變速箱課程設(shè)計說明書天基工作室

1、Zhejiang Ocean University機械課程設(shè)計說明書帶式運輸機傳動裝置設(shè)計班級： 學(xué)號： 姓名： 天基工作室 指導(dǎo)老師目 錄一、 設(shè)計任務(wù)3二、 傳動方案的分析和擬定3三、 電動機的選擇4四、 傳動零件的設(shè)計計算5五、 減速器箱體設(shè)計9六、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計11七、 軸承的校核17八、 鍵的校核19九、 軸承的潤滑及密封21十、 小結(jié)21第一節(jié) 設(shè)計任務(wù) 運輸機工作原理：電動機的傳動力通過減速器帶動滾筒轉(zhuǎn)動。其執(zhí)行機構(gòu)如下：原始數(shù)據(jù)：1） 運輸帶工作拉力F=6KN；2） 運輸帶工作速度V=1.3m/s；3） 滾筒直徑D=400mm；4） 滾動效率=0.95；5） 工作情況：兩班制，

2、連續(xù)單向轉(zhuǎn)動，載荷較平穩(wěn)；6） 工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35°C；7） 使用折舊期8年，4年大修一次；8） 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。第二節(jié) 傳動方案的分析和擬定方案一：傳動方案簡圖如下： 該方案優(yōu)點：傳動效率高，結(jié)構(gòu)緊湊，傳動比較平穩(wěn)，適合單向連續(xù)傳動，對工作的環(huán)境適應(yīng)性強。缺點：制造及安裝精度要求高，價格較貴。方案二：傳動方案簡圖如下：第三節(jié) 電動機的選擇（1） 電動機的功率P0=0.84其中=0.98 =0.99 =0.98 =0.95 =0.95分別為二級減速器，滾筒，彈性聯(lián)軸器，剛性聯(lián)軸器，圓錐滾子軸承的傳動效率。以上數(shù)據(jù)均有1表1-15

3、查得。(2) 電動機的選擇根據(jù)及其工作環(huán)境，查1表F1-2：選用型號電動機，主要參數(shù)如下：電動機型號額定功率KW滿載轉(zhuǎn)速r/min起動轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩質(zhì)量Kg同步轉(zhuǎn)速1000r/min109701.41.8148評析：此型號電動機，額定功率略高于工作功率，不會造成過載或空載，可延長電動機使用壽命。此型號為“封閉”型。適于灰塵多等惡劣環(huán)境下工作。（3）聯(lián)軸器的選擇電動機到減速箱之間的聯(lián)軸器，由于轉(zhuǎn)速較快選用彈性聯(lián)軸器。=1.8KN/1.5=1200KN查1得選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為。主要參數(shù)：公稱扭矩，=1250， 許用轉(zhuǎn)速為2800r/min，轉(zhuǎn)動慣量為3.4Kg/，質(zhì)量m=

4、22Kg 減速箱到滾筒之間的聯(lián)軸器，由于此處轉(zhuǎn)速不大，故選用凸緣聯(lián)軸器，型號為。主要參數(shù)：公稱扭矩=100Nm，許用轉(zhuǎn)速r/min。（4）齒輪傳動比確定 =970/62.1=15.62 根據(jù)經(jīng)驗對于圓錐-圓柱齒輪，可取圓錐齒輪傳動比=0.25，并盡量使，最大允許到4，以使圓錐齒輪直徑較小， （5）傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算1） 各軸輸入功率 =，=9.10*0.99*0.98=8.83KW=8.83*0.99*0.98=8.57KW2） 各軸轉(zhuǎn)速 =970 r/min =970/3.91=248r/min =248/3.99=62r/min3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩電動機輸出轉(zhuǎn)矩：=9550=95

5、50*9.29/970=91.46Nm軸1：=91.46*1*0.98=89.63Nm軸2：=89.63*4*0.98*0.99=347.84 Nm軸3：=347.84*4*0.99*0.98=1349.9Nm上面各式中，分別為彈性聯(lián)軸器，圓錐滾子軸承的傳動效率 為軸1與軸2間齒輪傳動效率，為軸2與軸3的間齒輪傳動效率第四節(jié) 傳動零件的設(shè)計計算1 圓錐齒輪傳動設(shè)計1）運輸機為一般工作，速度不高，選用7級精度2）材料選擇：由表10-1選擇用小齒輪材料為40Gr（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS .3）選擇小齒輪齒數(shù)為 取 4）確定齒輪許用應(yīng)力 因為工作為2班

6、制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，所以 查圖1018 1019 可得 查圖1021 d 得 取失效率為1%，安全系數(shù)，彎曲疲勞安全系數(shù) 所以 小齒輪所需傳遞轉(zhuǎn)矩 由表102 查得 按圖108 取 由表106 查得 5） 計算小齒輪直徑及齒數(shù)模數(shù)： 直齒圓錐齒輪 mm 取整 m=3 所以 6） 齒輪彎曲強度校驗a) 齒形系數(shù) 齒輪節(jié)錐角 當(dāng)量齒數(shù)： 由表105 查得 b) 應(yīng)力修正系數(shù) 由表105 查得 c) 齒根彎曲強度效驗 d) 圓錐齒輪主要尺寸 經(jīng)過計算，既滿足齒面接觸疲勞強度，又做到結(jié)構(gòu)緊湊。2 圓柱齒輪傳動設(shè)計 1)選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)a) 由圖的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動b) 運輸

7、機一般選用7級精度c) 材料選擇和錐齒一樣，小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼，硬度為240HBSd) 選小齒輪齒數(shù) 2）齒面接觸強度設(shè)計 a) 試選載荷系數(shù) b) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 c) 由表107 選取 d) 由表106 查得 e) 由圖1021 d查得 f) g) 由圖1019 查得 h)計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效率為1% S=1 即 計算圓周速度 計算齒寬b 所以 計算載荷系數(shù)：根據(jù) V 7級精度 又圖108 查得 直齒輪，假設(shè) 由表查得 由表102 查得使用系數(shù) 由表104 查得7級精度小齒輪相對支承非對稱布置時 由 查1013 圖得 所以 按實驗的

8、載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 計算模數(shù)m 3）按齒根彎曲強度設(shè)計 a) 確定公式內(nèi)的各計算值 b) 由圖1020 c查得小齒輪的彎曲強度疲勞極限 大齒輪的彎曲疲勞極限 c) 由圖108 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) d) 計算許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 e) 計算K f ) 查取齒型系數(shù) 由表105 查得 g) 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表105 查得 h) 計算大小齒輪的 并加以比較 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于齒根計算的模數(shù)，由于m的大小取決于彎曲強度所決定承載能力可取m=3 驗算： 合適第五節(jié) 減速器箱體設(shè)計本方案采用圓錐齒圓柱齒輪傳動，故中心距a取圓柱齒輪傳動中心

9、距， a=228mm。機體結(jié)構(gòu)尺寸如下（由3表3得）： 機座壁厚 =0.025a+3=8.7 故取=9mm機蓋壁厚 =0.02a+3=7.58故取=8mm機座凸緣厚度 b=1.5=1.58=13.5mm機蓋凸緣厚度 =1.5=12mm機座底凸緣厚度 =2.5=22.5mm地腳螺釘直徑 =0.036a+12=20.208mm 取=20地腳螺釘數(shù)目 a250,故取n=4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 =0.75=15mm 取=16mm機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 =0.5=10mm 聯(lián)接螺栓的間距 取=180mm軸承端蓋螺釘直徑 =0.5=10mm窺視孔蓋螺釘直徑 =0.4=8mm 定位銷直徑 d=0.8=8mm

10、至外機壁距離 =22mm至外機壁距離 =18mm至外機壁距離 =26mm至凸緣邊緣距離 =16mm至凸緣邊緣距離 =24mm軸承旁凸臺半徑 =14mm凸臺高度 h=50mm(便于扳手操作為準(zhǔn))外機壁至軸承座端面距離 大齒輪頂與內(nèi)機壁距離 =10.8mm>1.2大齒輪端面與內(nèi)機壁距離 =9mm>機蓋厚 =0.85=6.8mm 機座肋厚 m=0.85=7.65mm 軸承端蓋外徑 =(D為軸承外徑)軸承端蓋凸緣厚度 t=910.8mm 取10mm軸承聯(lián)接螺栓距離 =由表及以前零件設(shè)計尺寸得：a=10mm，L=65mm，B=65mm，S=9mm，l=230mm，=8mm第六節(jié) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計

11、第一根軸的設(shè)計1 對軸1：選用45號鋼（1） 初步設(shè)計軸徑 其中p=9.1KW為該軸傳遞功率，n=970r/min為該軸轉(zhuǎn)速查表15-3 A=112 為該軸許用切應(yīng)力所確定的系數(shù)所以，=23.6mm根據(jù)=23.6mm可確定聯(lián)軸器的型號，聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩：取查機械零件設(shè)計手冊，按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，采用彈性套柱銷聯(lián)軸器TL6型，半聯(lián)軸器的孔徑，長度L=82,聯(lián)軸器與軸的配合長度，取2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）擬訂軸上零件的裝配方案 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度 為了滿足軸向定位的要求，在處左邊設(shè)一軸肩，取=37mm，右端用軸端擋圈擋住，按軸端直徑取擋圈直徑40mm，為保證軸

12、端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上，故-段長度比少短些，現(xiàn)取 初選軸承為滾動軸承，根據(jù) 選取軸承30308，基本尺寸為 故 ，則取， 由于輪轂寬度為52mm為 了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長度略短輪轂 ， 所以 軸承蓋的總寬度取為30mm，軸承距離箱體內(nèi)壁為8mm，齒輪距離箱體內(nèi)壁a=16mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑劑的要求，取3 軸上零件的周向定位 齒輪和半聯(lián)軸器都采用平鍵聯(lián)接。按由手冊查得平鍵截面，齒輪輪轂與軸的配合為，同理半聯(lián)軸器與軸聯(lián)接鍵截面同上，與軸配合為4 軸的校核載荷水平面垂直面支反力F,FF,F彎矩MM= 57158.4 N mm 總彎矩M=扭矩T 軸1 彎矩圖： 第二

13、根軸的設(shè)計1 確定軸上有關(guān)數(shù)據(jù) 2 作用在軸上的力：小齒輪的分度圓直徑為，大齒輪分度圓直徑為 3 初步確定軸的最小徑，軸材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。取 顯然此處為軸的最小徑，即此處軸與軸承的內(nèi)徑相同。4 軸的軸向結(jié)構(gòu)設(shè)計： （1） 為了滿足軸向定位的要求，在軸-處右邊設(shè)一軸肩，取，左右兩端用軸承端蓋封閉 （2） 初選軸承為滾動軸承，根據(jù)，選取型號32009，基本尺寸為，取，齒輪和軸承之間用軸環(huán)確定距離，軸的左端采用軸肩結(jié)構(gòu)，取h=5mm，故，由此可知取 （3） 由于右邊的錐齒輪轂寬度為62.4mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長度略短輪轂寬度，故取，同理，柱齒輪轂為95，取5 軸的周向結(jié)

14、構(gòu)設(shè)計：齒輪和軸采用平鍵聯(lián)接，按由手冊查得平鍵為： 選擇齒輪輪轂與軸的配合為，按，得平鍵尺寸為 ，齒輪輪轂與軸的配合為5 軸的校核軸2 載荷水平面垂直面支反力F,FF,F彎矩Mh 總彎矩M1=扭矩T 彎矩圖： 第三根軸的設(shè)計：1 確定輸出軸上的功率，2 作用在軸上的力：已知低速級齒輪的分度圓直徑為 3 初步確定軸的最小直徑為，顯然此處為軸的最小直徑為使得出軸與聯(lián)軸器的孔徑相同，需要確定聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，取 采用彈性塊聯(lián)軸器HL5型，半聯(lián)軸器孔徑，長度142mm，聯(lián)軸器與軸的配合長度為 ，取4 軸向結(jié)構(gòu)設(shè)計： （1） 為了滿足軸向定位要求，在軸處左邊設(shè)一軸肩，取，右端用軸承擋圈擋住，按

15、軸承直徑取擋圈直徑66mm，為保證軸承擋圈只壓在聯(lián)軸器上，故段長度比少短些，現(xiàn)取 （2） 初選軸承為滾動軸承30313，根據(jù)，在軸承中選取0基本游隙組，尺寸為 ，故取，而，其右端采用軸肩進行定位，取h=6mm,故 （3） 由于輪轂寬等于80mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長度略短輪轂寬度，故取左端采用軸鍵定位，軸肩高度，則h=6mm,所以油環(huán)處直徑 （4） 軸承蓋的總寬度為20mm,軸承距離箱體內(nèi)壁為12mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承加添加劑的要求，取端蓋的外端與聯(lián)軸器左端的距離為,故 （5） 取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=16mm,錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離c=20mm，考慮到箱

16、體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距離箱體內(nèi)壁一段距離S，取S=8mm,已知滾動軸承寬度T=36mm,大錐齒輪輪轂寬長為50，則 5 軸上零件的周向定位：根據(jù)查得鍵截面為，齒輪輪轂與軸配合為 ，同樣半聯(lián)軸器與周的聯(lián)接所用平鍵尺寸為，半聯(lián)軸器與軸的配合為6 軸的校核：軸2 載荷水平面垂直面支反力F,FF,F彎矩Mh 總彎矩M1=扭矩T 彎彎矩圖： 第七節(jié) 軸承的校核由于中間軸有兩個齒輪，所受動載荷比較大，所以這里只需要校核中間軸二軸承的壽命。（一）兩軸承所受徑向載荷由上，軸強度的計算知1 .軸垂直面支反力2.軸水平面支反力3.兩軸承所受的徑向載荷即合成后的支反力（二）計算軸承所受的軸向載荷1

17、.計算內(nèi)部軸向力軸承型號32009，為圓錐滾子軸承，由標(biāo)準(zhǔn)查得性能參數(shù)為由表21-11，圓錐滾子軸承的內(nèi)部軸向力，則2.計算軸承所受的軸向載荷軸上個軸向力的方向 由式（21-8），（21-9）可列出取兩者中較大者取兩者中較大者（三）計算當(dāng)量動載荷由式（21-5），由表21-8取沖擊載荷因數(shù)。系數(shù)X，Y與判斷因子e有關(guān)，由手冊中查的32009軸承，軸承 故,則軸承 故,則(四)壽命計算因,且兩軸承型號相同，故只按軸承計算壽命即可。取由式（21-7）有壽命高于43800 ，故滿足壽命要求。（五）靜強度計算1.計算軸承靜載荷由式（21-13），當(dāng)量靜載荷,由表21-13，32009型圓錐滾子軸承,故

18、2 .驗算靜強度因,且兩軸承型號相同，故只按軸承計算壽命即可。取。由表21-14，取靜強度安全因數(shù)。由式（21-14） 故滿足靜強度要求。 第八節(jié) 鍵的校核設(shè)定輸入軸與聯(lián)軸器之間的鍵為1 ，齒輪2與中間軸之間的鍵為鍵2，齒輪3與中間軸之間的鍵為鍵3，齒輪4與輸出軸之間的鍵為鍵4，輸出軸與聯(lián)軸器之間的鍵為鍵5。 鍵的類型1、根據(jù)軸的直徑選擇鍵根據(jù)條件選取的鍵型號規(guī)格如下（參考表2）：鍵1：圓頭普通平鍵（A型） b=10mm h=8mm L=28mm 鍵2：圓頭普通平鍵（A型） b=10mm h=8mm L=28mm鍵3：圓頭普通平鍵（A型） b=12mm h=8mm L=40mm 鍵4：圓頭普通平鍵（A型） b=16mm h=10mm L=56mm 鍵5：圓頭普通平鍵（A型） b=16mm h=10mm L=70mm 鍵6：圓頭普通平鍵（A型） b=20mm h=12mm L=63mm 2、校核鍵的承載能力因為：鍵1受到的轉(zhuǎn)距T1=89.63N·m鍵2受到的轉(zhuǎn)距T2=89.63N·m鍵3受到的轉(zhuǎn)距T