机械设计--悬挂式输送机传动装置设计--大学毕业设计论文.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 ①电动机选型；②链传动设计；③减速器设计；④联轴器选型设计；⑤其他。
2）设计工作量 ①传动系统安装图1张；②减速器装配图1张；③零件图2张；④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：＝9.0×1.0＝9Kw;
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n＝1460r/min，利用公式5.6计算主动星轮转速

用公式5－5计算总传动比
＝1460/89.70＝16.28
（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
1460
11
71.95
1
1460
9.24
60.44
2
374.36
8.87
226.28
3
134.66
8.52
604.23
主动星轮
89.77
8.10
861.70

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0.6～1.4m/s,由表5.3取
大链轮齿数1.5*19=29 .5圆整为29
2） 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
=1.31
1） 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

=104

P=9.25kw
16A单排链
p=25.4mm

a =1015mm

v=1.08m/s
符合估计

F=7888.9N

Q=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6－6，
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6－5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20～40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1.05～1.4
－齿间载荷分配系数 由推荐值1.0～1.2
－齿向载荷分布系数 由推荐值1.0～1.2
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0.85～0.92
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

Ⅱ公差组8级

合适

.25

K=1.82

=2.45

m＝2mm

齿根弯曲强度足够

mm
mm
mm

mm

mm

mm

mm
mm

HBS
HBS
Ⅱ组公差8级

合适！

N/mm
N/mm

齿根弯曲强度足够

mm
mm
mm

mm

mm

mm
mm
mm

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
30
62
56
65.5
56．5
150
大
117
240
61
243.5
234.5
低速级
小
29
87
74
93
85.5
165
大
81
243
69
249
241.5
六、联轴器的选择
1.高速轴连轴器：
T = T0 = 60.44N·m
取KA = 1.5 则
TCA = KA·T = 1.5*60.44N·m = 90.66N·m
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：250N·m
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，d＝35mm,L=50mm
2.低速轴联轴器：
T= 861.70N·m
取KA = 1.5 则
TCA = KA·T = 1.5×861.70=1292.55N·m
查GB4323-84，选用TL10型弹性套柱销轴联轴器。
许用转据：2000 N·m
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，d＝70mm,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A＝107
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=35mm
2.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A＝118
d=A＝40.55mm
d=1.03 d=41.76mm
由于中间轴装配有两个齿轮受力较大，所以取
d＝45mm
3.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A＝107
d=A＝48.64mm
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=65mm

4．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 mm
II段:d2=56mm
该轴段安装高速小齿轮，轴段长应比齿轮宽小2～3 mm，因高速级小齿轮齿宽为56mm， 取=53mm
III段 :轴肩定位，d3=50mm L3=10mm
Ⅳ段直径d4=45mm 长度 L4=63mm
Ⅴ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=35mm
VI段直径=35 mm L6=61mm
VII段，该段为支撑段，取d8 =40mm L=84mm
1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2～3 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=10mm
IV段：取d4=40mm
该轴段安装低速小齿轮，，轴段长应比齿轮宽小2～3 mm，因低速级小齿轮齿宽为74 mm，
取轴段长L4=72 mm
V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=35mm
2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× １０４％＝29.31ｍｍ
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
Ⅰ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Ⅰ段长38mm，
Ⅱ段：=55 mm
该轴段安装低速级大齿轮，轴段长应比齿轮宽小2～3 mm，因低速级大齿轮齿宽为69 mm，
该轴段长度为67mm
Ⅲ段: 固定II段齿轮轴肩
=60mm, =10mm,
Ⅳ段: =55 mm =45
Ⅴ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，
Ⅵ段：=45mm，=58mm，
Ⅶ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
　　　　　　　ｄ＝39.40×１０４％＝40.98ｍｍ 　
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：
=1×3419=3419N
由表查得，安全系数，则
<
综上，选用6309型号的轴承使用寿命合格。
2中间轴轴承校核：
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：
=1×3419=3419N
由表查得，安全系数，则
<
综上，选用6309型号的轴承使用寿命合格。
3低速轴轴承校核：
选用轴承6413，由GB276-89表查=90800, =78000
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：
=1859N
=3244N
轴承B受力大，所以只需对轴承B校核
轴向力A=0 , =0
查表得，X=1, Y=0, 则当量动负荷为：
==3244N
2 计算轴承寿命：
根据 ,查表得，则可算出为：
＝7013627h>
3 验算静负荷：
=0， 查表得, 其当量静负荷为：
=1×3244=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 b×h=10mm×8mm
l=LI1-b=78-10=68mm
TI=64.037N.M h=8mm
根据课本式得
σp=4TI/dI1hl=4×64.037×1000/32×68×8
=14.7Mpa<[σ]p(120~150 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b×h=10mm×8mm
= LI2-b=63-10=53 mm
TI=64.037N.M h=8mm
根据课本式得
σp=4TI/dI1hl=4×64.037×1000/35×53×8
=17.2Mpa<[σ]p
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b×h=14mm×9mm =72 -14=58mm h=9mm
据课本校核公式得
σp=4TII/dII2hl =4×387.7×1000/50×58×9=59.4Mpa<[σ]p
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b×h=14mm×9mm =117-14=103mm h=9mm
据课本校核公式得
σp=4TII/dII2hl=4×387.7×1000/50×9×103=33.4 Mpa<[σ]p
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b×h=20mm×12mm
l=LIII4 –b=89-20=69mm 取 h=12mm
据课本校核公式得
σp=4TIII/dIII4hl=4×1747.7×1000/70×69×12=120.6Mpa<[σp]
2〉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b×h=22mm×14mm l=LIII6-b=109-22=87mm h=14mm
据课本校核公式得
σp=4T/dII2hl=4×1747.7×1000/80×14×87=71.7Mpa<[σ]p
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δ
10mm
定位销直径d
8mm
箱盖厚为δ1
8mm
连接螺栓d2间距L
175mm
箱座凸缘厚度为b
12mm
df、d1、d2至外箱壁距离c1
27, 18, 22mm
箱盖凸缘厚度为b1
15mm
df、d2至凸缘边缘距离c2
24，20m5
箱座底凸缘厚度b2
25mm
轴承旁台半径R1
20mm
地脚螺钉df
20mm
外箱壁至轴承座端面距离l1
50mm
地脚螺钉数目
4
大齿轮与内箱壁距离Δ1
11mm
轴承旁连接螺栓直径d1
16mm
齿轮端面与内箱壁距离Δ2
12.5mm
箱盖与箱座连接螺栓直径d2
12mm
箱盖、箱座肋厚m1、m2
7, 8mm
轴承端盖螺钉直径d3
8mm～10mm
毡圈油封高速轴

视孔盖螺钉直径d4
10mm

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