变速箱设计.docx
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变速箱设计
湖南涉外经济学院
机械设计课程设计计算说明书
题目
带式输送机传动装置设计
学生姓名
陈小海
学院
机械工程学院
专业
材料成型与控制工程
学号
指导教师
二〇一二年四月二十日
一、传动方案拟定…………….……………………………….2
二、电动机的选择……………………………………….…….2
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………………………….…….5
五、传动零件的设计计算………………………………….….6
六、轴的设计计算………………………………………….....12
七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…19
八、键联接的选择及计算………..……………………………22
计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
工作情况:
使用期限12年,两班制(每年按300天计算),单向运转,转速误差不得超过±5%,载荷有轻微振动
(1)原始数据:
运输带有效拉力F=1400N
运输带工作速度V=1.2m/s
卷筒直径D=260mm。
二、电动机选择
1、电动机类型的选择:
选用Y型三相笼式异步电动机,封闭式结构,电压380V。
2、电动机功率选择:
(1)传动装置的总功率:
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.96
=0.8674
(2)电机所需的工作功率:
P工作=FV/1000η总
=1400×1.2/(1000×0.8674)
=1.94KW
3、确定电动机转速:
计算滚筒工作转速:
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×1.2/(π×260)r/min
=88.15r/min
按[2]表3-2推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~5。
取V带传动比I’1=2~4,则总传动比理时范围为I’a=6~20。
故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒=(6~20)×88.15r/min=528.88r/min~1762.95r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。
根据容量和转速,由[2]表17-7可知有三种适用方案,如下表所示:
方
案
电机
型号
额定
功率
电机转速
传动装置的传动比
同步
满载
总传动
V带传动
减速器
1
Y100L1-4
2.2
1500
1430
16.222
3
5.41
2
Y112M-6
2.2
1000
940
10.664
3
3.55
3
Y132S-8
2.2
750
710
8.054
3
2.69
综合考虑,电动机和传动装置的尺寸和带传动、减速器的传动比选择第二个方案,因此选定电动机型号Y112M-6,
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y112M-6。
三、计算总传动比及分配各级的伟动比
1、总传动比:
i总=n电动/n筒=940/88.15=10.664
2、分配各级传动比
为使V带传动外廓尺寸不致于过大,所以取带传动比为2.8,而减速器为一级传动,故圆柱齿轮传动比i=3.809。
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速(r/min)
nI=n满载=940r/min
n
=nI/i带=940/2.8=335.714r/min
n
=n
/i齿轮=335.714/3.809=88.137r/min
nIv=n
计算各轴的功率(KW)
PI=Pd=2.2KW
PII=PI×η带=2.2×0.96=2.112KW
P
=PIIη轴承×η齿轮=2.112×0.99×0.97=2.208KW
PIv=P
×η轴承×η联轴器=2.208×0.99×0.99=1.988KW
2、计算各轴扭矩(N·mm)
TⅠ=9.55×106Pd/nm
=9.55×106×2.2/940
=2.235×104N·mm
TII=TⅠ×i带×η带
=2.235×104×2.8×0.96N·mm
=6.008×104N·mm
T
=TII×i齿轮×η轴承×η齿轮
=6.008×104×3.809×0.99×0.97
=21.976×104N·mm
TIv=TIII×η轴承×η联轴器
=21.976×104×0.99×0.99
=21.539×104N·mm
各轴运动和动力参数:
轴号
功率(KW)
转矩(N/mm)
转速(r/min)
Ⅰ
2.2
2.235×104
940
Ⅱ
2.112
6.008×104
335.714
Ⅲ
2.208
21.976×104
88.137
Ⅳ
1.988
21.539×104
88.137
五、传动零件的设计计算
1、皮带轮传动的设计计算
(1)选择普通V带截型
由[1]查表8-7可知工作情况系数:
kA=1.1
PC=KAP=1.1×2.2=2.42KW
根据计算功率PC=2.42KW和小带轮的转速n1=940r/min1,由[1]图13-5选取普通V带:
A型带。
(2)求大小带轮基准直径:
由[1]表13-9可知dd1不小于75,现取=112mm
dd2=i带×dd1×(1-ε)=2.8×112×(1-0.02)=307.328mm
由[1]表13-9取dd2=300mm
(3)验算带速:
V=(π×dd1×n1)/(60×1000)=5.512m/s因为5m/s (4)求V带长度Ld和中心距a: 初定中心距为a0=1.5(dd1+dd2)=618mm。 取a0=600mm,满足0.7(dd1+dd2) L0=2a0π/2(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2×600+π/2(112+300)+(300-112)2/(4×600) =1861.895mm 根据[1]表13-2取Ld=1800mm 传动的实际中心距近似为a=a0+(Ld-L0)/2=569.053mm。 (5)验算小带轮包角 α1=1800-(dd2-dd1)/a×57.30 =1800-(300-112)×57.30/569.053 =161.070>1200(适用) (6)确定带的根数Z=PCA/[(P0+△P0)KαKL] 根据[1]: 表(13-3)P0=1.14KW;表(13-5)△P0=0.107KW 表(13-7)Kα=0.953;表(13-2)KL=1.01 Z=PCA/[(P0+△P0)KαKL] =2.42/[(1.14+0.107)×1.01×0.953] =1.919;Z取2。 (7)计算作用在带轮轴上的压力FQ 由[1]表8-3查得q=0.1kg/m,单根V带的初拉力: F0=500PC(2.5/Kα-1)/(zv)+qV2 =500×2.42(2.5/0.953-1)/(2×5.512)+0.1×5.512^2 =181.21KN FQ=2ZF0sinα1/2=2×2×181.21×0.987=714.97N 小带轮 dd1=112mm F0=181.21KN Fq=714.97N 带长 Ld=1800mm 包角 α=161.070 带速 V=5.512m/s 中心距 =569.053mm 大带轮 dd2=300mm 齿轮传动的设计计算 1.选择齿轮类型、齿数、材料及精度等级 1)按方案图的传动方案,选用标准直齿齿圆柱齿轮传动,ZH=2.5; 2)考虑减速器传递功率不大,所以齿轮采用软齿面。 小齿轮选用40Cr调质,齿面硬度为217-286HBS,σHlim1=720MPa, σFE1=600MPa。 ([1]表11-1)大齿轮选用45钢,调质,齿面硬度为197-286HBS,σHlim2=580MPa,σFE2=450MPa;([参考资料一]表11-1)二者材料硬度差为40HBS,由[1]表11-5,取SH=1.25,SF=1.6; [σH1]=Hlim1/SH=576Mpa [σH2]=Hlim2/SH=464Mpa [σF1]=σFE1/SF=375Mpa [σF2]=σFE2/SF=281.25Mpa 3)运输机为一般工作机器,速度不高,故选8级精度。 2.齿面接触疲劳强度设计,即 dt≥ 由[参考资料一]表11-3,取载荷系数K=1.4;由[参考资料一]表11-6,取尺宽系数Φd=1.2 由[参考资料一]表11-4可知,取ZE=188,u=i齿轮=3.809, d1≥ ≥56.6mm 1)取小齿轮齿数Z1=23。 传动比i齿=3.809则大齿轮齿数: Z2=Z1=3.809×23=87.607取Z2=88;理论传动比i齿=88/23=3.826 齿宽: b=Φd*d1=1.2*56.6=67.92,取b2=70mm,b1=75mm; 模数m=56.6/23=2.461;根据[参考资料一]表4-1,m=2.5实际d1=23*2.5=57.5mm,d2=88*2.5=220mm 中心距a=(d1+d2)/2=138.75mm 2)验算齿轮弯曲强度 根据[参考资料一]齿形系数Yfa1=2.80(图11-8),Ysa1=1.58(图11-9) Yfa2=2.26,Ysa2=1.77 σf1= = =73.96Mpa<[σF1]=375Mpa σf2=σf1 =73.96* =66.87Mpa<[σF2]=281.25Mpa,安全. 大小齿轮相关参数 名称 符号 公式及数表 齿数 Z1,Z2 Z1=23,Z2=88 模数 m m=2.5 啮合角 α α=20° 节圆直径 d1,d2 d1=m*z1=57.5mm,d2=m*z2=220mm 齿顶圆直径 da1,da2 da1=d1+2m=62.5mm,da2=d2+2m=225mm 齿根圆直径 df1,df2 df1=d1-2.5m=51.25mm,df2=d2-2.5m=213.75mm 中心距 a a=(d1+d2)/2=138.75mm 齿宽 b1,b2 b1=75mm,b2=70mm 六、轴的设计计算 输出轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45钢调质,硬度217~286HBS 根据[1]查表15-3,取c=110 d≥c(P /n )1/3=110(2.208/88.137)1/3mm=32.186mm 考虑有键槽,将直径增大5%,则 d=32.186×(1+5%)mm=33.7953mm 2、联轴器的选择 联轴器的计算转矩: 由[1]表17-1可知Ka=1.5,Tca=Ka*T =329.6N.mm 由[2]表17-5,选Lx2型弹性柱销联轴器,其公称转矩为560N.mm,半联轴器的孔径的d=35mm,半联轴器长度L=82mm 3﹑轴的结构设计, (1)轴上零件的定位,固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮右面由轴肩定位,左面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和端盖定位,则采用过渡配合固定 初步确定各段轴径: L1=80mm (1)确定轴各段直径和长度 根据设计内容,选择深沟球轴承,轴d3=55mm,初选轴承代号6011,内径为55mm,宽度为18mm,为防止润滑油进入轴承室儿时润滑脂稀释流出,同时也防止轴承室内润滑脂流入箱内而造成油脂混合,在轴承座内侧装一甩油环宽度为10mm,以及倒角长度为2mm 则L6=18+10+2=30mm 通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定距离而定,为此,取长为L2=50mm,L3段考虑到左轴承右端面和箱体内壁有一定距离取8mm,齿轮端面和箱体内壁也有一定距离取16mm。 ,L4应比齿宽窄些,取4mm,则L4=75-2=73mm,L3=1+18+8+16+4.5=47.5mm 为了使齿轮对称布置,则L5=16.5mm 输入轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45调质钢,硬度(217~286HBS) 根据【3】查表15-3,取A0=110 d≥c(P2/n2)1/3=110(2.112/335.714)1/3=20.31mm 考虑有键槽,将直径增大5%,则 d=20.31×(1+5%)mm=21.33mm,取24的结构设计 带轮直径dd2=300mm,所以采用腹板式结构,L=24×1.5=36 (1)轴的零件定位,固定和装配 单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面用轴肩定位,右面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶状,左轴承从左面装入,齿轮套筒,右轴承和皮带轮依次从右面装入,L7=38 。 (2)确定轴的各段直径和长度 由[2]初选6009球轴承,其内径为45,宽度为16,为防止润滑油进入轴承室儿时润滑脂稀释流出,同时也防止轴承室内润滑脂流入箱内而造成油脂混合,在轴承座内侧装一甩油环宽度为10mm,所以L1=10+16+2=28mm 通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑带轮和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取L6长为40mm,安装齿轮处轴55与齿轮直径大小相近,故齿轮和轴应做成一体,考虑到小齿轮与大齿轮中心应在同一径向截面,所以L2取长度为14mm; 则L3=75mm,L4=14mm 考虑到轴承宽与甩油环的宽及轴承,右端距离与轴端留1mm L5=16+10+1=27mm 七.输出轴和轴承的校核: 轴的校核: Ft=2T //d2=1998N,Fr=Ft*tan20°=727N; M=Ft*d2/2=219N.m,Fnv1=Fnv2=Fr/2=363.5N 忽略轴的自身重力,Fnh1=Fnh2=Ft/2=999N 1.从轴的结构图以及弯距和扭矩图可以看出截面C是轴危险截面,现计算C处的Mh,Mv及M列于下表, 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F Fnh1=Fnh2=999N Fnv1=Fnv2=363.5N 弯距M MH=72927N.mm MV=26535.5N.mm 总弯距 M=77604N.mm 扭矩T 21.976×10^4N.mm 2.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯距和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。 α取0.6则 前面已选定轴的材料为45钢,调质处理, 由[1]表14-3得 , 故安全。 轴承寿命校核: 根据根据条件,轴承预计寿命 16×300×12=57600小时 2轴的滚动轴承校核 : (1)计算动载荷P, 由于是直痴圆柱齿轮,所以几乎只受径向载荷,则 (2)查[2]表15-2得轴承6011Cr=30200N (3)验算6011轴承的寿命, 远高于预期寿命,故合适。 粗校核6009轴承: Cr=21000N,因为输入轴的扭矩小于输出轴扭矩,受力也小些,若用p与大轴相同去校核满足要求,则一定可行 远高于预期寿命,故合适。 八、键联接的选择及校核计算 1、输入轴带轮联接采用平键联接 轴径d=24mmL3=38mm 查[2]表14-26得选A型平键 b×h=8×7GB1096-79 l=28mmσp=4TII/dhl=4×6.008×10^4/24×7×28 =51.09pa<[σp](110Mpa) 2、输出轴与齿轮联接用平键联接 轴径d=65mmL=76mm 查[2]表14-26选用A型平键 键b×h=16×10GB1096-79 l=70mm σp=4T /dhl=4×21.976×10^4/65×10×70=19.319Mpa<[σp](110Mpa) 3、输出轴与联轴器联接用平键联接 轴径d=35mmL=80mm 查[2]表14-26选用A型平键 键b×h=10×8GB1096-79 l=70mm σp=4T /dhl=4×21.976×10^4/35×10×70=3.59Mpa<[σp](110Mpa) 九 减速箱体结构 1、箱体是减速器结构和受力最复杂的零件,其各部分的尺寸均根据内部的零件的尺寸以及经验计算。 尺寸列入下表,单位mm 符号 名称 尺寸 备注 σ 底座壁厚 10 不小于8 σ1 箱盖壁厚 σ1=0.8σ=8 不小于8 b 箱底座上不凸缘厚 b=1.5σ=15 b1 箱盖凸缘厚 b1=1.5σ1=12 b2 想底座厚 b2=2.5σ=25 m 箱座加强肋厚 m=0.85σ=8.5 m1 箱盖加强肋厚 m1=0.85σ1=6.8 df 地脚螺栓直径 df=18 N=4 d1 轴承旁连接螺栓直径 d1=0.75df=13.5取14 n=4 d2 箱座与箱盖连接螺栓直径 d2=0.5df=9,取10 d3 轴承盖固定螺栓直径 d3=6 手册查得 d4 视孔盖螺栓直径 d4=0.4df=8 c1 箱壳外壁至螺钉中心线间的距离 c1=24,20,16 c2=22,18,14 可由手册查得 k 底座上部或下不凸缘宽 k=c1+c2=30 D1 小轴承盖螺钉分布圆直径 D1=D+5d3=105 D=75为小轴承外径 D2 大轴承盖螺钉分布圆直径 D2=D+5d3=120 D=90为大轴承外径 D0 145 D5 115 R 箱盖外表面圆弧半径 196.75 十 润滑和密封 一、齿轮的润滑 采用浸油润滑,由于低速级周向速度为1.01m/s,所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径,取为37mm。 二、滚动轴承的润滑 由于齿轮周向速度为1.01m/s<2m/s所以宜用脂润滑,应开设甩油环。 三、润滑油的选择 考虑到该装置用于小型设备,选用L-AN15润滑油。 四、密封方法的选取 选用凸缘式端盖易于调整,采用毛毡油封实现密封。 密封圈型号按所装配轴的直径确定为 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 参考资料: 【1】.机械设计基础(第五版-高等教育出版社)2006-5 【2】.机械设计课程设计(高等教育出版社-西北工业大学)2008-6 F=1400N V=1.2m/s D=260m/S n滚筒=60V/(∏D) ` η总=0.8674 P工作=1.94KW n=88.15r/min 电机型号 Y112M-6。 i总=10.668 i带=2.8 i齿轮=3.809 nI=940r/min n =335.714r/min n =88.137r/min nIv=88.137r/min PI=2.2KW PII=2.112KW P =2.208KW PIv=1.988KW TⅠ=2.235×104N·mm TII=6.008×104N·mm T =21.976×104N·mm TIv=21.53×104N·mm P=2.2KW dd1=112mm dd2=300mm V=5.512m/s a0=600mm L0=1861.895mm Ld=1800mm a=569.053mm α1=161.070 Z=2根 F0=181.21KN Fq=714.97N σH1=576Mpa σH2=464Mpa σF1=375Mpa σF2=281.25Mpa TII=6.008×10^4N·mm d1=56.6mm z1=23 z2=88 m=2.5 b2=70mm, b1=75mm d1=57.5mm d2=220mm a=138.75mm Yfa1=2.80 =1.58 =2.26 Ysa2=1.77 73.96Mpa, 66.87Mpa, P =2.208KW n =88.137r/min T =21.976×104N·mm PII=2.112KW n =335.714r/mi dd2=300mm b1=75mm 高速齿轮d2=57。 5mm d2==220mm T =21.976×10^4N·mm α=20° T =21.976×10^4N·mm n =335.714r/min1 TII=6.008×10^4N·mm T =21.976×10^4N·mm
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