：1）.支反力：22214.16.75HVR315.2RN487147.26SN25
29、8312.7A110.4,.6xy170.5pN2,xy259.34pN29222473.081.9HVR2）.轴承寿命：按公式 pf，求得 ，查表取 .,1Ptff，已知轴承的额定动载荷 95CN 663 3110010()()54.27.9thPrfL hn 满足设备中修的要求，寿命足够！663 322100150()()47204.2.thPrfCL hn 满足设备中修的要求，寿命足够！2.中间轴轴承型号30205的寿命校核计算：1）.支反力：2223154.76.HVR439352）.轴承寿命：按公式 Rfp，求得 P，查表取 1.2,Ptff，已知轴承的额定动载荷 320CN ， 3
30、76ey轴承派生轴向力13/25./1.64.Sy48758R因 21，15.3ASN计算轴承所受当量载荷160.4RN 2830因 13/58.7/13.20.4ARe，查表得 04,6xy故 1131().(5.2168.37) 70pf N因 24/58./2.8.3ARe，查表得 21,xy故 24().(1.7058.37) 5934pf N计算轴承寿命因为 2比 1大，故应按 2p算663 3th320010()()5.9.4fCLnP =857h满足设备中修的要求，寿命足够！3.输出轴轴承型号32209的寿命校核计算：1）.支反力：222109.836.79HVR 12 2）.轴承寿命：按公式 fp，求得 P，查表取 Pt1.2,ff，已知轴承的额定动载荷 80CN ， 50634，0.4,1.5ey轴承派生轴向力1/2160.4/2.5386.71SRyN28049满足设备中修的要求，寿命足够！满足强度要求满足强度要求满足强度要求
