熱處理車間傳送設(shè)備的展開式雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器

第一章傳動(dòng)方案的分析及擬定 第二章電動(dòng)機(jī)的選擇及計(jì)算 2.2確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 2.2.1總傳動(dòng)比 2.2.2分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比 2.3計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 2.3.1各軸轉(zhuǎn)速 2.3.2各軸輸入功率 2.3.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩 第三章傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1設(shè)計(jì)V帶和帶輪 3.2二級(jí)展開式斜齒齒輪減速器設(shè)計(jì) 3.2.1高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.2.2低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 第四章軸的設(shè)計(jì)及計(jì)算 4.1傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 4.1.1V帶齒輪各設(shè)計(jì)參數(shù)附表 4.1.2主動(dòng)軸 4.1.4從動(dòng)軸 第五章滾動(dòng)軸承的選擇及計(jì)算 5.1主動(dòng)軸的軸承設(shè)計(jì)工作能力計(jì)算 第六章連接件的選擇及計(jì)算 6.1鍵的設(shè)計(jì)和計(jì)算 6.2聯(lián)軸器設(shè)計(jì) 第七章箱體的設(shè)計(jì) 7.1箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 第八章潤(rùn)滑、密封裝置的選擇及設(shè)計(jì) 8.1潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)小結(jié) 參考文獻(xiàn) 設(shè)計(jì)熱處理車間傳送設(shè)備的展開式雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器（下圖所示為其傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖），（1）工作情況：雙班制工作，工作時(shí)有輕微振動(dòng)；（4）原始數(shù)據(jù)：運(yùn)輸帶所需扭矩T=400N.m第一章設(shè)計(jì)計(jì)算及說明傳動(dòng)方案的分析及擬定1.組成：傳動(dòng)裝置由電動(dòng)機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。3.確定傳動(dòng)方案：考慮到電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動(dòng)功率大，將V帶設(shè)置在高Ia初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如a選擇V帶傳動(dòng)和雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器（展開式）。傳動(dòng)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(jí)精度）傳動(dòng)效率，取0.97；2——滾動(dòng)軸承效率，取0.98；3——V帶傳動(dòng)效率，取0.96。第二章電動(dòng)機(jī)的選擇及計(jì)算卷筒的轉(zhuǎn)速n：n=-3運(yùn)輸帶功率Pw:w根據(jù)動(dòng)力源和工作條件，電動(dòng)機(jī)的類型選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)。電確定電動(dòng)機(jī)的型號(hào)為Y100L2-4和Y132S-6。i根據(jù)電動(dòng)機(jī)型號(hào)查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》表8-54(P208)確定電動(dòng)機(jī)的各參數(shù)，將計(jì)算數(shù)據(jù)和查表數(shù)據(jù)填入表1，便于比較。根據(jù)表1可知，方案1轉(zhuǎn)速高，電動(dòng)機(jī)價(jià)格低，總傳動(dòng)比雖然大些，但完全可以通過帶傳動(dòng)和兩級(jí)齒輪傳動(dòng)實(shí)現(xiàn)，所以選用方案1。wii2式中i1,i2分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。=2.94，×η3＝軸號(hào)轉(zhuǎn)速（r/min）功率P/KW扭矩T/(N?mm)aIⅡⅢIⅡⅢⅠⅡⅢ第三章傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1設(shè)計(jì)V帶和帶輪⑴確定計(jì)算功率,式中K為工作情況系數(shù),P,式中K為工作情況系數(shù),P為傳遞的額定功率,既電機(jī)的額定功率.⑵選擇帶型號(hào)選用帶型為A型帶.⑶選取帶輪基準(zhǔn)直徑d,dd2實(shí)際傳動(dòng)比i：0從動(dòng)輪的實(shí)際轉(zhuǎn)速n：10從動(dòng)輪的轉(zhuǎn)速誤差率為⑷驗(yàn)算帶速v160x100060x1000260x100060x1000在5～25m/s范圍內(nèi)，V帶充分發(fā)揮。⑸確定中心距a和帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度L0查《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(jī)械設(shè)計(jì)》表8-2（P146）選取基準(zhǔn)長(zhǎng)度L=1400mm得實(shí)際中心d距:⑹驗(yàn)算小帶輪包角C11C=C00C查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8-2（P146）,得帶長(zhǎng)度修正系數(shù)K=0.96L⑻計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值預(yù)緊力F0故單根普通V帶張緊后的初拉力為:21⑼計(jì)算作用在軸上的壓軸力F:p（10）帶輪結(jié)構(gòu)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(xiàn)場(chǎng)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(jí)小齒輪選用45鋼(調(diào)質(zhì))，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(jì)算齒輪傳動(dòng)的主要尺寸NN2NN2F2①按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-21（P218HZE)21tΣCdH確定各參數(shù)的值:Ed查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-26（P215算得Σ=1.561，==2=331許用接觸應(yīng)力[σ]、許用彎曲應(yīng)力[σ]HFσHlim1FE1FE2N=1iN=1i3KKKKFNFN2KσFKσFHH=HH2H=FN1FE1SF=FN2FE2SFH2小齒輪的分度圓直徑d3ZZ3ZZH計(jì)算齒寬b及摸數(shù)m取ZH=2.435CHlim1Hlim2FE1FE29h12FN1FN2FHH1H2F1F2H。1l5.586mm計(jì)算縱向重合度Σ=0.318ΦZtan1AVHcFcAVHcHβ②校正：按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》13n2KTY cd根β根Z21FFcFβ計(jì)算載荷系數(shù)K=KKAVβ影響系數(shù)影響系數(shù)β計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)Z,Z。。齒形系數(shù)YF應(yīng)力修正系數(shù)YS計(jì)算大小齒輪的計(jì)算大小齒輪的F1mn=2.0mmF2FF233n2KTY adβZ21F1勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取mn=2.0mm,已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足的齒數(shù)，于是由11nZ2=85。（3）幾何尺寸計(jì)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(xiàn)場(chǎng)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(jí)小齒輪選用45鋼(調(diào)質(zhì))，齒面硬度為小齒輪280HBS3Z1=22Z2=8512a2f1f22134NNF2②初選齒輪精度），(2)計(jì)算齒輪傳動(dòng)的主要尺寸①按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-21（P218HZE)21tΣCdH確定各參數(shù)的值:Ed查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-26（P215算得Σ=1.561，4=3許用接觸應(yīng)力[σ]、許用彎曲應(yīng)力[σ]HFσHlim1FE1FE2IIhN2N=1iN=1iKKKKFNFN2H=HH2FFHH2小齒輪的分度圓直徑dIItE取ZH=2.435CHlim1Hlim2FE1FE212FN1FN2FHH1H2F1F2Hnad3t1tΣadH計(jì)算齒寬b及摸數(shù)mZ3dltdlt計(jì)算縱向重合度Σ=0.318ΦZtan1AVHaFaAVHaHβ②校正：按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》3F計(jì)算載荷系數(shù)K=KKKK=1.621，AVFaFββ影響系數(shù)影響系數(shù)β計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)Z,Z。Z齒形系數(shù)YF應(yīng)力修正系數(shù)YS1計(jì)算大小齒輪的計(jì)算大小齒輪的FF2FF222n設(shè)計(jì)計(jì)算n設(shè)計(jì)計(jì)算ad1勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取mn=2.0mm,已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=70.870mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)，于是由33n（3）幾何尺寸計(jì)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(shè)計(jì)及計(jì)算mn=2.0mmd1=70.870mm12a2f1f2432.94高速級(jí)齒輪3.8643.117124.99840.102482.993124.99840.1023.各軸輸入功率P4.各軸輸入轉(zhuǎn)矩T141953.471141953.471420518.12738655.3325.帶輪主要參數(shù)小輪直徑大輪直徑中心距a基準(zhǔn)長(zhǎng)度帶的根數(shù)（mmmmmmmm）z4.1.2主動(dòng)軸（1）選擇軸的材料和熱處理三根軸均選取45號(hào)鋼作為軸的材料，調(diào)制處理。tMPa先按初步估算軸的最小直徑，則=d3min3min1⑷.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)主動(dòng)軸設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)圖:234568①各軸段直徑的確定軸各段長(zhǎng)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(shè)計(jì)按各軸間的配合及所考慮到因素確定各軸的長(zhǎng)度。確定頂軸承的支點(diǎn)位置時(shí),查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》表8-33（P191），對(duì)于7205AC型的角接觸球軸承,因此,做為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距。⑸.求軸上的載荷主動(dòng)軸的載荷分析圖:BHDH①畫輸出軸的受力簡(jiǎn)圖，如圖（a）所示。pHtBVDVBHLDHPHtBHCHDH3BVLIDVrBVPV④畫合成彎矩圖，如圖（d）所示。2222)22)⑤畫轉(zhuǎn)矩圖，如圖（e）所示。II222222由當(dāng)量彎矩圖可知C截面為危險(xiǎn)截面，當(dāng)量彎矩最大值為⑦驗(yàn)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(qiáng)度足夠。在B處的軸承檢驗(yàn)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(dòng)軸承配合，直徑即為滾動(dòng)軸承轂孔直徑。⑷.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中間軸設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)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(dòng)軸承相連的軸段是最小直徑，查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》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(diǎn)位置時(shí),對(duì)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(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)CaIII11⑷.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)傳動(dòng)軸總體設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)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(zhǎng)度為L(zhǎng)=82mm，軸承端蓋寬度20mm,箱體內(nèi)側(cè)與軸承端面間155667支承跨距L=218mm41首先確定頂軸承的支點(diǎn)位置時(shí),對(duì)于30312型的角接觸球軸承,由a=26.5做為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距.NH2NH13①畫輸出軸的受力簡(jiǎn)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(zhuǎn)矩圖，如圖（e）所示。3⑥畫出當(dāng)量彎矩圖，如圖（f）所示。轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)，查《機(jī)32222由當(dāng)量彎矩圖可知C截面為危險(xiǎn)截面，當(dāng)量彎矩最大值為由3eC=3=12)W3前已經(jīng)選的軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得[σ]=60,因此合理MM331ra第五章滾動(dòng)軸承的選擇及計(jì)算r1r2a2當(dāng)量動(dòng)載荷為12raBHBVDVDH徑向載荷：由靜力學(xué)平衡方程式得2)2⑵計(jì)算軸承的軸向力F、F所選的軸承為圓錐滾子軸承型號(hào)為2rhh預(yù)計(jì)三年工作預(yù)計(jì)三年工作Lh軸承的壽命遠(yuǎn)大于預(yù)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(jì)算軸承的壽命Lh因P<P，且兩個(gè)軸承的型號(hào)相同，所以只需計(jì)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(shí)由此可見軸承的壽命遠(yuǎn)大于預(yù)期的壽命，所選用的該軸承合適。a212AHAV2徑向載荷：由靜力學(xué)平衡方程式得r1AVAH2⑵計(jì)算軸承的軸向力F、F所選的軸承為圓錐滾子軸承型號(hào)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(jì)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(shí)由此可見軸承的壽命遠(yuǎn)大于預(yù)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(jì)算。a2⑴計(jì)算兩軸承所承受的徑向力raNH2NH2徑向載荷：由靜力學(xué)平衡方程式得22)1212⑵計(jì)算軸承的軸向力F、F所選的軸承為圓錐滾子軸承型號(hào)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(jì)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(shí)h由此可見軸承的壽命遠(yuǎn)大于預(yù)期的壽命，所選用的該軸承合適。第六章連接件的選擇及計(jì)算⑴.主動(dòng)軸段鍵7pP3P鍵標(biāo)記為：鍵6×6×25GB/T1096—2003⑵.中間軸段鍵由于低速級(jí)小齒輪段軸直徑與高速級(jí)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(jì)算鍵長(zhǎng)，查得鍵的許用應(yīng)力[σ]=110MPa，pPII=P鍵標(biāo)記為：鍵10×8×25GB/T1096—2003⑶.從動(dòng)軸段鍵1pPIII=P，，計(jì)算鍵長(zhǎng)，查得鍵的許用應(yīng)力，由式III=III=P鍵標(biāo)記為：鍵14×9×56GB/T1096—2003鍵標(biāo)記為：鍵20×12×45GB/T1096—2003⑴.類型選擇.取鍵20×12×45為了隔離振動(dòng)和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器.⑵.載荷計(jì)算.3型彈性柱梢聯(lián)軸器型彈性柱梢聯(lián)軸器CIII因?yàn)橛?jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查指導(dǎo)書，表（GB/T5014-2003)，選取LX3型彈性柱梢聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為1250Nm，半聯(lián)軸器的孔徑11第七章箱體的設(shè)計(jì)配合.大端蓋分機(jī)體采用H7配合.大端蓋分機(jī)體采用1.機(jī)體有足夠的剛度在機(jī)體為加肋，外輪廓為長(zhǎng)方形，增強(qiáng)了軸承座剛度2.考慮到機(jī)體內(nèi)零件的潤(rùn)滑，密封散熱。因其傳動(dòng)件速度小于12m/s，故采用侵油潤(rùn)油，同時(shí)為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為42mm為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為。3.機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為8，圓角半徑為R=3。機(jī)體外型簡(jiǎn)單，拔模方便.4.對(duì)附件設(shè)計(jì)A視孔蓋和窺視孔在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動(dòng)零件齒合區(qū)的位置，并有足夠間，以便于能伸入進(jìn)