变速箱课程设计说明书.docx
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变速箱课程设计说明书
一、传动方案拟定.2
二、电动机的选择.…….3
三、计算总传动比及分配各级的传动比.…….4
四、运动参数及动力参数计算………………………….…….4
五、传动零件的设计计算………………………………….….5
六、轴的设计计算…………………………………………17
七、键联接的选择及计算………………………….…………30
八、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…31
九、减速器机体结构尺寸及附件………………………………32
十、润滑密封设计………………………………….…………34
十一、联轴器设计………………………………….…………..34
十二、零件图设计………………………………….…………..35
十三、完成装配图………………………………….…………..36
十四、设计小结………………………………….……………..36
参考文献
致谢
F=2600N
V=1.3m/s
D=300mm
nw=83r/min
计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
设计二级圆柱斜齿轮减速器
已知条件:
1.运输带工作拉力:
F=2.6kN;
2.运输带工作速度:
v=1.3m/s;
3.卷筒直径:
A300mm
4.使用寿命:
8年;
5.工作情况:
两班制,(每年300天),连续单向运转,载荷较平稳;
6.制造条件及生产批量:
一般机械厂制造,小批量生产.
1.确定传动装置总体设计方案:
传动设计方案有:
⑴单级圆柱齿轮传动+链传动;⑵V带传动+单级圆柱齿轮传动;⑶两级圆柱齿轮传动;⑷圆锥、圆柱齿轮传动;⑸蜗杆传动。
先由已知条件计算驱动卷筒的转速nw,即:
600000V60汇1000心.3“.
nw83r/min
nD300兀
一般选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机,因此,传动装置总传动比约为8或12。
由于工作环境灰尘较大,故方案⑴和方案⑵不合适;方案⑸不适宜长时间连续工作,且成本较高;由于对结构尺寸无特别要求,且考虑到其经济性,方案⑶比方案⑷制造成本低,故选取方案⑶。
方案⑶传动装置简图如下:
o
T
二、电动机选择
1、电动机类型的选择:
丫系列三相异步电动机
2、电动机功率选择:
(1)传动装置的总功率:
42
=0.96x0.99x0.97x0.99x0.95
=0.816
n总二0.816
(2)电机所需的工作功率:
Pw
FV二2600j3=4.14kw1000总10000.816
3、确定电动机转速:
P工作
=4.14KW
经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i.=2〜4,
I
二级圆柱斜齿轮减速器传动比i一=8〜40,
I
则总传动比合理范围为i_=16〜160,电动机转速的可选范围为n一=i-xnw=(16〜160)x83=1328〜13280r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,
选定型号为丫132S—2的三相异步电动机,它为卧式封闭
结构
查《课程设计指导书》P142表14.1选取电动机额定功率
Ped=5.5kw
方案
电动机
型号
额定功率
Ped
kw
电动机转速
电动机重量
Kg
传动装置的传动比
同步转速
满载转速
总传动比
V带传动
减速器
1
Y132S1
-2
5.5
300
0
290
0
70
27.3
6
2
13.68
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比:
iahnm=29°°,34.94
nw83
2、分配传动装置传动比
ia—i0Xi
式中io,ii分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取io=2.6,则减速器传动
比为i=ia/i0=13.44
根据各原则,查图得高速级传动比为i1=4.34,则i2=i/i1=3.10
四、运动参数及动力参数计算
1、各轴转速
取电动机为0轴,高速轴为1轴,中间轴为2轴,低速轴为3轴,
电动机型
号
Y132S1-
2
i总=34.94
据手册得
I1=4.34
12=3.10
各轴转速为:
n0=nm=2900r/min
P0=Pd二4.14kw
R二P°1=4.140.963.97kw
P223=3.970.990.97:
3.81kw
P^=P223=3.810.990.97:
3.66kw
F4-3.660.990.99=3.95kw
3.
Pi=6.65KW
Pii=6.45KWPiii=6.13KW
P4=3.95kw
各轴转矩
T°=9550P°:
1.36104Nmm
n。
T1=9550P1:
3.395104Nmmn1
P25
T2=95502:
1.415105Nmm
n2
T3=9550P:
4.620105Nmm
n3
将以上计算结果整理如下表:
项目
O轴
I轴
II轴
III轴
转速(r/min)
2900
1115.4
257.0
83
功率(kw)
4.14
3.97
3.81
3.66
转矩(N?
m)
13.6
33.95
141.5
462.0
传动比
2.6
4.34
3.10
效率
0.96
0.96
0.96
五、传动零件的设计计算
5.1.设计V带和带轮
1.确定计算功率
查课本Pi63表8-7得:
kA=1.1
巳a二kAP=1.14.14=4.55kw,式中「为工作情况系数,
p为传递的额定功率,既电机的额定功率.
2.选择带型号
根据Pca=4.55kw,kA-1.1,可选用带型为A型带.
3.选取带轮基准直径dd1,dd2
查课本P155表8-6和P157表8-8得小带轮基准直径
dd1=90mm,则大带轮基准直径dd^igdd1=2.690=234mm.
4.验算带速v
=13.66m/s:
:
:
35m/s
ndd1n。
HX90X2900
V=
601000601000
30m/s范围内,V带充分发挥
5.确定中心距a和带的基准长度
v=13.66m/s
由于
07(於必+%)三州£2(血+%),
所以0.7(90+234)va0<2(90+234)初步选取中心距a:
a0=628mm,初定中心距a0=500mm,所以带长,
2
*兀(dd2—de)
Ld=2a。
+—(dd1+dd2)+=1502mm.查课本P46
24a°
表8-2选取基准长度Ld=1600mm得实际中心距
F
a=a0+=549mm
a0=500mm
2
取a二549mm
6.验算小带轮包角宀
、=180_dd2-d"180=165,包角合适。
a兀
7.确定v带根数z
因dd1=90mm,带速v=13.66m/s,传动比i0=2
查课本P152表8-4a和8-4b,并由内插值法得
p0=1.67.匚p0=0.35.
查课本P146表8-2得Kl=0.99
查课本P155表8-5,并由内插值法得K.:
=0.96
Ld=1600mm
a二549mm
dd1=90mm
dd2=234mm
由P154公式8-22得
故选Z=3根带
8.计算预紧力F。
查课本P149表8-3可得q=0.1kg/m,故:
Z=3
单根普通V带张紧后的初拉力为
FCa2.52
F0=500乂—(—_1)+qv=107.7Nzvk«
9.计算作用在轴上的压轴力Fp
F=107.7N
利用P155公式8-24可得:
Fp=2zF°sin'1=645.6Np2
5.2.齿轮传动的设计计算
一:
设计减速器的高速级齿轮
1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
⑴根据传动方案,选用斜齿圆柱齿轮传动。
⑵运输机为一般工作机器,速度不高,故选用8级精度
(GB10095-88)。
⑶材料选择。
由《机械设计》P191表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS大齿轮材料为45钢(调质),硬度
为240HBS二者材料硬度差为40HBS
⑷选小齿轮齿数26,大齿轮齿数z2二i忆=4.3426=1128
圆整后齿数取Z2=113。
⑸初选螺旋角为1"5。
2•按齿面接触强度设计
按照下式试算:
/、2
2KtT1i+1
ZhZe
°di
Ix】丿
d1t-3
⑴确定公式内的各计算数值
1
Z2二113
转矩T2=3.399104N.mm
2试选载荷系数2.0
3由《机械设计》P205表10-7选取齿宽系数d-1
4由表《机械设计》P201表10-6查得材料的弹性影响系数
1
Ze=189.8MPa2
5由《机械设计》P207图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触
疲劳强度极限二Hlim1=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限
-Hlim2=550MPa
6由《机械设计》P206式10-13计算应力循环次数
N,=60nJLh=3.127109
N2二N,/i=7.20108
7由《机械设计》P207图10-19查得接触疲劳寿命系数
KHN1=0.91,KHN2-1.16
8计算接触疲劳应力
9
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式10-12得:
③计算齿宽b及模数mnt
b=dd1t=39.57mm
h=2.25mnt二7.673mm
v=2.310m/s
bh=11.96
4计算纵向重合度;
:
=0.318dZitan-2.215
5计算载荷系数
查《机械设计》P190表10-2得载荷系数KA=1
根据v=2.310m/s,8级精度,由《机械设计》P194图10-8查
得动载荷系数KV=1.12
由《机械设计》P196表10-4查得:
Khb=1.4509
「=2.215
由《机械设计》P195表10-13查得Kf:
=1.295
由《机械设计》P193表10-3查得Kh_.=Kf一.=1.4
因此,载荷系数K二KaKvKh-Kh:
=2.275
6
按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
7
计算模数
3.按齿根弯曲强度设计
按下式计算:
32KTYcos2:
YFaYsamn-/dZ12:
亠J
⑴确定公式内的各计算数值
1计算载荷系数
K二KaKvKf:
.Kj=2.03
2根据纵向重合度厂=2215,从《机械设计》P215图10-28查得螺旋角影响系数丫-:
二0.88
3计算当量齿数
mn=1.53
Zvi328.85
cosp
z2
zv2—3——=125.39
cos3:
4查取齿形系数
由《机械设计》P200表10-5查得YFa1=2.533,YFa2=2.160
5查取应力校正系数
由《机械设计》P200表10-5查得庆胡=1.619,YSa2=1.810
6由《机械设计》P208图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极
限匚FE1=500MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限匚FE2=380MPa
7由《机械设计》P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数
Kfn1=0.86,Kfn2=0.92
8计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-12得:
屛1=Fkn1 S tF2二Fkn^FE2=249.71MPa S K=2.03 ;: =2.215 Y二0.88 计算小、大齿轮的[卄并加以比较 YfM1=0.01335 玩1 YFa2YSa2=0.01566 -fI 小齿轮的数值较大。 ⑵设计计算 mn-1.55 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取m=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di=41.31mm来计算应有的齿数。 于是由: mn 取Zi=20,则Z? =iiZi=4.37623=86.8,取z? =87。 4. Mn=2.0 几何尺寸计算 ⑴计算中心距 将中心距圆整为111mm ⑵修正螺旋角 BuarccosU+Z2mn二帖少阳。 " 2a 因[值改变不多,故参数: 、K-: 、ZH等不必修正。 ⑶小、大齿轮的分度圆直径 d1=Z1m;=41.50mmcos: a1=111mm d2=Z2m: =180.50mmcosP ⑷计算齿宽 b二dd1=41.50mm P 1525'40" 圆整后,小齿轮齿宽B^50mm,大齿轮齿宽B2=42mm。 二: 设计减速器的低速级齿轮 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 ⑴根据传动方案,选用斜齿圆柱齿轮传动。 ⑵精度等级仍选用8级精度(GB10095-88)。 ⑶材料选择。 由《机械设计》P189表10-1选择小齿轮材料为40Cr B^50mm (调质),硬度为280HBS大齿轮材料为45钢(调质),硬度为 240HBS二者材料硬度差为40HBS B2=42mm ⑷选小齿轮齿数Z3=24,大齿轮齿数Z4二i2Z3=3.1024=75,圆整 齿数取75。 ⑸初选螺旋角为一: =15。 2•按齿面接触强度设计 按照下式试算: d1t-3 f、2 2KE"「'ZhZe d-,Z ⑴确定公式内的各计算数值 1转矩T3=1.416105N.mm 2试选载荷系数Kt=1.6 3由《机械设计》P205表10-7选取齿宽系数'd-1 4由《机械设计》P201表10-6查得材料的弹性影响系数 1F Ze=189.8MPa2 5由图《机械设计》P20710-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触 疲劳强度极限;二Hlim3二600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限 CHlim4=550MPa 6由《机械设计》P206式10-13计算应力循环次数 汕=60n2jLh=7.2108 N2二N1/i=2.3108 7由《机械设计》P207图10-19查得接触疲劳寿命系数 Khn3=1.035,Khn4=1.095 8计算接触疲劳应力 取失效概率为1%,安全系数S=1,由式10-12得: -H3 KHN3'Hlim3 1.035600 1 =621MPa KHN4JHlim4 1.095550 1 =602.25MPa 8 N1=7.2x10’ N2=2.3如05**8 21. dt3-3 因此,许用接触应力! 十I-九「人42=611.6MPa 9由《机械设计》P215图10-30选取区域系数ZH=2425 10由《机械设计》P214图10-26查得;一3=0.765,;0.855 因此有;;.3•;一4=1.62 ⑵设计计算 1试算小齿轮分度圆直径d3t,由计算公式得: 3计算齿宽b及模数mnt b=dd3t=59.39mm h二2.25mnt二5.38mm bh=66.13-6.28=11.04 4计算纵向重合度y ;=0.318dz3tan■=1.982 5 v=0.80m/s 计算载荷系数 查《机械设计》P190表10-2得载荷系数KA=1 根据v=0.8m/s,8级精度,由图10-8查得动载荷 数Kv=1.03 由《机械设计》P194表10-4查得: Khb=1.456 由《机械设计》P198表10-13查得心上1.41 由《机械设计》P195表10-3查得心-.=心-.=1.4 6 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 ⑦计算模数 3.按齿根弯曲强度设计 按下式计算: ⑴确定公式内的各计算数值 ①计算载荷系数 K二KaKvKf: K「=2.10 ②根据纵向重合度=1.824,从图10-28查得螺旋角影响系数 7由《机械设计》P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 KFN3-0.92,KFN4-0.93 8计算弯曲疲劳许用应力 9 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-12得: 丫异丫着“.01255 '-F3 丫Fa4丫Sa4=0.01555 '-FJ4 小齿轮的数值较大。 2 1241.62 ⑵设计计算 ⑵修正螺旋角 P=arccos忆+Z4mrl=15七'20" 2a 因[值改变不多,故参数;_.、KZH等不必修正。 ⑶小、大齿轮的分度圆直径 d3=Z'm: =59.56mm cos- d4186.44mm cosP ⑷计算齿宽 b二dd3=59.56mm m=2.5mm Z3二23 z4二72 a2=123mm 圆整后,小齿轮齿宽B3=65mm,大齿轮齿宽B4=60mm 6.轴的设计计算 1、选择轴的材料: B3二65mm 在减速器中有三根轴,传递的功率都属于中小型功率,故轴 B4二60mm 的材料可选择45钢,经调质处理。 2.初算最小轴径: 1) 高速轴的最小轴径为 该轴段上有一键槽,将计算值加大3%,d1=18.87mm故取 19mm 2) 3) 中间轴的最小轴径为=27.02mm 低速轴的最小轴径为''-''- 取28mm .6m 因为该轴上有键槽所以将其值加大7%算得,取36mm 3.轴的校核与结构设计 高速轴 1234567 先按课本15-2初步估算轴的最小直径,由于是齿轮轴,选 取轴的材料为40Cr,调质处理,根据课本P361表15-3取112 dmi^AoV'P^"18.3mm 轴的最少直径显然是安装在带轮的直径d-H,由手册查取 1)d1=19mm,丨1=28.5mm, 2)第2段轴的直径与长度: 根据内机壁到轴承座端面的距离 丨2=50mm轴承端盖凸缘厚度e=7.2mm轴承端面到箱体内壁 的距离△3=11mm轴承宽为15mm为了方便装拆,螺钉得长度 为22mm取端盖的外端面与带轴左端面间的距离l=54.2mm, 故12=54.2mm,d2=20mm 3)第3段与第7段轴: 初步选择球轴承,因轴承同时受到径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承.参照工作要求并根据d2=20mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承7205C,其尺寸为的 dDB=25mm52mm15mm,故d3=d7二25mm,而根 据B和厶1和厶3分别为10和11,所以13=28mm. 4)第5段轴: 根据小齿轮的直径与轴相近,故设计为齿轮轴,根据小齿轮的齿宽和齿根圆直径可决定 d5=45.5mm,l5=50mm. 5)第4段轴: 轴承用挡油盘定位,此段轴为非定位轴肩, l4=78.5mm,d4=31mm 6)第6段轴: d6=31mm,|6=8mm 7)第7段轴: d7=25mm,|7=28mm 中速轴 123567 1)对第1,7段: 初步选择滚动轴承,因轴承同时受到径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承.参照工作要,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的触球轴承7208C,dDB=40mm80mm18mm d =d7=40mm,h=l7=31mm, 2)对第2段: 由书本P364为定位轴坚,所以d2=46mm,|2=8mm, 3)对第3段: 根据小齿轮的直径与轴相近,所以d3=63.56mm,13=65mm 4)对第4段: d4=54mm,△4=12,I4=9.5mm 5)对第5段: 由书本P221因为大齿轮2的直径为 180.50mm,160<180.05<500,所以选用复式板结构为宜,d5二50mm,15二40mm 6)对第6段: 由书本364知,为非定位轴肩,d^46mm,l^14mm 低速轴 1234567 各轴端的直径和长度如图所示 设计说明: 根据最少直径为34.6mm安装轴承,1段和5段直径45mm,2端为定位轴肩,直径取50mm故3段直径根据2段和4段可取58mm,6段根据毡圈的宽度,直径取40mm,7段根据非定位轴肩取36mm 确定长度: 1段根据端盖螺钉的长度(方法同I轴)可取 44.5mm,2段根据齿宽取58mm3段取5.6mm,4段取60.4mm5段取32mm方法同I轴),6段取50.2mm方法同I轴),7段根据联轴器取75mm 轴强度的校核: 对高速轴 1)计算轴向力 Ft1=1636N,Fr1=618N,Fa仁451N,FP=645.6N 在水平平面内: RH1=-401.6N RH2=1392N 绘制水平平面弯矩图: MHB=4419Nmm MHC=7447Nmm 在竖直平面内: RV仁239N RV2=379N 绘制竖直平面内的弯矩图: MVA=0 MVC左=38994Nmm MV(右=10918Nmm 合成弯矩图 MB=4419Nmm MC左=84063Nmm MC&=167927.7Nmm 转矩T=T1=33950Nmm Mmax=M1=84063Nmm 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 取a=0.6,轴的计算应力 d=Jmax2(汀1)1=10.9MPa W 前已选定轴的材料为45,调质处理。 ],此轴合理安全 查表15-1得上」]=60MPa,因此 校核轴的疲劳强度 (1)判断危险截面 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面B和C处过盈 配合引起的应力集中最严重;由第三章附录可知,键槽的应力集中系数比过盈配合的小,因而该轴只需校核截面C左右两侧即可。 (2)截面C左侧 抗弯截面系数W=0.ld=0.1x313=2438.9mrn 抗扭截面系数W=0.2d3=0.2x3
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