熱處理車間傳送設備的展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器

第一章傳動方案的分析及擬定 第二章電動機的選擇及計算 2.2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 2.2.1總傳動比 2.2.2分配傳動裝置傳動比 2.3計算傳動裝置的運動和動力參數 2.3.1各軸轉速 2.3.2各軸輸入功率 2.3.3各軸輸入轉矩 第三章傳動零件的設計計算 3.1設計V帶和帶輪 3.2二級展開式斜齒齒輪減速器設計 3.2.1高速級齒輪傳動的設計計算 3.2.2低速級齒輪傳動的設計計算 第四章軸的設計及計算 4.1傳動軸的設計 4.1.1V帶齒輪各設計參數附表 4.1.2主動軸 4.1.4從動軸 第五章滾動軸承的選擇及計算 5.1主動軸的軸承設計工作能力計算 第六章連接件的選擇及計算 6.1鍵的設計和計算 6.2聯(lián)軸器設計 第七章箱體的設計 7.1箱體結構設計 第八章潤滑、密封裝置的選擇及設計 8.1潤滑密封設計 設計小結 參考文獻 設計熱處理車間傳送設備的展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器（下圖所示為其傳動系統(tǒng)簡圖），（1）工作情況：雙班制工作，工作時有輕微振動；（4）原始數據：運輸帶所需扭矩T=400N.m第一章設計計算及說明傳動方案的分析及擬定1.組成：傳動裝置由電動機、減速器、工作機組成。3.確定傳動方案：考慮到電動機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高Ia初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如a選擇V帶傳動和雙級斜齒圓柱齒輪減速器（展開式）。傳動裝置的總效率：a——彈性聯(lián)軸器效率，取0.99；1——閉式齒輪（8級精度）傳動效率，取0.97；2——滾動軸承效率，取0.98；3——V帶傳動效率，取0.96。第二章電動機的選擇及計算卷筒的轉速n：n=-3運輸帶功率Pw:w根據動力源和工作條件，電動機的類型選用Y系列三相異步電動機。電確定電動機的型號為Y100L2-4和Y132S-6。i根據電動機型號查《機械設計課程設計》表8-54(P208)確定電動機的各參數，將計算數據和查表數據填入表1，便于比較。根據表1可知，方案1轉速高，電動機價格低，總傳動比雖然大些，但完全可以通過帶傳動和兩級齒輪傳動實現，所以選用方案1。wii2式中i1,i2分別為帶傳動和減速器的傳動比。=2.94，×η3＝軸號轉速（r/min）功率P/KW扭矩T/(N?mm)aIⅡⅢIⅡⅢⅠⅡⅢ第三章傳動零件的設計計算3.1設計V帶和帶輪⑴確定計算功率,式中K為工作情況系數,P,式中K為工作情況系數,P為傳遞的額定功率,既電機的額定功率.⑵選擇帶型號選用帶型為A型帶.⑶選取帶輪基準直徑d,dd2實際傳動比i：0從動輪的實際轉速n：10從動輪的轉速誤差率為⑷驗算帶速v160x100060x1000260x100060x1000在5～25m/s范圍內，V帶充分發(fā)揮。⑸確定中心距a和帶的基準長度L0查《機械設計》式8-20（P152）初步選取中心距a：0A得C選擇A型帶112V帶能充分發(fā)揮作用000查《機械設計》表8-2（P146）選取基準長度L=1400mm得實際中心d距:⑹驗算小帶輪包角C11C=C00C查《機械設計》表8-2（P146）,得帶長度修正系數K=0.96L⑻計算單根V帶的初拉力的最小值預緊力F0故單根普通V帶張緊后的初拉力為:21⑼計算作用在軸上的壓軸力F:p（10）帶輪結構示意圖如下0d01包角滿足要求取00Cl0pZ=17Z=17121考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開齒輪材料及熱處理①材料：高速級小齒輪選用45鋼(調質)，齒面硬度為小齒輪1②初選齒輪精度t取Z=189.8E），t取Z=189.8E(2)計算齒輪傳動的主要尺寸NN2NN2F2①按齒面接觸強度設計公式《機械設計》式10-21（P218HZE)21tΣCdH確定各參數的值:Ed查《機械設計》圖10-26（P215算得Σ=1.561，==2=331許用接觸應力[σ]、許用彎曲應力[σ]HFσHlim1FE1FE2N=1iN=1i3KKKKFNFN2KσFKσFHH=HH2H=FN1FE1SF=FN2FE2SFH2小齒輪的分度圓直徑d3ZZ3ZZH計算齒寬b及摸數m取ZH=2.435CHlim1Hlim2FE1FE29h12FN1FN2FHH1H2F1F2H。1l5.586mm計算縱向重合度Σ=0.318ΦZtan1AVHcFcAVHcHβ②校正：按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由《機械設計》13n2KTY cd根β根Z21FFcFβ計算載荷系數K=KKAVβ影響系數影響系數β計算當量齒數Z,Z。。齒形系數YF應力修正系數YS計算大小齒輪的計算大小齒輪的F1mn=2.0mmF2FF233n2KTY adβZ21F1勞強度計算的法面模數，取mn=2.0mm,已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足的齒數，于是由11nZ2=85。（3）幾何尺寸計算。dd。d=n2=d2。2da1=d1+2.5mn=50.234mm,da2=d2+2.5mn=179.766mm,df1=d1-2x1.25mn=40.234mm,df2=d2-2x1.25mn=169.766mm?？紤]此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開齒輪材料及熱處理①材料：低速級小齒輪選用45鋼(調質)，齒面硬度為小齒輪280HBS3Z1=22Z2=8512a2f1f22134NNF2②初選齒輪精度），(2)計算齒輪傳動的主要尺寸①按齒面接觸強度設計公式《機械設計》式10-21（P218HZE)21tΣCdH確定各參數的值:Ed查《機械設計》圖10-26（P215算得Σ=1.561，4=3許用接觸應力[σ]、許用彎曲應力[σ]HFσHlim1FE1FE2IIhN2N=1iN=1iKKKKFNFN2H=HH2FFHH2小齒輪的分度圓直徑dIItE取ZH=2.435CHlim1Hlim2FE1FE212FN1FN2FHH1H2F1F2Hnad3t1tΣadH計算齒寬b及摸數mZ3dltdlt計算縱向重合度Σ=0.318ΦZtan1AVHaFaAVHaHβ②校正：按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由《機械設計》3F計算載荷系數K=KKKK=1.621，AVFaFββ影響系數影響系數β計算當量齒數Z,Z。Z齒形系數YF應力修正系數YS1計算大小齒輪的計算大小齒輪的FF2FF222n設計計算n設計計算ad1勞強度計算的法面模數，取mn=2.0mm,已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=70.870mm來計算應有的齒數，于是由33n（3）幾何尺寸計算。d=d。d=n4=d2。2da1=d1+2.5mn=75.429mm,da2=d2+2.5mn=224.571mm,df1=d1-2x1.25mn=65.429mm,df2=d2-2x1.25mn=214.571mm。第四章軸的設計及計算mn=2.0mmd1=70.870mm12a2f1f2432.94高速級齒輪3.8643.117124.99840.102482.993124.99840.1023.各軸輸入功率P4.各軸輸入轉矩T141953.471141953.471420518.12738655.3325.帶輪主要參數小輪直徑大輪直徑中心距a基準長度帶的根數（mmmmmmmm）z4.1.2主動軸（1）選擇軸的材料和熱處理三根軸均選取45號鋼作為軸的材料，調制處理。tMPa先按初步估算軸的最小直徑，則=d3min3min1⑷.軸的結構設計主動軸設計結構圖:234568①各軸段直徑的確定軸各段長度分別為1212345678支承跨距1226②軸上零件的軸向尺寸及其位置），帶輪與箱體之間的間隙20mm。由于從第三根軸開始設計按各軸間的配合及所考慮到因素確定各軸的長度。確定頂軸承的支點位置時,查《機械設計課程設計》表8-33（P191），對于7205AC型的角接觸球軸承,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距。⑸.求軸上的載荷主動軸的載荷分析圖:BHDH①畫輸出軸的受力簡圖，如圖（a）所示。pHtBVDVBHLDHPHtBHCHDH3BVLIDVrBVPV④畫合成彎矩圖，如圖（d）所示。2222)22)⑤畫轉矩圖，如圖（e）所示。II222222由當量彎矩圖可知C截面為危險截面，當量彎矩最大值為⑦驗算軸的直徑MM331而C截面為此輪的直徑為50.234mm，而鍵槽深度才為4mm，所以強度足夠。在B處的軸承檢驗eBeB=3341M=3=3]3311這里取A0=112。先按初步估算軸的最小直徑，則T因最小直徑與滾動軸承配合，直徑即為滾動軸承轂孔直徑。⑷.軸的結構設計中間軸設計結構圖:軸各段直徑分別為12345軸各段直徑分別為軸各段直徑分別為123與滾動軸承相連的軸段是最小直徑，查《機械設計課程設計》表8-3345支承跨距45支承跨距3②軸上零件的軸向尺寸及其位置首先確定頂軸承的支點位置時,對于30306型的圓錐滾子軸承a=15,因AHDHAHLAVLDVr3r2AVBHAH1CHDH3MMDV32222233M=3這里取A0=112。先按初步估算軸的最小直徑，則T因最小直徑與聯(lián)軸器配合，故有一鍵槽，可將軸徑加大5%，即所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號CaIII11⑷.軸的結構設計傳動軸總體設計結構圖:1234567123①各軸段直徑的確定①各軸段直徑的確定14②軸上零件的軸向尺寸及其位置4長度為L=82mm，軸承端蓋寬度20mm,箱體內側與軸承端面間155667支承跨距L=218mm41首先確定頂軸承的支點位置時,對于30312型的角接觸球軸承,由a=26.5做為簡支梁的軸的支承跨距.NH2NH13①畫輸出軸的受力簡圖，如圖（a）所示。②畫水平平面的彎矩圖，如圖（b）所示。通過列水平平面的受力r23a4=NV1F2④畫合成彎矩圖，如圖（d）所示。2222⑤畫轉矩圖，如圖（e）所示。3⑥畫出當量彎矩圖，如圖（f）所示。轉矩按脈動循環(huán)，查《機32222由當量彎矩圖可知C截面為危險截面，當量彎矩最大值為由3eC=3=12)W3前已經選的軸材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得[σ]=60,因此合理MM331ra第五章滾動軸承的選擇及計算r1r2a2當量動載荷為12raBHBVDVDH徑向載荷：由靜力學平衡方程式得2)2⑵計算軸承的軸向力F、F所選的軸承為圓錐滾子軸承型號為2rhh預計三年工作預計三年工作Lh軸承的壽命遠大于預期的壽命，滿足故可判斷軸承2被放松，軸承1被壓緊，兩軸承的軸向力分別為r1r2PP=f(XF+YF)PP=f(XF+YF)⑷計算軸承的壽命Lh因P<P，且兩個軸承的型號相同，所以只需計算軸承266L=hI要求軸承工作壽命為三年以上（三年工作17520小時由此可見軸承的壽命遠大于預期的壽命，所選用的該軸承合適。a212AHAV2徑向載荷：由靜力學平衡方程式得r1AVAH2⑵計算軸承的軸向力F、F所選的軸承為圓錐滾子軸承型號為rh故可判斷軸承1被放松，軸承2被壓緊，兩軸承的軸向力分別為荷荷P、Pr1r2PP⑷計算軸承的壽命LhhI要求軸承工作壽命為三年以上（三年工作17520小時由此可見軸承的壽命遠大于預期的壽命，所選用的該軸承合適。第三根軸上的軸承的壽命計算。a2⑴計算兩軸承所承受的徑向力raNH2NH2徑向載荷：由靜力學平衡方程式得22)1212⑵計算軸承的軸向力F、F所選的軸承為圓錐滾子軸承型號為rhh故可判斷軸承2被放松，軸承1被壓緊，兩軸承的軸向力分別為荷荷P、Pr1r2P⑷計算軸承的壽命Lh6(fTC)ε6x(I要求軸承工作壽命為三年以上（三年工作17520小時h由此可見軸承的壽命遠大于預期的壽命，所選用的該軸承合適。第六章連接件的選擇及計算⑴.主動軸段鍵7pP3P鍵標記為：鍵6×6×25GB/T1096—2003⑵.中間軸段鍵由于低速級小齒輪段軸直徑與高速級大齒輪段直徑相等，所以選用鍵的取鍵6×6×25取取=由式=由式σkldσPkldP計算鍵長，查得鍵的許用應力[σ]=110MPa，pPII=P鍵標記為：鍵10×8×25GB/T1096—2003⑶.從動軸段鍵1pPIII=P，，計算鍵長，查得鍵的許用應力，由式III=III=P鍵標記為：鍵14×9×56GB/T1096—2003鍵標記為：鍵20×12×45GB/T1096—2003⑴.類型選擇.取鍵20×12×45為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器.⑵.載荷計算.3型彈性柱梢聯(lián)軸器型彈性柱梢聯(lián)軸器CIII因為計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩,所以查指導書，表（GB/T5014-2003)，選取LX3型彈性柱梢聯(lián)軸器其公稱轉矩為1250Nm，半聯(lián)軸器的孔徑11第七章箱體的設計配合.大端蓋分機體采用H7配合.大端蓋分機體采用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2.考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為42mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為。3.機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為8，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.4.對附件設計A視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠間，以便于能伸入進