热处理车间传送设备的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器

第一章传动方案的分析及拟定 第二章电动机的选择及计算 2.2确定传动装置的总传动比和分配传动比 2.2.1总传动比 2.2.2分配传动装置传动比 2.3计算传动装置的运动和动力参数 2.3.1各轴转速 2.3.2各轴输入功率 2.3.3各轴输入转矩 第三章传动零件的设计计算 3.1设计V带和带轮 3.2二级展开式斜齿齿轮减速器设计 3.2.1高速级齿轮传动的设计计算 3.2.2低速级齿轮传动的设计计算 第四章轴的设计及计算 4.1传动轴的设计 4.1.1V带齿轮各设计参数附表 4.1.2主动轴 4.1.4从动轴 第五章滚动轴承的选择及计算 5.1主动轴的轴承设计工作能力计算 第六章连接件的选择及计算 6.1键的设计和计算 6.2联轴器设计 第七章箱体的设计 7.1箱体结构设计 第八章润滑、密封装置的选择及设计 8.1润滑密封设计 设计小结 参考文献 设计热处理车间传送设备的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器（下图所示为其传动系统简图），（1）工作情况：双班制工作，工作时有轻微振动；（4）原始数据：运输带所需扭矩T=400N.m第一章设计计算及说明传动方案的分析及拟定1.组成：传动装置由电动机、减速器、工作机组成。3.确定传动方案：考虑到电动机转速高，传动功率大，将V带设置在高Ia初步确定传动系统总体方案如a选择V带传动和双级斜齿圆柱齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率：a——弹性联轴器效率，取0.99；1——闭式齿轮（8级精度）传动效率，取0.97；2——滚动轴承效率，取0.98；3——V带传动效率，取0.96。第二章电动机的选择及计算卷筒的转速n：n=-3运输带功率Pw:w根据动力源和工作条件，电动机的类型选用Y系列三相异步电动机。电确定电动机的型号为Y100L2-4和Y132S-6。i根据电动机型号查《机械设计课程设计》表8-54(P208)确定电动机的各参数，将计算数据和查表数据填入表1，便于比较。根据表1可知，方案1转速高，电动机价格低，总传动比虽然大些，但完全可以通过带传动和两级齿轮传动实现，所以选用方案1。wii2式中i1,i2分别为带传动和减速器的传动比。=2.94，×η3＝轴号转速（r/min）功率P/KW扭矩T/(N•mm)aIⅡⅢIⅡⅢⅠⅡⅢ第三章传动零件的设计计算3.1设计V带和带轮⑴确定计算功率,式中K为工作情况系数,P,式中K为工作情况系数,P为传递的额定功率,既电机的额定功率.⑵选择带型号选用带型为A型带.⑶选取带轮基准直径d,dd2实际传动比i：0从动轮的实际转速n：10从动轮的转速误差率为⑷验算带速v160x100060x1000260x100060x1000在5～25m/s范围内，V带充分发挥。⑸确定中心距a和带的基准长度L0查《机械设计》式8-20（P152）初步选取中心距a：0A得C选择A型带112V带能充分发挥作用000查《机械设计》表8-2（P146）选取基准长度L=1400mm得实际中心d距:⑹验算小带轮包角C11C=C00C查《机械设计》表8-2（P146）,得带长度修正系数K=0.96L⑻计算单根V带的初拉力的最小值预紧力F0故单根普通V带张紧后的初拉力为:21⑼计算作用在轴上的压轴力F:p（10）带轮结构示意图如下0d01包角满足要求取00Cl0pZ=17Z=17121考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开齿轮材料及热处理①材料：高速级小齿轮选用45钢(调质)，齿面硬度为小齿轮1②初选齿轮精度t取Z=189.8E），t取Z=189.8E(2)计算齿轮传动的主要尺寸NN2NN2F2①按齿面接触强度设计公式《机械设计》式10-21（P218HZE)21tΣCdH确定各参数的值:Ed查《机械设计》图10-26（P215算得Σ=1.561，==2=331许用接触应力[σ]、许用弯曲应力[σ]HFσHlim1FE1FE2N=1iN=1i3KKKKFNFN2KσFKσFHH=HH2H=FN1FE1SF=FN2FE2SFH2小齿轮的分度圆直径d3ZZ3ZZH计算齿宽b及摸数m取ZH=2.435CHlim1Hlim2FE1FE29h12FN1FN2FHH1H2F1F2H。1l5.586mm计算纵向重合度Σ=0.318ΦZtan1AVHcFcAVHcHβ②校正：按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由《机械设计》13n2KTY cd根β根Z21FFcFβ计算载荷系数K=KKAVβ影响系数影响系数β计算当量齿数Z,Z。。齿形系数YF应力修正系数YS计算大小齿轮的计算大小齿轮的F1mn=2.0mmF2FF233n2KTY adβZ21F1劳强度计算的法面模数，取mn=2.0mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足的齿数，于是由11nZ2=85。（3）几何尺寸计算。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。考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开齿轮材料及热处理①材料：低速级小齿轮选用45钢(调质)，齿面硬度为小齿轮280HBS3Z1=22Z2=8512a2f1f22134NNF2②初选齿轮精度），(2)计算齿轮传动的主要尺寸①按齿面接触强度设计公式《机械设计》式10-21（P218HZE)21tΣCdH确定各参数的值:Ed查《机械设计》图10-26（P215算得Σ=1.561，4=3许用接触应力[σ]、许用弯曲应力[σ]HFσHlim1FE1FE2IIhN2N=1iN=1iKKKKFNFN2H=HH2FFHH2小齿轮的分度圆直径dIItE取ZH=2.435CHlim1Hlim2FE1FE212FN1FN2FHH1H2F1F2Hnad3t1tΣadH计算齿宽b及摸数mZ3dltdlt计算纵向重合度Σ=0.318ΦZtan1AVHaFaAVHaHβ②校正：按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由《机械设计》3F计算载荷系数K=KKKK=1.621，AVFaFββ影响系数影响系数β计算当量齿数Z,Z。Z齿形系数YF应力修正系数YS1计算大小齿轮的计算大小齿轮的FF2FF222n设计计算n设计计算ad1劳强度计算的法面模数，取mn=2.0mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=70.870mm来计算应有的齿数，于是由33n（3）几何尺寸计算。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。第四章轴的设计及计算mn=2.0mmd1=70.870mm12a2f1f2432.94高速级齿轮3.8643.117124.99840.102482.993124.99840.1023.各轴输入功率P4.各轴输入转矩T141953.471141953.471420518.12738655.3325.带轮主要参数小轮直径大轮直径中心距a基准长度带的根数（mmmmmmmm）z4.1.2主动轴（1）选择轴的材料和热处理三根轴均选取45号钢作为轴的材料，调制处理。tMPa先按初步估算轴的最小直径，则=d3min3min1⑷.轴的结构设计主动轴设计结构图:234568①各轴段直径的确定轴各段长度分别为1212345678支承跨距1226②轴上零件的轴向尺寸及其位置），带轮与箱体之间的间隙20mm。由于从第三根轴开始设计按各轴间的配合及所考虑到因素确定各轴的长度。确定顶轴承的支点位置时,查《机械设计课程设计》表8-33（P191），对于7205AC型的角接触球轴承,因此,做为简支梁的轴的支承跨距。⑸.求轴上的载荷主动轴的载荷分析图:BHDH①画输出轴的受力简图，如图（a）所示。pHtBVDVBHLDHPHtBHCHDH3BVLIDVrBVPV④画合成弯矩图，如图（d）所示。2222)22)⑤画转矩图，如图（e）所示。II222222由当量弯矩图可知C截面为危险截面，当量弯矩最大值为⑦验算轴的直径MM331而C截面为此轮的直径为50.234mm，而键槽深度才为4mm，所以强度足够。在B处的轴承检验eBeB=3341M=3=3]3311这里取A0=112。先按初步估算轴的最小直径，则T因最小直径与滚动轴承配合，直径即为滚动轴承毂孔直径。⑷.轴的结构设计中间轴设计结构图:轴各段直径分别为12345轴各段直径分别为轴各段直径分别为123与滚动轴承相连的轴段是最小直径，查《机械设计课程设计》表8-3345支承跨距45支承跨距3②轴上零件的轴向尺寸及其位置首先确定顶轴承的支点位置时,对于30306型的圆锥滚子轴承a=15,因AHDHAHLAVLDVr3r2AVBHAH1CHDH3MMDV32222233M=3这里取A0=112。先按初步估算轴的最小直径，则T因最小直径与联轴器配合，故有一键槽，可将轴径加大5%，即所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号CaIII11⑷.轴的结构设计传动轴总体设计结构图:1234567123①各轴段直径的确定①各轴段直径的确定14②轴上零件的轴向尺寸及其位置4长度为L=82mm，轴承端盖宽度20mm,箱体内侧与轴承端面间155667支承跨距L=218mm41首先确定顶轴承的支点位置时,对于30312型的角接触球轴承,由a=26.5做为简支梁的轴的支承跨距.NH2NH13①画输出轴的受力简图，如图（a）所示。②画水平平面的弯矩图，如图（b）所示。通过列水平平面的受力r23a4=NV1F2④画合成弯矩图，如图（d）所示。2222⑤画转矩图，如图（e）所示。3⑥画出当量弯矩图，如图（f）所示。转矩按脉动循环，查《机32222由当量弯矩图可知C截面为危险截面，当量弯矩最大值为由3eC=3=12)W3前已经选的轴材料为45钢，调质处理，由表15-1查得[σ]=60,因此合理MM331ra第五章滚动轴承的选择及计算r1r2a2当量动载荷为12raBHBVDVDH径向载荷：由静力学平衡方程式得2)2⑵计算轴承的轴向力F、F所选的轴承为圆锥滚子轴承型号为2rhh预计三年工作预计三年工作Lh轴承的寿命远大于预期的寿命，满足故可判断轴承2被放松，轴承1被压紧，两轴承的轴向力分别为r1r2PP=f(XF+YF)PP=f(XF+YF)⑷计算轴承的寿命Lh因P<P，且两个轴承的型号相同，所以只需计算轴承266L=hI要求轴承工作寿命为三年以上（三年工作17520小时由此可见轴承的寿命远大于预期的寿命，所选用的该轴承合适。a212AHAV2径向载荷：由静力学平衡方程式得r1AVAH2⑵计算轴承的轴向力F、F所选的轴承为圆锥滚子轴承型号为rh故可判断轴承1被放松，轴承2被压紧，两轴承的轴向力分别为荷荷P、Pr1r2PP⑷计算轴承的寿命LhhI要求轴承工作寿命为三年以上（三年工作17520小时由此可见轴承的寿命远大于预期的寿命，所选用的该轴承合适。第三根轴上的轴承的寿命计算。a2⑴计算两轴承所承受的径向力raNH2NH2径向载荷：由静力学平衡方程式得22)1212⑵计算轴承的轴向力F、F所选的轴承为圆锥滚子轴承型号为rhh故可判断轴承2被放松，轴承1被压紧，两轴承的轴向力分别为荷荷P、Pr1r2P⑷计算轴承的寿命Lh6(fTC)ε6x(I要求轴承工作寿命为三年以上（三年工作17520小时h由此可见轴承的寿命远大于预期的寿命，所选用的该轴承合适。第六章连接件的选择及计算⑴.主动轴段键7pP3P键标记为：键6×6×25GB/T1096—2003⑵.中间轴段键由于低速级小齿轮段轴直径与高速级大齿轮段直径相等，所以选用键的取键6×6×25取取=由式=由式σkldσPkldP计算键长，查得键的许用应力[σ]=110MPa，pPII=P键标记为：键10×8×25GB/T1096—2003⑶.从动轴段键1pPIII=P，，计算键长，查得键的许用应力，由式III=III=P键标记为：键14×9×56GB/T1096—2003键标记为：键20×12×45GB/T1096—2003⑴.类型选择.取键20×12×45为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器.⑵.载荷计算.3型弹性柱梢联轴器型弹性柱梢联轴器CIII因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查指导书，表（GB/T5014-2003)，选取LX3型弹性柱梢联轴器其公称转矩为1250Nm，半联轴器的孔径11第七章箱体的设计配合.大端盖分机体采用H7配合.大端盖分机体采用1.机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为42mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为。3.机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4.对附件设计A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够间，以便于能伸入进