熱處理車間傳送設(shè)備的展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器.doc

機械設(shè)計課程設(shè)計 - 48 -機械課程設(shè)計任務(wù)書及傳動方案的擬訂一、設(shè)計任務(wù)書設(shè)計題目:熱處理車間傳送設(shè)備的二級展開式斜齒圓柱齒輪減速器工作條件及生產(chǎn)條件: 該減速器用于帶式運輸機的傳動裝置。工作時有輕微振動，經(jīng)常滿載，空載啟動，單向運轉(zhuǎn)，雙班制工作。減速器小批量生產(chǎn)，使用期限為10年（每年300天）。第1組減速器設(shè)計基礎(chǔ)數(shù)據(jù)卷筒直徑D/mm 330運輸帶速度v(m/s) 0.75運輸帶所需轉(zhuǎn)矩 T(N.m) 370二、傳動方案的分析與擬定圖1-1帶式輸送機傳動方案帶式輸送機由電動機驅(qū)動。電動機通過帶傳動將動力傳入減速器,再經(jīng)連軸器將動力傳至輸送機滾筒,帶動輸送帶工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級展開式圓柱齒輪減速器，其結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，高速級和低速級都采用斜齒圓柱齒輪傳動。目 錄第一章 電動機的選擇.111 電動機的選擇. . .112裝置運動及動力參數(shù)計算.113 V帶傳動的設(shè)計計算.3第二章 傳動零件的設(shè)計計算.62. 1高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算.622 低速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算.10第三章 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算.1531 軸的材料選取.1532 高速軸的設(shè)計 .153. 3 低速軸的設(shè)計.193. 4 中間軸的設(shè)計.36第四章 聯(lián)軸器的選擇與計算.384.1 聯(lián)軸器的選擇和結(jié)構(gòu)設(shè)計.384.2 聯(lián)軸器的校核.39第五章 鍵聯(lián)接的選擇與計算.395.1鍵的選擇. .39 5.2鍵的校核. .39第六章 滾動軸承的選擇與計算.406.2軸承的校核. . .406.1軸承的選擇與結(jié)構(gòu)設(shè)計. .40第七章 潤滑和密封方式的選擇.4271 齒輪潤滑.4272 滾動軸承的潤滑.42第八章 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計和選擇.4381 減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計.4382 減速器的附件.44設(shè)計小結(jié).49參考資料.50一、 電動機的選擇1. 電動機的選擇1.1 電動機類型的選擇電動機的類型根據(jù)動力源和工作條件,選用Y系列三相異步電動機。1.1 電動機功率的選擇根據(jù)已知條件計算出工作機滾筒的轉(zhuǎn)速為：43.43r/min工作機所需要的有效功率為:1.68 kW為了計算電動機的所需功率，先要確定從電動機到工作機之間的總效率。設(shè)為帶傳動的效率為0.96，為齒輪傳動（8級）的效率為0.97，為滾動軸承傳動效率為0.98，為彈性聯(lián)軸器效率為0.99。則傳動裝置的總效率為:0.79電動機所需的功率為:1.68/0.79 = 2.12 kW電動機型號額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y100L1-42.214202.22.2Y112M-62.29402.02.0在機械傳動中常用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min和1000r/min的兩種電動機，根據(jù)電動機所需功率和同步轉(zhuǎn)速，由2P148表16-1查得電動機技術(shù)數(shù)據(jù)及計算總傳動比如表31所示。表31相關(guān)電動機主要參數(shù)把這兩種方案進行比較，方案1價格便宜，功率和傳動比大小合適。方案2，制造成本高，結(jié)構(gòu)不緊湊故不可取，為了能合理地分配傳動比，使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，綜合考慮兩種可選方案后，選擇方案1比較合適。選用方案1電動機型號Y100L-4。2. 裝置運動及動力參數(shù)計算2.1傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比根據(jù)電動機的滿載轉(zhuǎn)速和滾筒轉(zhuǎn)速可算出傳動裝置總傳動比為：1420/43.43=32.70V帶傳動比i=2-4,二級圓柱斜齒輪傳動比i=8-40,則總傳動比i=16-160,已知工作轉(zhuǎn)速n=43.43r/min,電動機轉(zhuǎn)速范圍為：=(16-160)43.43=694.88-6948.8r/min帶傳動的傳動比取為i1=3,則減速器的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2.2傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算：a) 各軸的轉(zhuǎn)速計算：= /3=473.33r/min= /=473.33/3.76=125.89r/min=/=125.89/2.9=43.41r/min=43.41r/minb) 各軸的輸入功率計算：=2.12490.96=2.04kW=2.04000.97kW=1.9392 0.970.98=1.84kW=1.84340.96 0.98=1.73kWc) 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算： =955095502.04/473.33=41.16Nm =955095501.94/125.89=147.17Nm =955095501.84/43.41=404.79 Nm =955095501.73/43.41=380.59 Nm由以上數(shù)據(jù)得各軸運動及動力參數(shù)見表31。31 各軸運動及動力參數(shù)軸號轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/N.mm傳動比1473.332.124941.163.762125.891.9392 147.102.90343.42771.8434404.791.000443.42771.7343380.593. V帶傳動的設(shè)計計算3.1 電動機所需功率Pca和滿載轉(zhuǎn)速nm 由文獻【1】表8-7查得工作情況系數(shù)KA=1.3,故 Pca=KAP1=3.9kw nm=1420r/min 3.2 帶輪基準(zhǔn)直徑dd1、dd2；由文獻【1】中圖8-11得V帶帶型為A型；得 dd2=idd1=240-300mm;取dd1=85mm3.3 驗算帶速 驗算得v在5-25m/s內(nèi)。dd2=255mm，圓整后取250mm 3.4 中心距a和帶的基準(zhǔn)長度Ld 由文獻【1】中式8-20得得；取 由文獻【1】式8-22計算所需的基準(zhǔn)長度由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度Ld=1600mm。按式8-23計算實際中心距a。3.5 小帶輪包角1；由文獻【1】式8-7計算輪包角1為3.6 帶的根數(shù)Z; 單根V帶的額定功率Pr：由文獻【1】中表8-4a得P0=0.94kw優(yōu)表8-4b查的P0=0.17kw;查表8-5得K=0.95;查表8-2得KL=0.99;于是：V帶的根數(shù)Z為：取4根3.7單根v帶初拉力 由文獻【1】中表8-3得Z型帶的單位長度質(zhì)量q=0.06kg/m,所以單根v帶的初拉力的最小值（F0）min為：應(yīng)使帶的實際初拉力F0(F0)min。3.8軸壓力Fp;軸壓力的最小值為二、 傳動零件的設(shè)計計算斜齒圓柱齒輪減速器的設(shè)計選用標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動。標(biāo)準(zhǔn)結(jié)構(gòu)參數(shù)壓力角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。1. 高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算1) 選擇齒輪材料及熱處理方式：由于軟齒面齒輪用于齒輪尺寸緊湊性和精度要求不高，載荷不大的中低速場合。根據(jù)設(shè)計要求現(xiàn)選軟齒面組合：根據(jù)1P102表8-1得：小齒輪選擇45鋼調(diào)質(zhì),HBS=217255；大齒輪選擇45鋼?；?HBS=162217；此時兩齒輪最小硬度差為217-162=55；比希望值略小些，可以初步試算。2) 齒數(shù)的選擇：現(xiàn)為軟齒面齒輪，齒數(shù)以比根切齒數(shù)較多為宜，初選=24=3.7624=90.24取大齒輪齒數(shù)=90，則齒數(shù)比（即實際傳動比）為=/=90/24=3.75。與原要求僅差(3.76-63.75)/3.76=0.27%，故可以滿足要求。3) 選擇螺旋角： 按經(jīng)驗 ，81，按1計算得：Y1-110.9981計算齒形系數(shù)與許用應(yīng)力之比值：Y/=2.7380/148.9744=0.0184Y/=2.1424/137.1795=0.0156由于Y/較大，用小齒輪的參數(shù)Y/代入公式，計算齒輪所需的法面模數(shù)：11) 決定模數(shù)由于設(shè)計的是軟齒面閉式齒輪傳動，其主要失效是齒面疲勞點蝕，若模數(shù)過小，也可能發(fā)生輪齒疲勞折斷。所以對比兩次求出的結(jié)果，按接觸疲勞強度所需的模數(shù)較大，齒輪易于發(fā)生點蝕破壞，即應(yīng)以mn1.3693mm為準(zhǔn)。根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)表，暫定模數(shù)為：m=2.0mm12) 初算中心距：2.0(24+90)/2cos12=117.8mm圓整后取 a=118mm13) 修正螺旋角 按標(biāo)準(zhǔn)中心距修正：14) 計算端面模數(shù)：15) 計算傳動的其他尺寸： 16) 計算齒面上的載荷：17) 選擇精度等級 齒輪的圓周轉(zhuǎn)速： m/s對照1P107表8-4,因運輸機為一般通用機械，故選齒輪精度等級為8級是合宜的。18）齒輪圖： 2. 低速級斜齒圓柱齒輪的傳動設(shè)計計算1) 選擇齒輪材料及熱處理方式：由于軟齒面齒輪用于齒輪尺寸緊湊性和精度要求不高，載荷不大的中低速場合。根據(jù)設(shè)計要求現(xiàn)選軟齒面組合：根據(jù)1P102表8-1得：小齒輪選擇45鋼調(diào)質(zhì),HBS=217255；大齒輪選擇45鋼常化,HBS=162217；此時兩齒輪最小硬度差為217-162=55；比希望值略小些，可以初步試算。2) 齒數(shù)的選擇：現(xiàn)為軟齒面齒輪，齒數(shù)以比根切齒數(shù)較多為宜，初選=31=2.9031=89.9取大齒輪齒數(shù)z=90，則齒數(shù)比（即實際傳動比）為=z/z1=90/31=2.9032。與原要求僅差(2.9032-2.90)/2.90=0.1103%，故可以滿足要求。3) 選擇螺旋角： 按經(jīng)驗 ，81，按1計算得：Y1-110.9984計算齒形系數(shù)與許用應(yīng)力之比值：Y/=2.597/148.9744=0.0172Y/=2.177/137.1795=0.0156由于Y/較大，用大齒輪的參數(shù)Y/代入公式計算齒輪所需的法面模數(shù)：11) 按接觸強度決定模數(shù)值，取m=2.0mm12) 初算中心距：a=m(z1+ z)/2cos=2.0(31+90)/2cos11=123.26 mm標(biāo)準(zhǔn)化后取 a=123 mm13) 修正螺旋角：按標(biāo)準(zhǔn)中心距修正：14) 計算端面模數(shù)：15) 計算傳動的其他尺寸：16) 計算齒面上的載荷：齒輪的主要參數(shù)高速級低速級齒數(shù)24903190中心距118123法面模數(shù)2.02.0端面模數(shù)2.07102.0331螺旋角法面壓力角端面壓力角齒寬b52446860齒根高系數(shù)標(biāo)準(zhǔn)值11齒頂高系數(shù)0.97420.9813齒頂系數(shù)標(biāo)準(zhǔn)值0.250.25當(dāng)量齒數(shù)25.9197.3032.7795.14分度圓直徑49.70186.3963.02182.98齒頂高2.02.0齒根高2.52.5齒全高4.54.5齒頂圓直徑53.70190.3967.02186.98齒根圓直徑44.70181.3958.02 177.98基圓直徑4617559171三、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算軸是組成機械的主要零件，它支撐其他回轉(zhuǎn)件并傳遞轉(zhuǎn)矩，同時它又通過軸承和機架連接。所有軸上零件都圍繞軸心做回轉(zhuǎn)運動，形成一個以軸為基準(zhǔn)的組合體軸系部件。3.1軸的材料選取軸類零件應(yīng)根據(jù)不同的工作條件和使用要求選用不同的材料并采用不同的熱處理規(guī)范（如調(diào)質(zhì)、正火、淬火等），以獲得一定的強度、韌性和耐磨性。45鋼是軸類零件的常用材料，它價格便宜經(jīng)過調(diào)質(zhì)（或正火）后，可得到較好的切削性能，而且能獲得較高的強度和韌性等綜合機械性能，淬火后表面硬度可達4552HRC。40Cr等合金結(jié)構(gòu)鋼適用于中等精度而轉(zhuǎn)速較高的軸類零件，這類鋼經(jīng)調(diào)質(zhì)和淬火后，具有較好的綜合機械性能。軸承鋼GCr15和彈簧鋼65Mn，經(jīng)調(diào)質(zhì)和表面高頻淬火后，表面硬度可達5058HRC，并具有較高的耐疲勞性能和較好的耐磨性能，可制造較高精度的軸。精密機床的主軸（例如磨床砂輪軸、坐標(biāo)鏜床主軸）可選用38CrMoAIA氮化鋼。這種鋼經(jīng)調(diào)質(zhì)和表面氮化后，不僅能獲得很高的表面硬度，而且能保持較軟的芯部，因此耐沖擊韌性好。與滲碳淬火鋼比較，它有熱處理變形很小，硬度更高的特性。45鋼是軸類零件的常用材料，它價格便宜經(jīng)過調(diào)質(zhì)后，可得到較好的切削性能，而且能夠獲得較高的強度和韌性等綜合機械性能，調(diào)質(zhì)后表面硬度可達220-240HBS。根據(jù)傳動軸的制造材料（45鋼），毛坯類型可采用型材和鍛件，現(xiàn)選用鍛件；毛坯采用自由鍛造。3.2 高速軸的設(shè)計3.2.1 軸的受力分析由上述5.2.3中設(shè)計可求得小斜齒輪的嚙合力：小斜齒輪的分度圓直徑：d1=mnz1cos=232cos131724=47mm小斜齒輪的圓周力： Ft=2T1d1=24479147=1906N小斜齒輪的徑向力：Fr=Fttanncos=1906tan20cos131724=713N小斜齒輪的軸向力：Fa=Fttan=1906tan131724=450N7.2.2 初步確定軸的最小直徑先按文獻1式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻1表15-3，取A0=120，于是得：dmin=A03P1n1=12032.22473.33=20.1mm輸出軸的最小直徑應(yīng)該安裝V帶輪處，為了使軸直徑d-與V帶輪的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取V帶輪的型號。根據(jù)文獻7中表15-14查得帶輪的孔徑d：d=25mm由文獻1表8-10中可得 圖7.2.1 輪槽截面e=150.3mm、f=9mm，所以由求帶輪寬的公式B=（z-1）e+2f可得帶輪的寬為：B=z-1e+2f=4-115+29=63mm7.2.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計7.2.3.1 擬定軸上零件的裝配方案 裝配方案已在前面分析了，如圖7.1.2所示，軸的結(jié)構(gòu)與裝配圖如下：圖7.2.2 軸的結(jié)構(gòu)與裝配7.2.3.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度滿足帶輪的軸向定位要求。-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑d-=d-+2h=25+22.5=30m式中：h軸處軸肩的高度（mm），根據(jù)文獻1中P364中查得定位軸肩的高度h=0.070.1d-=0.070.125=1.752.5mm，故取h=2.5mm。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=35mm。V帶輪與軸配合的轂孔的長度L=63mm，為了保證軸端擋圈只壓在V帶輪上而不是壓在軸的端面上，故-段的長度應(yīng)比L稍短一些，現(xiàn)取l-=61mm。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30000型圓錐滾子軸承。根據(jù)文獻7中表12-24中參照工作要求并根據(jù)d-=30mm，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承320/32，其基本尺寸資料如下表7.2.1所示參數(shù)數(shù)值mm標(biāo)準(zhǔn)圖d32D58T17C13a14.0B17表7.2.1 320/32型圓錐滾子軸承由表7.1可得軸承尺寸為dDT=32mm58mm17mm，故d-=d-=32mm；而l-=l-=17mm。 左右兩個滾動軸承都采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得320/32型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取d-=d-=38mm。齒輪因為齒根圓到鍵槽處e=3.5mm，而2mt=22.06=4.12mm，因為e0.07d,故取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑d-=72mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取l-=12mm。軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸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l=30mm（參看圖7.3.2），故取l-=50mm。取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承寬度T=27mm，軸2大齒輪的寬度為B=40mm，則：l-=T+s+a+60-56=27+8+16+4mm=55mml=B+c+a+s-l-+3=40+20+16+8-12+3=75mm至此，經(jīng)過步驟基本確定了軸的各段直徑和長度，如上圖7.3.2所示，并歸納為下表7.3.3所示表7.3.3 低速軸的參數(shù)值參數(shù)名稱參數(shù)符號軸的截面（mm）軸段長度82502775125655軸段直徑45525562726055軸肩高度3.51.53.53.552.57.3.4.3 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，同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，長為，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7k6。滾動軸承和聯(lián)軸器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均為m6。7.3.4.4 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7.3.2。7.3.5 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖7.3.2）做出軸的計算簡圖（圖7.3.3）。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取a值。對于33011型圓錐滾子軸承，由于手冊中查得a=19mm。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距L2+L3=125mm+62mm=187mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖喝扭矩圖（圖7.3.4）圖7.3.4 高速軸的受力分析從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的MH、MV及M的值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力FNH1=FtL3(L2+L3)=421162187=1396NmmFNH2=Ft-FNH1=4211-1396=2915NmmFNV1=Fr-FNV2=1577-478=1099NFNV2=FrL2-Ma（L2+L3）=1577125-107730187=478N 彎矩MMH=FtL2L3L2+L3=421112562187=174520NmmMV1=FrL2L3(L2+L3)=157712562187=65357Nmm MV2=MV1-Ma=65357-107730=-42373Nmm總彎矩M1=174520+65357=186357NmmM2=174520+42373=179590Nmm扭矩TT=442191Nmm7.3.6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，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)式文獻1式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，軸的計算應(yīng)力ca=M1+TW=186357+（0.6442191）0.1603=15.01MPa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻1表15-1查得-1=60MPa。因此ca0.07d,故取h=7.5mm，則直徑d-=60mm。取安裝齒輪處的軸段IV-V的直徑d-=45mm；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪輪轂的寬度為40mm，為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此齒段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l-=61mm。兩齒輪輪轂之間的距離為20mm，所以l-=20mm。 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承寬度T=19mm，軸2大齒輪的寬度為B=40mm，則：l-=l-=a+s+T+4=16+8+19+4=47mm至此，經(jīng)過步驟基本確定了軸的各段直徑和長度，如上圖7.3.2所示，并歸納為下表7.4.1所示表7.4.1 中間軸的參數(shù)值參數(shù)名稱參數(shù)符號軸的截面（mm）軸段長度4761203647軸段直徑4045604540軸肩高度2.57.57.52.57.4.2 軸上零件的周向定位 大小齒輪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，同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，長為，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7k6。滾動軸承和聯(lián)軸器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均為m6。7.4.3 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7.4.1。四、 聯(lián)軸器的選擇及計算聯(lián)軸器是連接兩軸和回轉(zhuǎn)件，在傳遞運動和動力過程中使他們一同回轉(zhuǎn)而不脫開的一種裝置。聯(lián)軸器還具有補償兩軸相對位移、緩沖和減振以及安全防護等功能.4.1聯(lián)軸器的選擇和結(jié)構(gòu)設(shè)計以輸入軸為例進行聯(lián)軸器的介紹：根據(jù)所選電動機的公稱直