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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=300mm，传送速度=0.7m/s，扭矩=900N.m设计条件：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。题号项目123456鼓轮直径 mm300330350350380300传送带传送速度 m/s0.630.750.850.80.70.7传送带从动轴所要扭矩 N.m7006706509501050900- 29 -二、电动机的选择计算2.1、选择电动机的种类、类型和结构形式2.2、选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YZ型或YZR型.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 式中 电动机额定功率，kw 工作机所需电动机功率，kw由于传送带从动轴扭矩为M=900N/m,V=0.7m/s,D=300mm所以 F=6000N PW=4.2KW传动装置总效率：=带齿承联卷筒查4.2-9表可得：皮带传动效率：=0.96齿轮传动效率：=0.97（齿轮精度为8级）滚动轴承效率：=0.99联轴器效率：=0.99滚筒效率：=0.96则传动总效率为：=0.96*0.97*0.99*0.99*0.96=0.816所需电动机功率Pr=5.15KW =4.2KW表4.2-9：机械设计课程设计书=0.8162.3确定电动机的转速2.4分配传动比滚动轴转速 =44.52方案号电动机型号额定功率/kw同步转速/r/min满载转速/r/min电动机质量/kg总传动比1Y112M-44.0150014405132.352Y132M2-65.510009607321.56综合比较两方案，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Y132M2-6，额定功率5.5kw，同步转速1000r/min，满载转速960r/min，由表4.12-2查得电动机中心高H=132mm，外伸轴段DE=38mm80mm。总传动比 i = = = 21.56查表4.2-9 取i带=2.5，则减速器的传动比为i减= = =8.624两级齿轮减速器中：高速级的传动比 =3.412低速级的传动比 =2.528=44.52表4.2-9：机械设计课程设计书i = 21.56i减 =8.624=3.412=2.528三、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，等，相邻两轴间的传动效率为，等，各轴输入功率为,各轴转速为n1，n2等，各轴的输入转矩为、则由已知数据可算得各轴运动及动力参数如下0轴：P0=Pr=5.15KW n0=960r/min T0=9.55 N=9.55*10=51.23 轴：P1=P001联=5.15*0.96*0.99=4.89KW n1=384r/min T1=9.55=9.55*10=121.61N.m轴：P2=P112=P1齿承*4.89*0.97*0.99=4.70KWI减=8.624 i1=3.412 n2=112.5r/minT2=9.55=9.55*=398.98 N轴：P3=P223=P2齿承*4.70*0.97*0.99=4.51KWI2=2.528n3=44.5r/minT3=9.55=9.55*=967.88 N轴：P4=P334=P3齿联*4.51*0.99*0.99=4.42KWN4=n3=44.5r/minT4=9.55=9.55*=948.56 NP0=5.15KW=960r/min T0=9.55 NP1 =4.89KW=384r/minT1 =121.61N.mP2 =4.70KW=112.5r/minT2 =398.98 NP3 = 4.51KW= 44.5r/minT3 = 967.88 NP4 =4.42KW=44.5r/minT4 =948.56 N将上述结果汇总列于下表：根据V带设计，得到i01=2.54，对所得结果进行校核，校核后的结果如下表所示轴序号功率P/kW转速n/(rmin)转矩T/(Nm)传动形式传动比效率05.1596051.23带传动2.50.954.89384121.61齿轮传动3.4120.964.70112.5398.98齿轮传动2.5280.964.5144.5967.88联轴器1.00.984.4244.5948.56轴序号功率P/kW转速n/(rmin)转矩T/(Nm)传动形式传动比效率05.1596051.23带传动2.540.954.89378123.54齿轮传动3.3850.964.70111.7401.84齿轮传动2.5080.964.5144.5967.88联轴器1.00.984.4244.5948.56四、V带传动的设计和选择 1、计算功率 由表8-3查得 取，故=1.15.15 Kw=5.665Kw2、选取V带型号 根据=5.665kw和小带轮转速960r/min，由图可知工作点处于A,B型相邻区之间，取A型和B型分别计算，最后择优选择。带型带数（根）单根张紧力（N）作用在轴上的力（N）单根V带功率（kW）单根V带增量功率（kW）A型517016591.160.11B型323913822.100.30对于A型带3（A）、小轮基准直径和大轮基准直径希望结构紧凑，由表8-4并参考8-2a，取=112mm , 则大轮的基准直径 由8-4取=280mm ，此时从动轮实际转速=（9601120.99）280=380.16r/min误差 ,合适 4（A）、验算带速 5（A）、初定中心距 现根据结构要求，取=350mm表8-3：机械设计基础第七版=5.665Kw表8-4：机械设计基础第七版表8-2a：机械设计基础第七版=112mm=280mm=380.16r/minV=5.63m/s=350mm 6（A）、初算带的基准长度由8-1选 7(A)、实际中心距中心距a可调整，则 8（A）、小带轮包角 9（A）、单根V带所能传递的功率根据和=112mm查表8-2a，用插值法求得 10（A）、单根V带传递功率的增量查表8-2b得： 11（A）、计算v带的根数 由表8-5查得由表8-6查得 故取五根，所采用的V带为A-14005 12（A）、作用在带轮轴上的力 由表8-8查得q=0.10Kg/m，故 a=382mm表8-2a：机械设计基础第七版表8-5：机械设计基础第七版表8-6：机械设计基础第七版表8-8：机械设计基础第七版q=0.10Kg/m对于B型带3（B）、小轮基准直径和大轮基准直径希望结构紧凑，由表8-4并参考8-2a，取=140mm , 则大轮的基准直径 由8-4取=355mm ，此时从动轮实际转速=（9601400.99）280=374.8r/min误差 ,合适4（B）、验算带速 5（B）、初定中心距 现根据结构要求，取=440mm6（B）、初算带的基准长度由8-1选 7(B)、实际中心距中心距a可调整，则 8（B）、小带轮包角表8-4：机械设计基础第七版=140mm=355mm=374.8r/minV=7.04m/s=440mm表8-1：机械设计基础第七版a=398mm9（B）、单根V带所能传递的功率根据和=112mm查表8-2a，用插值法求得 10（B）、单根V带传递功率的增量查表8-2b得： 11（B）、计算v带的根数 由表8-5查得，由表8-6查得 故取三根，所采用的V带为B-16003 12（B）、作用在带轮轴上的力 由表8-8查得q=0.17Kg/m，故 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 计算机功率kw5.665V带类型B小轮直径mm140大轮直径mm355带速m/s7.04基准长度l440实际中心距mm398小带轮包角根数3表8-2a：机械设计基础第七版表8-2b：机械设计基础第七版表8-5：机械设计基础第七版表8-8：机械设计基础第七版q=0.17Kg/m五、齿轮的设计5、1高速级齿轮的设计和计算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400600mm时，一般采用锻造毛坯，当直径大于400-600mm或结构形状复杂不宜锻制时，因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T=123.5410Nmm转速n=378r/min传动比i=3.3851、齿面接触疲劳强度计算（1）选择齿轮材料，确定许用接触应力根据工作要求，采用齿面硬度350HBS,查表9-5有小齿轮选用40钢，调质，硬度为260HBS大齿轮选用42钢，调质，硬度为220HBS小齿轮许用接触应力=380+HBS=（380+260）MPa=640MPa大齿轮许用接触应力 =380+HBS=（380+220）MPa=600MPa（2）选择齿轮宽度系数轻型减速器，故取=0.4表9-5：机械设计基础第七版=640MPa=600MPa=0.4（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=1.3（4）初步计算中心距a=46（i+1）=46（3.385+1）mm=139mm（5）选择齿数、螺旋角，确定模数 取小齿轮齿数=20，则=i=3.38520=67.7，取=68 初步选定,则法向模数为 查表9-1，取,重新计算精确的螺旋角,即 在范围内，上述参数合适。（6）确定其他尺寸分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 中心距 大齿轮齿宽 ，取小齿轮齿宽 ，取K=1.3a=139mm表9-1：机械设计基础第七版a=139mm（7）确定齿轮精度等级齿轮圆周速度根据工作要求及圆周速度，查表9-3，取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9-7有（2）查齿形系数，比较斜齿轮应按当量齿数查值由表9-6查得，因，应验算小齿轮（3）验算弯曲应力 验算合用表9-3：机械设计基础第七版表9-7：机械设计基础第七版表9-6：机械设计基础第七版5.2低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T=401.8410Nmm转速n=111.7 r/min传动比i=2.5081、齿面接触疲劳强度计算（1）选择齿轮材料，确定许用接触应力根据工作要求，采用齿面硬度350HBS，查表9-5有小齿轮选用40钢，调质，硬度为260HBS大齿轮选用42钢，调质，硬度为220HBS小齿轮许用接触应力=380+HBS=（380+260）MPa=640MPa大齿轮许用接触应力 =380+HBS=（380+220）MPa=600MPa（2）选择齿轮宽度系数轻型减速器，故取=0.4（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=1.3（4）初步计算中心距a=46（i+1）=46（2.508+1）mm=182mm（5）选择齿数、螺旋角，确定模数 取小齿轮齿数=25，则=i=2.50825=62.7，取=63 初步选定,则法向模数为 查表9-1，取，重新计算精确的螺旋角,即 在范围内，上述参数合适。表9-5：机械设计基础第七版=640MPa=600MPa=0.4K=1.3a=182mm表9-1：机械设计基础第七版2、验算齿轮弯曲疲劳强度（6）确定其他尺寸分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 中心距 大齿轮齿宽 ，取小齿轮齿宽 ，取因小齿轮面硬，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根据工作要求及圆周速度，查表9-3取9级精度2、验算齿轮弯曲疲劳强度（1）确定许用弯曲应力（2）查齿形系数，比较斜齿轮应按当量齿数查值由表9-6查得，a=182mmV=1m/s表9-3：机械设计基础第七版表9-6：机械设计基础第七版因，应验算小齿轮（3）验算弯曲应力 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2025齿数6863模数m34直径63.18mm103.41mm直径214.82mm260.60mm中心距a139mm182mm齿宽65mm80mm齿宽60mm75mm 六、轴的设计计算与强度校核61.1高速轴轴向尺寸和径向尺寸6.1.2轴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P1，转速n1和转矩T1 高速轴为输入轴，最小直径处和V带轮轴孔直径。P1 =4.89KW =378r/min T1 =123.54N.m2、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HL2。初步确定输入轴外伸段直径由表12-2查得C= 118107，于是得 dmin = = 25mm 3、轴1的径向尺寸 A段：d1 = 25 mm（由联轴器确定）B段：d2 = d1+1.6（34）=25+1.6（34）=29.831.4 mm，取d2=31mmC段：d3= d2 +22=31+4=35mm（轴承型号为30207E）D段：d4=42mm(根据C段轴承型号确定)E段：d5=69.18mm（齿顶圆直径）F段：d6= d4=42mmG段：d7= d3= 35mm 4、轴1的轴向尺寸A段：L1 = 62mm（根据联轴器型号确定）B段：L2 =（1520）+e+k+- 20 -（1015）L2=（1520）+e+m=15+9.6+37=61.6，（机械设计课程设计P162） C段：L3 =17mm（轴承确定） D段：L4 = 168.5-（8+65）+4=99.5 mm （根据内壁间距求的）E段：L5 =65（小齿轮宽度）F段：L6=+（35）=1113mm，取L6=12mmG段：L7= L3 =17mm 已知数据：齿轮节圆直径 B=65mm 最小直径 表12-2：机械设计基础第七版（1） 决定作用在轴上的载荷圆周力径向力轴向力（2） 决定支点反作用力及弯矩支承反力 截面弯矩： 支承反力： 截面II的弯矩： 合成弯矩： 轴上转矩（3） 计算II、IIII直径 轴II处当量弯矩62.1轴2的横向尺寸和径向尺寸轴IIII处当量弯矩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11、已知中间轴上的功率P2，转速n2和转矩T2 P2= 4.70kW，n2 = 111.7 r/min，T2 =401.84Nm2、由轴承型号， 初步确定轴的直径轴的材料用45钢，正火，由表12-2查得C=118107估算齿轮轴径d=37.2241.04mm，取dmin=40mm选取30208E轴承型号 3、轴2的径向尺寸 A段：d1 = 40mmB段：d2 = d1+2（34）=40+2（34）=4648mm，取d2=47mmC段：d3= 111.41mm（小齿轮齿顶圆直径）D段：d4=44+（34）2=50mm(定位轴肩)E段：d5=40+2+2=44mm（非定位轴肩）F段：d6= d4=40mm表12-2：机械设计基础第七版6.2.2轴2的强度校核4、轴2的轴向尺寸A段：L1 = 18mm（根据轴承型号确定）B段：L2 =8+4=12mm C段：L3 =80mm（小齿轮的齿宽） D段：L4 =10mm（8-15mm任取）E段：L5 =60-2=58mmF段：L6=18+4+8+2+2.5=34.5mm（1） 决定作用在轴上的载荷 a=53.5mm b=80mm c=61mm （2）决定支点反作用力及弯矩支承反力截面弯矩支承反力 截面弯矩II：IIII：合成II：IIII：轴上转矩 （4） 计算II、IIII直径轴II处当量弯矩轴IIII处当量弯矩II处直径，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26.3.1轴3的轴向尺寸和径向寸尺6.3.2轴3的强度校核1、求输入轴上的功率P1，转速n1和转矩T1 低速轴3为输出轴，最小直径处和V带轮轴孔直径。P3=4.51KW =44.5r/min T1 =967.88N.m2、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12-2查得C= 118107，于是得 dmin = = 49.8955.06，取dmin =50mm 联轴器选TL9。 3、轴1的径向尺寸 A段：d1 = 50mmB段：d2 = d1+2.53=57.5mm（定位轴肩）C段：d3= 65mm（轴承型号为30213E）D段：d4=74mm(根据C段轴承型号确定)E段：d5= d6 +2.53=76.5mm（定位轴肩）F段：d6= d7 +4= 69mmG段：d7= d3= 65mm 4、轴1的轴向尺寸A段：L1 = 112mm（根据联轴器型号确定）B段：L2 =（1520）+e+k+- 20 -（1015）L2=（1520）+e+m=15+12+31=58（机械设计课程设计P162） C段：L3=23mm D段：L4 = 67mm（根据内壁间距求得）E段：L5 =20（15-30任取）F段：L6=大齿宽-2=75-2=73mmG段：L7= 23+4+8+2.5+2=39.5mm已知数据：轴上大齿轮节圆直径，螺旋角，啮合角，齿轮轮毂宽B=75mm，支承点与半联轴器端部的距离a=181.5mm，支承点与齿轮中点间的距离b=136mm，c=63.5mm稳定工作时轴传递的额定转矩T=967.88Nmm（1） 决定作用在轴上的载荷圆周力径向力轴向力表12-2：机械设计基础第七版机械设计课程设计P162（2） 决定支点反作用力及弯矩支承反力 截面II弯矩支承反力 截面II的弯矩 合成弯矩 轴上转矩画出轴的当量弯矩图，如图所示，从图中可以判断II弯矩值最大，而截面IIII承受纯扭，故决定直径是，应根据此两截面进行计算。（3） 计算II、IIII直径已知轴的材料为45刚，正火，查表得 轴II处当量弯矩轴IIII处当量弯矩故轴截面II处的直径，合理轴