熱處理車間傳送設備的展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器課程設計

1、設計說明書熱處理車間傳送設備的展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速（器學生姓名班級學號成績指導教師(簽字)機械工程學院（部）2011年10月1日1 設計任務書1.1 課程設計的設計內(nèi)容設計熱處理車間傳動設備的展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器，其裝置簡圖如下圖1.1所示。1-電動機；2-傳動帶；3-減速器；4-聯(lián)軸器；5-卷筒；6-運輸帶圖1.1雙級斜齒圓柱齒輪減速器1.2 課程設計的原始數(shù)據(jù)已知條件：運輸帶速度：V =0.80m/s；運輸帶所需扭矩：T=460N·m；卷筒直徑：d=380mm；使用壽命：10年，雙班制（其中軸承壽命為三年以上）。1.3 課程設計的工作條件 設計要求：誤差要求：運輸帶

2、速度允許誤差為帶速度的±5%；工作情況：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)；制造情況：小批量生產(chǎn)。2.傳動方案分析傳動方案如下圖所示：圖1-2 傳動裝置方案圖合理的傳動方案，首先應滿足工作機的性能要求，其次應滿足工作可靠，轉(zhuǎn)動效率高，結(jié)構(gòu)簡單，結(jié)構(gòu)緊湊，成本低廉，工藝性好，使用和維護方便等要求。任何一個方案，要滿足上述所有要求是十分困難的，要多方面來擬定和評比各種傳動方案，統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要和最基本的要求，然后加以確認。 本傳動裝置傳動比不大，采用二級傳動。帶傳動平穩(wěn)、吸振且能起過載保護作用，故在高速級布置一級帶傳動。在帶傳動與帶式運輸機之間布置一臺雙級斜齒圓柱齒輪減速器。斜齒傳動平穩(wěn)、噪聲小

3、；同時這種嚙合方式也減小了制造誤差對傳動的影響；重合度大，較低了齒輪的載荷，從而提高了齒輪的承載能力延長了使用壽命；斜齒輪傳動還可以得到更為緊湊的機構(gòu)。但是在傳動中會產(chǎn)生一定的軸向推力。3原動機的選擇3.1 選擇電動機的類型按按照設計要求以及工作條件，選用一般Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓為380V。3.2選擇電動機的容量3.2.1工作機所需的有效功率式中：n為工作機的轉(zhuǎn)速；工作機所需的有效功率（KW）； 3.2.2 電動機的輸出功率 其中，根據(jù)文獻【2】中P134查得（按一般齒輪傳動查得） 傳動裝置總效率聯(lián)軸器效率（齒式）， 閉式圓柱齒輪傳動效率， 滾動軸承效率， 卷筒傳動效率，

4、 V帶傳動效率， 因載荷平穩(wěn)，電動機的功率稍大于即可，根據(jù)文獻【2】中P207表8-15所示Y系列三相異步電動機的技術參數(shù)，可選擇電動機的額定功率。 .3.3確定電動機的轉(zhuǎn)速根據(jù)文獻，V帶傳動比為。齒輪傳動比為則總傳動比合理范圍為=，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為，根據(jù)轉(zhuǎn)速，價格，傳動比等原因可選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min，再由電動機的額定功率，可根據(jù)文獻【2】中表8-15查得，可選取Y100L2-4型號的電動機，其數(shù)據(jù)列于表1中。表3.1電動機數(shù)據(jù)電動機型號額定功率/KW滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)堵載轉(zhuǎn)速額定轉(zhuǎn)速最大轉(zhuǎn)速額定轉(zhuǎn)速Y100L2-4314202.22.34 確定總傳動比及分配各級傳動

5、比4.1傳動裝置的總傳動比式中：總傳動比 電動機的滿載轉(zhuǎn)速（r/min）4.2 分配傳動比根據(jù)文獻【2】P135取帶傳動傳動比為=3，則減速器總傳動比為則雙級斜齒圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為低速級傳動比為所以雙級斜齒圓柱齒輪減速器的傳動比的分配如下：高速級圓錐齒輪傳動比 ： 低速級圓柱齒輪傳動比 ： 5 傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算減速器傳動裝置各軸由高速軸到低速軸依次編號為軸，軸，軸，軸（卷筒軸）如圖1-2所示。5.1 各軸的轉(zhuǎn)速=40.23r/min5.2各軸輸入功率=5.3 各軸輸入扭矩·m·m·m·m表5.1 運動和動力參數(shù)軸號轉(zhuǎn)速n（r/mi

6、n）功率P（kW）扭矩T（N·m）473.332.3447.21121.362.232175.4840.232.12503.2540.232.05486.636 V帶的設計6.1確定計算功率根據(jù)文獻【1】中表8-7查得工作情況系數(shù)，故6.2選擇V帶帶型根據(jù)和由文獻【1】圖8-11選用A型6.3確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v6.3.1初選小帶輪的基準直徑。由文獻【1】表8-6和表8-8，取小帶輪的直徑=90mm。 6.3.2驗算帶速V。按文獻【1】式（8-13）驗算帶的速度因為，故帶速合適。6.3.3計算大帶輪的基準直徑。按文獻【1】式（8-1a），計算大帶輪的基準直徑根據(jù)表8-8，圓

7、整為=280mm6.4確定V帶的中心距a和基準長度6.4.1按文獻【1】式（8-20），初定中心距。6.4.2按文獻【1】式（8-22），計算帶所需的基準長度 根據(jù)文獻【1】表8-2選帶的基準長度。6.4.3按文獻【1】式（8-23）計算實際中心距。中心局的變化范圍為。6.5驗算小帶輪上的包角6.6計算帶的根數(shù)6.6.1計算單根V帶的額定功率由，查文獻【1】表8-4a得。根據(jù)查文獻【1】表8-4b得。查文獻【1】表8-5得，于是6.6.2計算V帶的根數(shù)z取4根6.7計算單根V帶的初拉力的最小值（ 由文獻【1】表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量所以應使帶的實際初拉力大于122.86N。6.8計算壓軸

8、力壓軸力的最小值為7 齒輪的設計7.1 高速級齒輪設計 7.1.1選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù) 1）按要求的傳動方案，選用斜齒輪傳動2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故用7級精度；（GB100952008） 3）材料的選擇。由文獻【1】表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）,硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS。4）選小齒輪齒數(shù)為Z=24，大齒輪齒數(shù)Z可由故選5）初選螺旋角=147.1.2面接觸疲勞強度設計按公式：d確定公式中各數(shù)值 1）試選K=1.6。2）由文獻【1】圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.4333）由文獻【1】圖10-

9、26可得：=0.78，=0.85則=0.78+0.85=1.63。4）由文獻【1】表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP5）由文獻【1】圖10-21e按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MP。6） 取d=1。7）由文獻【1】式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)8)文獻【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.94；K=0.98。 9）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1，安全系數(shù)S=1，有=0.94600=564MP=0.98550=539MP所以=551.5MP(2) 計算1）計算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式可得：d2)計算圓周速度。

10、v=1.063）計算齒寬b及模數(shù)。b=143.39=43.39mmm=1.75mmh=2.25m=2.251.75=3.89mmb/h=11.154）計算縱向重合度。=0.318=0.318124tan14=1.905）計算載荷系數(shù)K。由文獻【1】表10-2使用系數(shù)K=1；據(jù)v=1.06，7級精度。圖10-8得K=1.06，表10-4，K=1.42。圖10-13查得K=1.35，表10-3查得K=K=1.4故載荷系數(shù)：K= K KKK=1=2.116)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑：d=d=43.39=47.56mm7）計算模數(shù)mm=1.92mm7.1.3按齒根彎曲疲勞強度設計按公式：

11、m（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)。K=KKKK=1=2.012）根據(jù)縱向重合度=1.52，由文獻【1】圖10-28查得螺角影響系數(shù)Y=0.88。3）計算當量齒數(shù)。Z=26.27Z=103.994）查取齒形系數(shù)由文獻【1】表10-5查得Y=2.65，Y=2.195）查取應力校正系數(shù)由文獻【1】表10-5查得Y=1.58，Y=1.786）由文獻【1】圖10-20c查小齒輪的彎曲疲勞強度極=500 MP，小齒輪的彎曲疲勞強度極=380 MP7）由文獻【1】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.85，K=0.88 8）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由文獻【1】式（10-12）則

12、有：=303.47Mp=238.85MP9）計算大、小齒輪的 ，并加以比較=0.0136=0.0163 （2）設計計算m=1.47mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 m =2mm，已可滿足彎曲疲勞強度，用接觸疲勞強度算得分度圓直徑d=47.56mm來計算應有的齒數(shù)。于是由：Z= = =30.76取Z=31，則Z=3. =120.9，取Z7.1.4幾何尺寸計算（1）計算中心距a=156.7mm 圓整為157mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos=arccos=13.88因值在允許范圍內(nèi)，故等參數(shù)比用修正 （3）計算大，小齒輪

13、的分度圓直徑d63.91mmd=250mm（4）計算齒輪寬度b=63.91=63.91mm取7.2 低速級齒輪設計7.2.1選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù)1）按要求的傳動方案，選用斜齒輪傳動2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故用7級精度；（GB100952008）3）材料的選擇。由文獻【1】表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）,硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS。4）選小齒輪齒數(shù)為Z=24，大齒輪齒數(shù)Z可由5）初選螺旋角=147.2.2按齒面接觸疲勞強度設計按公式：d（1）確定公式中各數(shù)值1）試選K=1.6。2）由文獻【1】圖1

14、0-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.4333）由文獻【1】圖10-26可得：=0.74，=0.87則=0.74+0.87=1.61。4）由文獻【1】表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP5）由文獻【1】圖10-21e按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MP。6）現(xiàn)取d=1。7）由文獻【1】式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)8) 圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) K=0.92；K=0.91。9）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1，安全系數(shù)S=1，有=0.92600=552MP=0.91550=500.5MP所以=526.25MP(2) 計算1）計算小

15、齒輪的分度圓直徑d，由計算公式可得：d2)計算圓周速度。v=0.453）計算齒寬b及模數(shù)。b=171.16=71.16mmm=2.88mmh=2.25m=2.252.54=6.47mmb/h=10.994）計算縱向重合度。=0.318=0.318124tan14=1.905）計算載荷系數(shù)K。由文獻【1】表10-2使用系數(shù)K=1；據(jù)v=0.45，7級精度。圖10-8得K=1.03，表10-4查得K=1.40。圖10-13查得K=1.34，表10-3查得K=K=1.4故載荷系數(shù)：K= K KKK=1=2.026)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑：=d=71.16=76.91mm7）計算模數(shù)m

16、m=3.11mm7.2.3.按齒根彎曲疲勞強度設計按公式：m（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)。K=KKKK=1=1.932）根據(jù)縱向重合度=1.90，由文獻【1】圖10-28查得螺角影響系數(shù)Y=0.88。3）計算當量齒數(shù)。Z=26.27Z=78.824）查取齒形系數(shù)由文獻【1】表10-5查得Y=2.76，Y=2.245）查取應力校正系數(shù)由文獻【1】表10-5查得Y=1.56，Y=1.756）由文獻【1】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極=500MP，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MP7）由文獻【1】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.87，K=0.88 8）計算彎曲疲勞許用應力取彎

17、曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）則有：=310.71Mp=238.86MP9）計算大、小齒輪的 ，并加以比較=0.0139=0.0164大齒輪的數(shù)值大。 （2）設計計算 m=1.69mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 m =2mm，已可滿足彎曲疲勞強度，用接觸疲勞強度算得分度圓直徑d=76.91mm來計算應有的齒數(shù)。于是由：Z= =37.32取Z=38，則Z=3. =1147.2.4.幾何尺寸計算（1）計算中心距a=156.65mm圓整為157mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos=arccos=14.78因值

18、在允許范圍內(nèi)，故等參數(shù)比用修正 （3）計算大，小齒輪的分度圓直徑d78.51mmd=235.53mm（4）計算齒輪寬度b=78.51=78.51mm取 8 軸的設計8.1 軸的設計考慮到低速軸的受力大于高速軸，應先對低速軸進行結(jié)構(gòu)設計和強度校核，其他的軸則只需要進行結(jié)構(gòu)設計，沒必要進行強度校核。8.2 低速軸的設計8.2.1 軸的受力分析求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩由前面算得=2.12KW，=40.23， =50.325N求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d=235.53mm而 F=4273.34NF=F=4273.34=1606.54NF=Ftan=4273.34=1101.18N

19、8.2.2軸的材料的選擇由于低速軸轉(zhuǎn)速不高，但受力較大，故選取軸的材料為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理。8.2.3軸的最小直徑根據(jù)文獻【1】中15-2式可初步估算軸的最小直徑，根據(jù)文獻【1】中表15-3按45鋼查得 因此： d=A=40.11mm輸出軸的最小直徑應該安裝聯(lián)軸器處，為了使軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。根據(jù)文獻【1】中14-1式查得，因此： 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB/T 5014-2003或根據(jù)文獻【2】中表8-35查得，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，選取半聯(lián)軸器孔徑，故取，半聯(lián)軸器的長度，與軸配合的轂孔長度。8.2.4 軸的結(jié)構(gòu)設計擬

20、定軸上零件的裝配方案低速軸的裝配圖如下圖8.1所示， 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求。-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑d=59mm；軸處軸肩的高度（），根據(jù)文獻【1】中P364中查得定位軸肩的高度所以，則。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不是壓在軸的端面上，故-段的長度應比稍短一些，現(xiàn)取。2）初步選擇滾動軸承。因滾動軸承同時受徑向力和軸向力的作用，根據(jù)文獻【1】中表13-1可選3型圓錐滾子軸承。根據(jù)文獻【2】中表8-30作要求并根據(jù)d=59mm，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30

21、313，其基本尺寸資料如下表7.1所示表8.1圓錐滾子軸承30313基本尺寸參數(shù)數(shù)值mm標準圖d65D140T36C28a29B33由上表8.1知該軸承的尺寸為，故；由于圓錐滾子軸承采用脂潤滑，得用封油環(huán)進行軸向定位和擋油，取右端封油環(huán)的長度，故圓整后，。取軸處非定位軸肩軸肩的高度，則與齒輪配合的軸段-的直徑，處定位軸肩的高度根據(jù)文獻【1】中P364公式計算取，軸段-的直徑齒輪采用軸肩進行軸向定位，則齒輪的右端應有一軸環(huán)，軸肩的高度根據(jù)文獻【1】中P364公式計算取則,軸環(huán)的寬度應滿足。輪轂的寬度，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。取軸承端蓋的總寬度為20mm，根據(jù)軸

22、承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離（參考文獻【1】圖15-21），故取。取齒輪距箱體內(nèi)壁之間距離，中間軸兩齒輪的距離為考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離（參考圖7.1）?？紤]到箱體的鑄造誤差以及軸承的整體布置，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取。已知滾動軸承寬度高速級齒寬,則至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻【1】中表6-1按查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，同

23、時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，按查得聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，半聯(lián)軸器與軸配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)文獻【1】中表15-2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7.1。8.2.5 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖7.4）做出軸的設計簡圖（7.1圖）。在確定軸承的支點位置時，應從圓錐滾子軸承值入手。對于30307型圓錐滾子軸承，由上表7.2中可知。作為簡支梁的軸的支承跨距根據(jù)軸的設計簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下圖7.2所示。圖8.2軸的彎矩圖和扭

24、矩圖表8.4低速軸上的載荷分布 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面處的、以及的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T8.2.6 按彎扭校核軸的疲勞強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)15-5式查得: 文獻【1】中P373查得應取折合系數(shù)，15-5式得:前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻15-1查得。因此，故安全。8.2.7 精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面截面A，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過度配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確

25、定的，所以截面A，B均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載荷的情況來看，截面C上的應力最大。截面的應力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大(過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端)，而且軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面和顯然更不必校核。根據(jù)文獻【1】中附表3-4和附表3-8可知鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。 分析截面左側(cè)根據(jù)文獻【1】中表15-4按圓形截面查得，抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面左側(cè)的彎矩截面上的扭矩為T

26、3=503250N截面上的彎曲應力截面上的扭轉(zhuǎn)切應力軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由1表15-1查得 ，截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按1附表3-2查取。因，經(jīng)插值后可查得 ，又由1附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)按1式（附3-4）為由1附圖3-2得尺寸系數(shù)；由1附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由1附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按1式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為又由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù)于是，計算安全系數(shù)值，按1式（15-6）（15-8）則得故截面左側(cè)強度足夠。同理經(jīng)推理計算該軸在截面右側(cè)的強度也是足夠的。第3

27、2頁 9鍵的設計和計算9.1選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.根據(jù) =55mm =70mm查表6-1?。?鍵寬 9.2校和鍵聯(lián)接的強度 查表6-2得 =110MP工作長度 9.3鍵與輪轂鍵槽的接觸高度由式（6-1）得： 兩者都合適，故 取鍵標記為： 鍵1：16×70 A GB/T1096-1979鍵4：20×63 A GB/T1096-197910箱體結(jié)構(gòu)的設計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪L嚙合質(zhì)量，大端蓋分機體采用配合.10.1 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度10.2 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤滑，同時為了避免因油攪動是引起的沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌?/p>