变速箱课程设计说明书—天基工作室

中州大学 工程技术学院 机电一体化Zhejiang Ocean University机械课程设计说明书带式运输机传动装置设计班级： 学号： 姓名： 天基工作室 指导老师中州大学 工程技术学院 机电一体化目 录一、 设计任务3二、 传动方案的分析和拟定3三、 电动机的选择4四、 传动零件的设计计算5五、 减速器箱体设计9六、 轴的结构设计11七、 轴承的校核17八、 键的校核19九、 轴承的润滑及密封21十、 小结21中州大学 工程技术学院 机电一体化第一节 设计任务运输机工作原理：电动机的传动力通过减速器带动滚筒转动。其执行机构如下：原始数据：1） 运输带工作拉力 F=6KN；2） 运输带工作速度 V=1.3m/s；3） 滚筒直径 D=400mm；4） 滚动效率 =0.95；5） 工作情况：两班制，连续单向转动，载荷较平稳；6） 工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度 35C；7） 使用折旧期 8年，4 年大修一次；8） 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。第二节 传动方案的分析和拟定方案一：传动方案简图如下：该方案优点：圆 柱 -齿 轮中州大学 工程技术学院 机电一体化传动效率高，结构紧凑，传动比较平稳，适合单向连续传动，对工作的环境适应性强。缺点：制造及安装精度要求高，价格较贵。方案二：传动方案简图如下： 蜗 杠 -齿 轮第三节 电动机的选择（1） 电动机的功率 P0= =0pwa7.89.204Fvkw=0.8431245其中 =0.98 =0.99 =0.98 =0.95 =0.95 分别为二级减速器，滚筒，弹性联轴器，刚性联轴1345器，圆锥滚子轴承的传动效率。以上数据均有1表 1-15 查得。(2) 电动机的选择根据 及其工作环境，查1表 F1-2：选用 型号电动机，主要参数如下：0p261JO电动机型号 额定功率KW满载转速r/min起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩质量Kg同步转速 1000r/min261JO10 970 1.4 1.8 148评析：此型号电动机，额定功率略高于工作功率，不会造成过载或空载，可延长电动机使用寿命。此型号为“封闭”型。适于灰尘多等恶劣环境下工作。（3）联轴器的选择电动机到减速箱之间的联轴器，由于转速较快选用弹性联轴器。中州大学 工程技术学院 机电一体化=1.8KN/1.5=1200KNcaATK查1得选用弹性柱销联轴器，型号为 。主要参数：公称扭矩， =1250， 许用4HLnT转速为 2800r/min，转动惯量为 3.4Kg/ ，质量 m=22Kg2m减速箱到滚筒之间的联轴器，由于此处转速不大，故选用凸缘联轴器，型号为 。6YL主要参数：公称扭矩 =100Nm，许用转速 r/min。nT（4）齿轮传动比确定=970/62.1=15.62maxwi根据经验对于圆锥-圆柱齿轮，可取圆锥齿轮传动比 =0.25 ，并尽量使 ，最大允许到 4，1i213i以使圆锥齿轮直径较小， 10.2564ii5.629.8i（5）传动装置的运动和动力参数的计算1） 各轴输入功率= = ， = =9.10*0.99*0.98=8.83KWp019.8.KW2p12= =8.83*0.99*0.98=8.57KW3232） 各轴转速= =970 r/min = =970/3.91=248r/min = =248/3.99=62r/min1n满 2n1i 3n2i3） 各轴输入转矩电动机输出转矩： =9550 =9550*9.29/970=91.46NmdTdpn满轴 1： = 91.46*1*0.98=89.63Nmd01i轴 2： = 89.63*4*0.98*0.99=347.84 NmT2轴 3： =347.84*4*0.99*0.98=1349.9Nm上面各式中 ， 分别为弹性联轴器，圆锥滚子轴承的传动效率23为轴 1 与轴 2 间齿轮传动效率， 为轴 2 与轴 3 的间齿轮传动效率3第四节 传动零件的设计计算中州大学 工程技术学院 机电一体化1 圆锥齿轮传动设计1）运输机为一般工作，速度不高，选用 7 级精度2）材料选择：由表 10-1 选择用小齿轮材料为 40Gr（调质）硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45钢（调质）硬度为 240HBS .3）选择小齿轮齿数为 取 124z14296iz13R14ui4）确定齿轮许用应力因为工作为 2 班制，连续单向运转，所以 8160970830.7NnjLh8712.7906.104Nu查图 1018 1019 可得 1.96KH.F295KHN2.93F查图 1021 d 得 lim175lim0Flim250HlimF取失效率为 1%，安全系数 ，弯曲疲劳安全系数H1.4FS所以 lim6.9481HKNMPali40.325FS小齿轮所需传递转矩 3349.29510.1507PT Nmn电满 载由表 102 查得 按图 108 取 1AKV.5VK.K.5.01.6FHbe15.6190AV由表 106 查得 9Z5） 计算小齿轮直径及齿数模数： 直齿圆锥齿轮 2 2.HZmm2131 .97.4(0.5)HKTdRu取整 m=3 所以 1743.mZ1.253Z410Z6） 齿轮弯曲强度校验a) 齿形系数 齿轮节锥角 FaY 1arctnrta04i中州大学 工程技术学院 机电一体化2190754当量齿数： 124.2cosVZ2296357V由表 105 查得 1.FaY21.Fab) 应力修正系数 由表 105 查得 5sY2.06sac) 齿根弯曲强度效验 11 322418.(0.)sFF FKTRZmu12 322(.5)saFF FYd) 圆锥齿轮主要尺寸 137dmZ2103dZm215354R.673bm经过计算，既满足齿面接触疲劳强度，又做到结构紧凑。2 圆柱齿轮传动设计 1)选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数a) 由图的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动b) 运输机一般选用 7 级精度c) 材料选择和锥齿一样，小齿轮材料为 40Cr（调质）硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45钢，硬度为 240HBSd) 选小齿轮齿数 325Z43298.75uZi2）齿面接触强度设计a) 试选载荷系数 1.tKb) 小齿轮传递的转矩 53528.909.103.4102PT Nmnc) 由表 107 选取 dd) 由表 106 查得 18.Ze) 由图 1021 d 查得 lim3675Hlim460H中州大学 工程技术学院 机电一体化f) 7326.9810N73421.50Nug) 由图 1019 查得 3.9KH4h)计算接触疲劳许用应力 取失效率为 1% S=1 1lim16750.1.25HS2li2HN即 2521331().403.98140. .3167tEt HKTuZdd 计算圆周速度 128.2.606tnmVs计算齿宽 b 1.3tm 139ttdZ2.57.4thm所以 .2h计算载荷系数：根据 V 7 级精度 又图 108 查得 直齿轮，假设1.0VK由表查得 由表 102 查得使用系数10tAFNKbm.HFK由表 104 查得 7 级精度小齿轮相对支承非对称布置时由 23.28(.61)0.1.42H b 1.bh1.427HK查 1013 图得 所以35FK0783AVHK按实验的载荷系数校正所算得的分度圆直径 331.89.1ttd计算模数 m 1392695dZ3）按齿根弯曲强度设计 123FasKTYa) 确定公式内的各计算值b) 由图 1020 c 查得小齿轮的弯曲强度疲劳极限 大齿轮的弯曲疲1520FEMpa劳极限 2375FEMpac) 由图 108 查得弯曲疲劳寿命系数 10.8FNK2.9FNd) 计算许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 中州大学 工程技术学院 机电一体化1520.836.54FNEKMpaS22 921.e) 计算 K .071.73AVFf ) 查取齿型系数 由表 105 查得 16aY2.8Fag) 查取应力校正系数 由表 105 查得 .59s 1.9sYh) 计算大小齿轮的 并加以比较FasY132.61590.2748Fas24FasY对比计算结果，由齿面接5321.70.1973.2m触疲劳强度计算的模数 m 大于齿根计算的模数，由于 m 的大小取决于弯曲强度所决定承载能力可取 m=3 1.d10dZ21Zu1309dZ236Z29368a验算：1b 531.41.00tFNd36.987.61AtKmb合适第五节 减速器箱体设计本方案采用圆锥齿圆柱齿轮传动，故中心距 a 取圆柱齿轮传动中心距， a=228mm。机体结构尺寸如下（由3表 3 得）：机座壁厚 =0.025a+3=8.7 故取 =9mm机盖壁厚 =0.02a+3=7.58 故取 =8mm11机座凸缘厚度 b=1.5 =1.5 8=13.5mm中州大学 工程技术学院 机电一体化机盖凸缘厚度 =1.5 =12mm1b机座底凸缘厚度 =2.5 =22.5mm2地脚螺钉直径 =0.036a+12=20.208mm 取 =20fdfd地脚螺钉数目 a 250,故取 n=4轴承旁联接螺栓直径 =0.75 =15mm 取 =16mm1f 1机盖与机座联接螺栓直径 =0.5 =10mm 2df联接螺栓 的间距 取 =180mm2dl轴承端盖螺钉直径 =0.5 =10mm3df窥视孔盖螺钉直径 =0.4 =8mm 4f定位销直径 d=0.8 =8mm 2至外机壁距离 =22mm1d1c至外机壁距离 =18mm2 至外机壁距离 =26mmfd1c至凸缘边缘距离 =16mm2 2至凸缘边缘距离 =24mmf c轴承旁凸台半径 = =14mm1R2凸台高度 h=50mm(便于扳手操作为准)外机壁至轴承座端面距离 12(81)4650lc大齿轮顶与内机壁距离 =10.8mm1.2大齿轮端面与内机壁距离 =9mm2机盖厚 =0.85 =6.8mm 1m1机座肋厚 m=0.85 =7.65mm 轴承端盖外径 =(D 为轴承外径)2.50D中州大学 工程技术学院 机电一体化轴承端盖凸缘厚度 t= =910.8mm 取 10mm3d轴承联接螺栓距离 =2sDla由表及以前零件设计尺寸得：a=10mm ，L=65mm，B=65mm ，S=9mm，l=230mm， =8mm1第六节 轴的结构设计第一根轴的设计1 对轴 1：选用 45 号钢（1） 初步设计轴径其中 p=9.1KW 为该轴传递功率，n=970r/min 为该轴转速3pdn查表 15-3 A=112 为该轴许用切应力所确定的系数所以， =23.6mmmin根据 =23.6mm 可确定联轴器的型号，联轴器的转矩：取id 1.3AK1.38961.4caATKNm查机械零件设计手册，按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件，采用caT弹性套柱销联轴器 TL6 型，半联轴器的孔径 ，长度 L=82,联轴器与轴的配合132d中州大学 工程技术学院 机电一体化长度 ，取160L32dm 2 轴的结构设计（1）拟订轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度 为了满足轴向定位的要求，在 处左边设一轴肩，取 =37mm，右端用 轴 d -轴端挡圈挡住，按轴端直径取挡圈直径 40mm，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上，故- 段长度比 少短些，现取1L258Lm 初选轴承为滚动轴承，根据 选取轴承 30308，基本尺寸为40d 故 40925.dDT.2.375.6T ，则取 ，m 8m 稍 小 于 为. 4.,48L hdm ， 其 右 端 采 用 轴 肩 进 行 定 位 ， 取 故 由于轮毂宽度为 52mm为 了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮毂 ，50 0 - ， 轴 肩 高 度 h0.7d， 则 =4.5,d1.46bh所以 9l 轴承盖的总宽度取为 30mm，轴承距离箱体内壁为 8mm，齿轮距离箱体内壁a=16mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂的要求，取 50lm 3 轴上零件的周向定位 齿轮和半联轴器都采用平键联接。按 由手3dL ，册查得平键截面 ，齿轮轮毂与轴的配合为 ，同理半联轴器与轴联接键108276Hn截面同上，与轴配合为 76Hk4 轴的校核中州大学 工程技术学院 机电一体化轴 1弯矩图：第二根轴的设计1 确定轴上有关数据 2238.3,4,4.6minrPTNm2 作用在轴上的力：小齿轮的分度圆直径为 ，大齿轮分度圆直径为190d230dm3331.607.59tTFd32.10tF3317.51.4.86rtng 32.87r载荷 水平面 H垂直面 V支反力 F ,F182.N2371.5NHF ,F132.09N2190.8NV弯矩 MM 25703m M = 57158.4 N mm 1总弯矩 M= 22(1)(158.4)671扭矩 TT3895.7N中州大学 工程技术学院 机电一体化3 初步确定轴的最小径，轴材料为 45 钢，经调质处理。取 312A显然此处为轴的最小径，即此处轴与338.126.5,404PdAmn取轴承的内径相同。4 轴的轴向结构设计： （1） 为了满足轴向定位的要求，在轴 - 处右边设一轴肩，取 ，左右两端用轴承43d 端盖封闭（2） 初选轴承为滚动轴承，根据 ，选取型号 32009，基本尺寸为 ，取 ，齿轮和轴承之间用轴环确定距451027.dDB45d 离，轴的左端采用轴肩结构，取 h=5mm，故 ，由此可知取5dm lm 59d （3） 由于右边的锥齿轮毂宽度为 62.4mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮毂宽度，故取 ，同理，柱齿轮毂为 95，取58lm 90l 5 轴的周向结构设计：齿轮和轴采用平键联接，按 由手册查得平键为：52dm ，12840选择齿轮轮毂与轴的配合为 ，按 ，得平键尺寸为76Hn ，齿轮轮毂与轴的配合为6155 轴的校核轴 2 中州大学 工程技术学院 机电一体化弯矩图：第三根轴的设计：1 确定输出轴上的功率 ， ，38.57PKW362minr3147.8TNM2 作用在轴上的力：已知低速级齿轮的分度圆直径为 20d33214.0895tTFNd37.54rF3 初步确定轴的最小直径为 ，显然此处为轴的最小直径为使得出轴与联轴器的孔径相同，37.需要确定联轴器的型号。联轴器的转矩，取 1.3AK331.4.801524caATK载荷 水平面 H垂直面 V支反力 F ,F13246N2704NF ,F18.6N240.NV弯矩 MMh 50m 97Mvm总弯矩 M1= 27389.16扭矩 TT3450N中州大学 工程技术学院 机电一体化采用弹性块联轴器 HL5 型，半联轴器孔径 ，长度 142mm，联轴器与轴的配合长度为157.9d，取107L60dm 4 轴向结构设计：（1） 为了满足轴向定位要求，在轴处左边设一轴肩，取 ，右端用轴63dm 承挡圈挡住，按轴承直径取挡圈直径 66mm，为保证轴承挡圈只压在联轴器上，故段长度比 少短些，现取1L10lm （2） 初选轴承为滚动轴承 30313，根据 ，在轴承中选取 0 基本游隙组，尺寸63d 为 ，故取 ，而 ，其右端采用轴肩65403dDT5 36lm 进行定位，取 h=6mm,故 7m （3） 由于轮毂宽等于 80mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮毂宽度，故取 左端采用轴键定位，轴肩高度 ，则 h=6mm,所以油环处70l 0.7hd直径 82d （4） 轴承盖的总宽度为 20mm,轴承距离箱体内壁为 12mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加添加剂的要求，取端盖的外端与联轴器左端的距离为 ,故30lm50lm （5） 取齿轮距箱体内壁的距离 a=16mm,锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离 c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离 S，取 S=8mm,已知滚动轴承宽度 T=36mm,大锥齿轮轮毂宽长为 50，则(8076)38164lTSam 520286Lcsl 5 轴上零件的周向定位：根据 查得键截面为 ，齿轮轮毂与轴配合为dm 3，同样半联轴器与周的联接所用平键尺寸为 ，半76Hn 107联轴器与轴的配合为 76Hk6 轴的校核：轴 2 中州大学 工程技术学院 机电一体化弯弯矩图：第七节 轴承的校核由于中间轴有两个齿轮，所受动载荷比较大，所以这里只需要校核中间轴二轴承的寿命。（一）两轴承所受径向载荷由上，轴强度的计算知载荷 水平面 H垂直面 V支反力 F ,F120936NNNH472F ,F1762.04N2508.NV弯矩 MMh 48.m 5Mvm总弯矩 M1= 22(196.)(517)03.2扭矩 TT3470N中州大学 工程技术学院 机电一体化1 .轴垂直面支反力 31.80AVFN32.4B2.轴水平面支反力 6AH3.701BFN3.两轴承所受的径向载荷即合成后的支反力 231.450RAVH22332 6.71.40BF N（二）计算轴承所受的轴向载荷1.计算内部轴向力轴承型号 32009，为圆锥滚子轴承，由标准查得性能参数为0058.,1.5,.,.8CkNkY由表 21-11，圆锥滚子轴承的内部轴向力 ，则2RSFY331.451.02RSFNY3327.2.78RS2.计算轴承所受的轴向载荷轴上个轴向力的方向1SF2X1F2S由式（21-8） ， （21-9）可列出取两者中较大者取两者中较大者（三）计算当量动载荷由式（21-5） ， 由表 21-8取冲击载荷因数 。系数 X，Y 与判断因()PRAfXFY1.2Pf子 e有关，由手册中查的 32009轴承， 0.39e中州大学 工程技术学院 机电一体化轴承 故 ,则180.5134ARFe0.4,1.5XY11().2(8.3)678.PAfXY N轴承 故 ,则20.347ReF10Y221.856.Pf N(四)寿命计算因 ,且两轴承型号相同，故只按轴承计算寿命即可。取 由式（21-7）有12 1P10663101058()()9257.4.hCL hnP寿命高于 43800 ，故满足寿命要求。（五）静强度计算1.计算轴承静载荷由式（21-13） ，当量静载荷 ,由表 21-13，32009 型圆锥滚子轴承00RAXFY,故00.5,.8XY11563.84613RAPFN0220.70202 .验算静强度因 ,且两轴承型号相同，故只按轴承计算寿命即可。取 。由表 21-14，012 1P取静强度安全因数 。由式（21-14）0.54S故满足静强度要求。008513.26CP第八节 键的校核设定输入轴与联轴器之间的键为 1 ，齿轮 2与中间轴之间的键为键 2，齿轮 3与中间轴之间的键为键 3，齿轮 4与输出轴之间的键为键 4，输出轴与联轴器之间的键为键 5。键的类型中州大学 工程技术学院 机电一体化1、根据轴的直径选择键根据条件选取的键型号规格如下（参考表 2）：键 1：圆头普通平键（A 型） b=10mm h=8mm L=28mm 键 2：圆头普通平键（A 型） b=10mm h=8mm L=28mm键 3：圆头普通平键（A 型） b=12mm h=8mm L=40mm 键 4：圆头普通平键（A 型）