热处理车间零件情况传输设备设计任务书

- 1 - 热处理车间零件情况传输设备设计任务书 低 速 级：斜齿轮 高 速 级：斜齿轮 设计数据：下表第六组数据， D=300送速度 =s，扭矩 =计条件：设计热处理车间零件情况传输设备，该设备传动系有电机，减速器，主传送带。两班工作制，工作期限八年。二、 电动机的选择 计算 择电动机的种类、类型和结构题号项目 1 2 3 4 5 6 鼓轮直径 00 330 350 350 380 300 传送带传送速度 m/s 送带从动轴所要扭矩 00 670 650 950 1050 900 - 2 - 形式 择电动机的功率 根据工作负荷的大小和性质、工作机的特性和工作环境等，选择电动机的种类、类型和机构形式、功率和转速，确定电动机型号。 根据电源种类（直流或交流）、工作条件（环境、温度、空间位置等）及负荷性质、大小、起动特性和过载情况等来选择。 由于一般生产单位均用三相电源、故无特殊要求时都采用三相交流电动机。其中以三相异步电动机应用最多、常用 Y 系列电动机。经常起动、制动和正反转的场合（例如起重、提升设备），要求电动机具有较小的转动惯量和较大的过载能力，因此，应选用冶金及起重用三相异步电动机，常用 或 . 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压 380V， Y 系列。 电动机功率选择，对电动机的工作和经济性都有影响。功率过小不能保证工作机的正常工作或使电动机因超载而过早损坏；若功率选的过大，电动机的价格高，能力不能充分发挥，经常不在满载下运转，效率和功率因数都较低，造成浪费。 选择是应保证 0 式中 0 电动机额定功率， 工作机所需电动机功率， 于传送带从动轴扭矩为 M=900N/m,V=s,D=300以 F=000N 000000 000=动装置总效率： = 带 2 齿 4 承 2 联 卷筒 查 可得： 皮带传动效率： 带 =轮传动效率： 齿 =轮精度为 8 级） 滚动轴承效率： 承 =轴器效率： 联 =筒效率： 筒 =传动总效率为： =需电动机功率 w= 械设计课程设计书109 - 3 - 定电动机的转速 配传动比 滚动轴转速 v60=0=合比较两方案，方案 1选用的电动机虽然质量和价格比较低，但总传动比大。为使装置结构紧凑，决定选用方案 2，电动机型号定功率 步转速 1000r/载转速 960r/表 =132伸轴段 D E=3880 总传动比 = = 表 i 带 = 则减速器的传动比为 i 减 = 带2=级齿轮减速器中： 高速级的传动比 1i =速级的传动比 2i =1 械设计课程设计书109= i 减 =i =i =案号 电动机型 号 额定功率/步转速/r/载转速/r/动机质量 /传动比 1 500 1440 51 000 960 73 - 4 - 三、传动装置的运动和动力参数计算 在计算时，将传动装置中各轴从高速到低速依次设定为 I 轴 ， 轴， 轴， 轴（电动机的 0轴），相邻两轴间的传动比为 12i ，23邻两轴间的传动效率为 12 ，23等，各轴输入功率为 1 , 2 ,各轴转速为 轴的输入转矩为 1 、 2 则由已知数据可算得各轴运动及动力参数如下 0 轴： r= 60r/ m 0003 =轴： 0 01 联 =1084r/1=03 =轴： 1 12= 承 * 减 =带 212=0* m 轴： 2 23= 承 *2=1 323=0* m 轴： 3 34= 联 *4=4=0* m n=960r/ m n =384r/1 =2 =n =2 = m = n= 3 = m - 5 - =n =4 = m 将上述结果汇总列于下表： 根据 V 带设计，得到 所得结果进行校核，校核后的结果如下表所示 轴序号 功率 P/速 n/(r转矩 T/(Nm) 传动形式 传动比 效率 0 60 传动 84 轮传动 轮传动 轴器 序号 功率 P/速 n/(r转矩 T/(Nm) 传动形式 传动比 效率 0 60 传动 78 轮传动 轮传动 轴器 - 6 - 四、 V 带传动的设计和选择 1、计算功率 c由表 8得 取 K ，故 w=、选取 V 带型号 根据小带轮转速 960r/图可知工作点处于A,B 型相邻区之间，取 A 型和 B 型分别计算，最后择优选择。 对于 A 型带 3（ A）、小轮基准直径1表 8参考 8 取112 , 则大轮的基准直径 ）（ 由 8280此时从动轮实际转速 2n =（ 960 112 280=差 %5 1%384 380 0 ,合适 4（ A）、验算带速 d /66 3 m /12960100060 11 5（ A）、初定中心距 8428011222 21m a x 2 2 0 m 1 1 2213)(1m i n 要 求 ， 取0a=350 8机械设计基础第七版125型 带数（根） 单根张紧力（ N） 作用在轴上的力（ N） 单根 单根 A 型 5 170 1659 型 3 239 1382 - 7 - 表 8机械设计基础第七版127表 8机械设计基础第七版 122 112 280n =s 0a=350（ A）、初算带的基 准长度 022d)(3 5 04 1 1 2 )-( 2 8 01 1 2 )( 2 8 023 5 022 由 8 400d 7(A)、实际中心距 中心距 a 可调整，则 d 3 8 22 3 5 0 03 5 020 8（ A）、小带轮包角 21 a d 9（ A）、单根 V 带所能传递的功率 根据1440r/和112表8插值法求得 10（ A）、单根 11（ A）、计算 v 带的根数 ( z）（由表 8得 K 故取五根，所采用的 V 带为5 12（ A）、作用在带轮轴上的力 由表 8得 q=m，故 1705 . 6 30 . 1 1) 9 42 . 5( 5( 6592 i i 0 - 8 - 400d a=3821201 表 8机械设计基础第七版 122 表 8机械设计基础第七版129表 8机械设计基础第七版130表 8机械设计基础第七版134q=m 700 659 对于 B 型带 3（ B）、小轮基准直径1表 8 取140 , 则大轮的基准直径 3 4 6 . 5 m ）（ 由 8255此时从动轮实际转速 2n =（ 960 140 280=差 %5 2 . 4 %384 380 0 . 1 6 ,合适 4（ B）、验算带速 d /257 . 0 4 m /1 0 0 060 4019 6 01 0 0 060 11 5（ B）、初定中心距 - 9 - 9035540122 21m a x 2 7 9 m . 53355)( 1 4 0213)(1m i n 0a=440（ B）、初算带的基准长度 022d)( 4 04 1 4 0 )-( 3 5 51 4 0 )( 3 5 524 4 022 8 061d 7(B)、实际中心距 中心距 a 可调整，则 d 9832 0 8（ B）、小带轮包角 1 2 01 5 0 121 a d 8机械设计基础第七版127140 255n =s 0a=440 8机械设计基础第七版120400d a=3981491 9（ B）、单根 V 带所能传递的功率 根据1440r/和112表8插值法求得 - 10 - 10（ B）、 单根 V 带传递功率的增量0p 51221 ： 11（ B）、计算 v 带的根数 ( z）（由表 8K ，由表 8K 故取三根，所采用的 V 带为 3 12（ B）、 作用在带轮轴上的力 由表 8得q=m，故 2 3 97 . 0 40 . 1 7 1) 9 42 . 5( 6 0 5( 0220 8212491s i i 0 根据以上两 种A、 B 型的计算，通过分析比较，选用 B 型， 现将计算结果整理汇总如下表所示 表 8机械设计基础第七版 122 表 8机械设计基础第七版123表 8机械设计基础第七版129表 8机械设计基础第七版134q=m 390 382 五、齿轮的设计 5、 1 高速级齿轮的设计和计算 计算机功率 带类型 B 小轮直径 40 大轮直径 55 带速 m/s 准长度 l 440 实际中心距 98 小带轮包角 149 根数 3 - 11 - 1、 齿轮材料及热处理方法的选择 齿轮材料的选择要考虑毛坯的制造方法。当齿轮的顶圆直径小于 400600，一般采用锻造毛坯，当直径大于 400受锻造设备能力的限制，才采用铸铁或铸钢制造。 用热处理的方法可以提高材料的性能，尤其是 提高硬度，从而提高材料的承载能力 2、 齿轮的结构 两级展开式圆柱齿轮减速器的结构简单，但齿轮相对轴承的位置不对称，因此轴应具有较大的刚度。高速级齿轮应布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形能减弱轴在弯矩作用下产生的弯曲变 形多引起的载荷沿齿宽分布不均匀。高速级做成斜齿，低速级做成斜齿。 高速级斜齿轮的设计和计算 转矩 103 N 速 378r/动比 i=、齿面接触疲劳强度计算 （ 1）选择齿轮材料，确定许用接触应力 H 根据工作要求，采用齿面硬度 350表 9 小齿轮选用 40 ，调质，硬度为 260齿轮选用 42，调质，硬度为 220齿轮许用接触应力 1H =380+ 380+260） 40齿轮许用接触应力 2H=380+ 380+220） 00 2）选择齿轮宽度系数a轻型减速器，故取a= 9机械设计基础第 七版184 1H =640 2H =600a=- 12 - （ 3）确定载荷系数 K 因齿轮相对轴承对称布置，且带式输送机载荷较平稳 故取 K= 4）初步计算中心距 a=46 （ i+1 ） 3 21T=46（ ）3 236 139 5）选择齿数、螺旋角，确定模数 取小齿轮齿数 1Z =20，则 2Z =i 1Z =20= 2Z =68 初步选定 12 ,则法向模数为 am n 2co 查表 9 3新计算精确的螺旋角 ,即 3815181392 68203a r c c o r c c o s 21 a n在 208 范围内，上述参数合适。 （ 6）确定其他尺寸 分度圆直径 81518co s 203co s 11 n 81518co s 683co s 22 齿顶圆直径 4222 齿根圆直径 中心距 392 1 大齿轮齿宽 2 ， 取 02 小齿轮齿宽 06510521 ， 取 51 K=1.3 a=139n 表 9机械设计基础第七版163” 381518 a a f f a=139mm 02 51 - 13 - （ 7）确定齿轮精度等级 齿 轮 圆 周 速 度1/6 0 0 0 0 3 7 0 0 0 11 根据工作要求及圆周速度，查表 9 9 级精度 2、 验算齿轮弯曲疲劳强度 （ 1）确定许用弯曲应力，根据表 9 M P M P 2 12 2 52 （ 2）查齿形系数 比较 381518c o s 25c o s 3311 80381518co s 63co s 3322 由表 9得 0 1 1 2211 Y ，应验算小齿轮 （ 3）验算弯曲应力 2111 6.1 233验算合用 1 表 9机械设计基础第七版172表 9机械设计基础第七版18 331 122 表 9机械设计基础第七版187 - 14 - 速级齿轮设计和计算 1、齿面接触疲劳强度计算 已知数据如下：转矩 103 N 速 111.7 r/动比 i=、齿面接触疲劳强度计算 （ 1）选择齿轮材料，确定许用接触应力 H 根据工作要求，采用齿面硬度 350表 9 小齿轮选用 40 ，调质，硬度为 260齿轮选用 42，调质，硬度为 220齿轮许用接触应力 1H =380+ 380+260） 40齿轮许用接触应力 2H=380+ 380+220） 00 2）选择齿轮宽度系数a轻型减速器，故取a= 3）确定载荷系数 K 因齿轮相对轴承对称布置，且带式输送机载荷较平稳 故取 K= 4）初步计算中心距 a=46（ i+1） 3 21T=46（ ）3 182 5）选择齿数、螺旋角，确定模数 取小齿轮齿数 1Z =25，则 2Z =i 1Z =25= 2Z =63 初步选定 12 ,则法向模数为 am n 2co 查表 9 4新计算精确的螺旋角 ,即 1145141822 63254a r c c o r c c o s 21 a n在 208 范围内，上述参数合适。 表 9机械设计基础第七版184 1H =640 2H =600a=1.3 a=182n 表 9机械设计基础第七版163” 114514 - 15 - 2、 验算齿轮弯曲疲劳强度 （ 6）确定其他尺寸 分度圆直径 3114514co s 254co s 11 n 14514co s 634co s 22 齿顶圆直径 齿根圆直径 中心距 822 1 大齿轮齿宽 ， 取 52 小齿轮齿宽 58010521 ， 取 01 因小齿轮面硬，为便于安装，故齿宽要大些，以免工作时在大齿轮齿面上造成压痕。 （ 7）确定齿轮精度等级 齿轮圆周速度 1/6 0 0 0 0 3 7 0 0 0 11 根据工作要求及圆周速度，查表 9 9 级精度 2、 验算齿轮弯曲疲劳强度 （ 1）确定许用弯曲应力 M P M P 2 12 2 52 （ 2）查齿形系数 比较 114514c o s 25c o s 3311 70114514c o s 63c o s 3322 由表 9 a a f f a=182mm 52 01 V=1m/s 表 9机械设计基础第七版172 - 16 - 表 9机械设计基础第七版187 0 11 2211 Y ，应验算小齿轮 （ 3）验算弯曲应力 2111 6.1 1 . 8 2 3 3验算合用 将上述高速级与低速级齿轮计 算结果汇总如下表 高速级 低速级 齿数 1z 20 25 齿数 2z 68 63 模数 m 3 4 直径 1d 径 2d 心距 a 13982宽 1b 650宽 2b 605- 17 - 六、轴的设计计算与强度校核 6 速轴轴向尺寸和径向尺寸 1 的强度校核 在轴的设计计算中，先计算出三个轴的最小直径，然后联轴器、轴承及轴肩情况确定径向尺寸。根据减速器的结构及轴系零件确定轴向尺寸。最后进行强度校 核，进行数据检验。 1、求输入轴上的功率 速 1 高速轴 为输入轴，最小直径处和 V 带轮轴孔直径。 1n =378r/ 、初步确定轴的直径 选取轴的材料为 45 钢，正火处理。联轴器选 初步确定输入轴外伸段直径 由表 12得 C= 118107，于是得 = 3 = 25、轴 1 的径向尺寸 A 段： 25 联轴器确定） B 段： 34） =25+ 34） =1.4 取 1 段： 2 2=31+4=35承型号为 30207E） D 段： 2据 C 段轴承型号确定 ) E 段： 顶圆直径） F 段： 2 段： 35、轴 1 的轴向尺寸 A 段： 62据联轴器型 号确定） B 段： （ 1520） +e+k+ - 20 -（ 1015） 1520 ）+e+m=15+7= （ 机 械设计课程设计 C 段： 17承确定） 8+65 ） +4=99.5 根据内壁间距求的） E 段： =65（小齿轮宽度） F 段： +（ 35） =1113 2 段： 17知数据：齿轮节 圆 直 径 381518 20B=65最小直径51 162172121 - 18 - 917212121 54 317211265212121 765 表 12机械设计基础第七版261（ 1） 决 定 作 用在 轴 上 的载荷 圆 周 力t 径 向 力 4 9 9t s 轴 向 力290ta n （ 2） 决 定 支 点反 作 用 力及弯矩 支 承 反 力 H 1 0 7 0 533 9 1 0 H 2 8 3 0 03 9 1 0 截面弯矩： 0 4 7 V - 19 - V 截面 I I 的弯矩： B 2 5 C 4 6 5 3 453878合成弯矩： 1 7 3 9 4 18 7 2 5 0 4 7 5 2222 157 50 7 5 2222轴上转 矩 （ 3） 计算 I I、 I 直径 51 50 轴 I I 处当量弯矩 22 52 N）（ 2 的横向尺寸和径向尺寸 轴 当量弯矩 I 2 - 20 - 3 11 4 1 2 3 12 由以上数据分析可得，初步确定的轴的相关尺寸符合设计要求 将 1 轴轴向尺寸和径向尺寸汇总如下表 轴 1 1、已知中间轴上的功率速 2 111.7 r/ 、由轴承型号， 初步确定轴的直径 轴的材料用 45 钢，正火，由表 12得C=118107 估 算 齿 轮 轴 径d=3 = 0取 30208E 轴承型号 3、轴 2 的径向尺寸 A 段： 40 段： （ 34） =40+2（ 34） =4648 取 7 段： 齿轮 齿顶圆 直径） D 段： 4+（ 34） 2=50位轴肩 ) E 段： 0+2+2=44定位轴肩） F 段： 0 12机械设计基础第七版261 2 的强度校核 - 21 - 4、轴 2 的轴向尺寸 A 段： 18据轴承型号确定） B 段： 8+4=12 段： 80齿轮的齿宽） D 段： 108取） E 段： 608 段：8+4+8+2+ 1） 决定作用在轴上的载荷 9101 4991 2901 4282 7572 9562 a= b=80 c=613815181 1145142 （ 2）决定支点反作用力及弯矩 支承反力 H 5 1 6 1803 9 1 0617 4 2 821 B H 6 1 7 45 1 6 43 9 1 07 4 2 812 截面弯矩 2 7 6 2 7 C 3 7 6 6 1 4616174 支承反力 c)(122111275761)( 8 2141290 122112c 22a 截面弯矩 I I： 5 4 0 3 1 0 - 22 - C 1 5 0 6 7612 4 7 1162012 2合成 I I： 28150854035276274 2222 28891484523276274 2222 376 915150 67376 614 2222 394132116201376614 2222轴上转矩 （ 4） 计算 I I、 径 轴 I I 处当量弯矩 376 300401 14 2222 轴 当量弯矩 I 22 I I 处直 径 3 11 2 0 2 3 12 ，合理 由以上数据分析可得，初步确定的轴的相关尺寸符合设计要求 轴 2 3 的轴向尺寸和径向寸尺 - 23 - 3 的强度校核 1、求输入轴上的功率速 1 低速轴 3 为输出轴，最小直径处和 V 带轮 轴孔直径。 3n= 、初步确定轴的直径 选取轴的材料为 45 钢，正火处理。 初步确定输入轴外伸段直径 由表 12得 C= 118107，于是得 = 3 = 50轴器选 3、轴 1 的径向尺寸 A 段： 50 段： =位轴肩） C 段： 65承型号为 30213E） D 段： 4据 C 段轴承型号确定 ) E 段： =位轴肩） F 段： 4= 69 段： 65、轴 1 的轴向尺寸 A 段： 112据联轴器型号确定） B 段： （ 1520） +e+k+ - 20 -（ 1015） 1520） +e+m=15+12+31=58 （机械设计课程设计 C 段： 3 段： 67据内壁间距求得） E 段： 20（ 15 F 段： 齿宽 53 段： 23+4+8+=知数据：轴上大齿轮节圆直径 ， 螺旋角 114514 ，啮合角 20 ， 齿轮轮毂宽 B=75 支承点与半联轴器端部的距离 a= 支承点与齿轮中点间的距离 b=136c=定工作时轴传递的额定转矩 T= 1） 决定作用在轴上的载荷 圆周力 t 3 径向力 14514co s 7 4 2 8t 轴向力 9 5 6114514t a 2 8t a 表 12机械设计基础第七版261机械设计课程设计 - 24 - （ 2） 决定支点反作用力及弯矩 支承反力 H H 367428 截面 I I 弯矩 3 2 1 5 0 41362 3 6 4 支承反力 V V 截面 I I 的 弯矩 B 2 0 9 9 8 41361 5 4 4 C 3 8 2 2 2 合成弯矩 3 8 40 0 32 0 99 8 43 2 15 0 4 2222 3 2 37 6 93 8 22 73 2 15 0 4 2222轴上转矩 画出轴的当量弯矩图，如图所示，从图中可以判断 I I 弯矩值最大，而截面 受纯扭，故决定直径是，应根据此两截面进行计算。 （ 3） 计算 I I、