变速箱的课程设计

第-1-页目录设计任务书………………………………………………………………………………2第一部分………………………………………………………………………………3传动方案…………………………………………………………………………………3原动机选择………………………………………………………………………………3传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配……………………………………4运动和动力参数计算……………………………………………………………………5第二部分………………………………………………………………………………6减速器外传动零件的设计………………………………………………………………6选择联轴器………………………………………………………………………………6减速器内传动零件的设计………………………………………………………………7高速级减速齿轮设计……………………………………………………………………7低速级减速齿轮设计……………………………………………………………………11轴的设计及校核…………………………………………………………………………16中间轴轴承的校核………………………………………………………………………21中间轴键的校核…………………………………………………………………………21第三部分………………………………………………………………………………22参考资料…………………………………………………………………………………22第-2-页第-3-页第一部分传动装置总体设计一、传动方案（已给定）1）减速器为两级展开式圆柱斜齿轮减速器。2）方案简图如下：计算与说明结果二、原动机选择（Y系列三相交流异步电动机）1）选择电机类型：电机类型很多，因本课程设计对电机无特别要求，所以一般选用Y系列三相异步电动机（[3].P.273.）2）选择电机容量：(1)工作机所需的工作功率Pw：对卷扬机给定：起吊重量F=2800（N），起吊速度v=01.4(m/s)Pw=Fv/1000=3.920kw(2)电动机所需的功率Pd:Pd=Pw/ηaηa──传动装置的总效率。ηa=η1·η2·η3·ηg式中：η1、η2、η3、ηg分别为轴承、齿轮传动、联轴器、滚筒与轴承的传动效率。可查：1.P.7.表1.及P.12.ηa=η13·η22·η32·ηg=0.983×0.972×0.992×0.96=0.8332（其中η1＝0.98,η2=0.97,η3＝0.99,ηg＝0.99）Pd=Pw/ηa＝3.92/0.8332=4.705=4.705kw(3)电机的额定功率Ped:应略大于Pd，机械设计课程设计手册P167即应：Ped≥Pd=5.5kw3）确定电机转速nm（nm──电机的满载转速）：同类型、同容量的电机有几种同步转速（3000，1500，1000，750r/min）工作功率Pw=4.705kw总效率：ηa=0.8332电动机所需的功率：Pd=5.5kwQ第-4-页同步转速↓→电机尺寸、重量、价格↑，选择时应综合考虑。(1)传动装置总传动比的合理范围ia′：ia′=i1′·i2′·i3′·……ii′──各级传动副传动比的合理范围[1].P.7.表1.二级圆柱i′=8～40ia′=i′=8～40(2)工作机转速n：在本课程设计中，可按下式确定：n=60×1000V/πD=76.43r/minV──带速或起吊速度，m/sD──卷筒或滚筒直径，mm(3)电机转速的可选范围nd：nd=ia′·n=（8～40）×76.43r/min=（611～3057）r/min(4)确定电机转速nma．在nd中，选定电机的同步转速：考虑到经济性，选择：nm=960r/minb．按nd、Ped[机械设计课程设计手册].P.291.选定电机型号。选择机座号：Y132M2-4c．记下电机的外形尺寸，轴伸尺寸，键接尺寸，满载转速。中心高H外形尺寸L×（AC/2+AD）×HD地脚安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K132475×347.5×315216×14012轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD38×8010×41三、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配1）传动装置的总传动比ia：由电机满载转速nm及工作转速n确定：ia=nm/n=i1·i2……inii──各级传动装置的传动比。对于此减速器：ia=nm/n=12.562）传动比的分配[1].P.15～19.记：i减,i1,i2──减速器的总传动比，高速级及低速级的传动比。对展开式两级圆柱齿轮减速器：宜：i1=i2=i减/i1取1.3~1.4的中间值1.35,得：i1=4.20,i2=3.00工作机转速n=76.43r/min同步转速nm=960r/min总传动比iaia=12.56高速级及低速级的传动比：i1=4.20,i2=3.00第-5-页四．运动和动力参数计算：1.各轴的转速：Ⅰ轴nⅠ=nm/i0＝960/1=960r/minⅡ轴nⅡ=nⅠ/i1＝960/4.20=228.57r/minⅢ轴nⅢ=nⅡ/i2＝228.57/3.00=76.19r/min卷筒轴n卷=nⅢ/i3＝76.19/1=76.19r/min2．各轴的输入功率：Ⅰ轴PⅠ=Pdηo1=4.705×0.98=4.61kwⅡ轴PⅡ=PⅠη12=4.61×0.98×0.97=4.38kwⅢ轴PⅢ=PⅡη23=4.38×0.98×0.97=4.17kw卷筒轴P卷=PⅢη34=4.17×0.96=4.00kw各轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率3．各轴的输入转矩：Td=9550×Pd/nm=46.80N·mⅠ轴TⅠ=Tdioηo=46.80×1×0.98＝45.84N·mⅡ轴TⅡ=TⅠi1η12=45.84×4.20×0.98×0.97＝183.02N·mⅢ轴TⅢ=TⅡi2η23=183.02×3.00×0.98×0.97＝521.93N·m卷筒轴T卷=TⅢioη34=521.93×1×0.96＝501.05N·m各轴的输出转矩分别为输入转矩乘以轴承效率轴名功率(kW)转矩(N·m)转速n(r/min)传动比i效率η输入输出输入输出电机轴4.70546.8096010.98Ⅰ轴4.7054.6145.8444.929604.200.95Ⅱ轴4.474.38183.02179.36228.573.000.95Ⅲ轴4.254.17521.93511.4976.1910.96卷筒轴4.043.96501.05491.0376.19各轴的转速：nⅠ=960r/minnⅡ=271.70r/minnⅢ=76.54r/minn卷=76.54r/min各轴的输入功率：PⅠ=5.39kwPⅡ=5.12kwPⅢ=4.86kwP卷=4.67kw各轴的输入转矩：TⅠ＝35.75N·mTⅡ＝183.79N·mTⅢ＝620.22N·mT卷＝595.41N·m第-6-页第二部分传动零件的设计计算一．减速器外传动零件的设计选择联轴器1．类型选择：1）高速轴（电机轴与Ⅰ轴的）联轴器：弹性套柱销联轴器[3]P.146.2）低速轴（Ⅲ轴与卷筒轴的）联轴器：凸缘联轴器[3]P.142.2．尺寸选择：1）估算Ⅰ、Ⅲ轴的轴径dⅠ，dⅢ：①轴材料：一般用45号钢②估算公式：d≥Ao[4]P.370.得：dⅠ≥17.22mmdⅢ≥53.61mm对于d≤100mm的轴有一键槽时轴径增大5％～7％有两键槽时轴径增大10％～15％则：dⅠ≥18.08~18.43mmdⅢ≥58.97~61.65mm2）按以下条件选择联轴器Tca≤[T联]n≤[n联][4]第十四章Tca=KA×T（KA根据工作条件取1.5见4.P351）对于轴Ⅰ：[T联]≥45.98N·m[n联]≥1450r/min对于轴Ⅲ：[T联]≥1386.8N·m[n联]≥45.25r/min3）把dⅠ，dⅢ圆整到与联轴器孔径一致，轴径应在联轴器孔径范围内。3．定型号：同时记下联轴器的孔径长度等。对于高速轴和电机：弹性套柱销联轴器TL6主动端J型轴孔直径38mm长度60mm从动端J型轴孔直径32mm长度82mm对于低速轴和卷筒轴：凸缘联轴器YL12主动端J型轴孔直径60mm长度107mm从动端根据卷筒轴直径及长度具体确定高速轴和电机：弹性套柱销联轴器TL6低速轴和卷筒轴：凸缘联轴器YL12第-7-页二．减速器内传动零件的设计：一、高速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）1）材料、热处理、精度：材料：因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢热处理：大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。精度：软齿面闭式传动，齿轮精度用8级2）设计过程：(1)设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。初选小齿轮齿数Z1＝20大齿轮齿数Z2＝Z1×i1＝20×4.20=84取Z2＝85螺旋角β＝14゜(2)按齿面接触疲劳强度设计，由式（4.P218式10－21）二．减速器内传动零件的设计：一、高速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）1）材料、热处理、精度：材料：因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢热处理：大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。精度：软齿面闭式传动，齿轮精度用8级2）设计过程：(1)设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。初选小齿轮齿数Z1＝20大齿轮齿数Z2＝Z1×i1＝20×4.20=84取Z2＝85螺旋角β＝14゜确定各参数的值:1)初选动载系数tK：试选tK=1.62)区域系数ZH：查4.P217图10-30选取区域系数ZH=2.4333)端面重和度εα：第-8-页由4.P215图10-26得：εα1=0.75εα2=0.85则εα=εα1+εα2=0.75+0.85=1.604)许用接触应力①由图4.P209图10－21d及图10－21c按齿面硬度查得：（按4.P191表10－1：小齿轮齿面硬度取240HBS大齿轮齿面硬度取200HBS）小齿轮接触疲劳强度极限：σHlim1＝590MPa(取MQ值)大齿轮接触疲劳强度极限：σHlim2＝500MPa(取ME和ML的中间偏上值)②由4.P206公式10-13计算应力值环数N1=60n1jhL=60×960×1×（2×8×280×8）=2.0644×109N2=N1/i1=2.0644×109/4.20=4.9152×108(i1=12ZZ)③查课本4.P207图10-19得：K1=0.88K2=0.92（取网格内的中间值）④齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用4.P205公式10-12得:[H]1=SKHHN1lim1=0.88×590=519.2MPa[H]2=SKHHN2lim2=0.92×500=460MPa则许用接触应力：[H]=([H]1+[H]2)/2=(519.2+460)/2=489.6MPa5)弹性影响系数EZ：查课本由4.P201表10-6得：EZ=189.8MPa6)齿宽系数d：由4.P205表10-7得:d=17)传递的转矩T1T1=46.80N·m＝46800N·mm(传递的转矩即是轴Ⅰ的输出转矩)代入数据得：小齿轮的分度圆直径dt12131)][(12HEHdttZZuuTKd＝46.89mm从而得：①计算圆周速度10006011　ndt2.873m/s②计算齿宽b和模数ntm第-9-页计算齿宽bb=tdd1=37.84mm计算模数mn初选螺旋角=14ntm=11cosZdt1.836mm③计算齿宽与高之比hb齿高h=2.25ntm=2.25×1.836=4.131mmhb=131.484.37=9.16④计算纵向重合度=0.3181d14tan201318.0tan=1.5857⑤计算载荷系数K查4.P193表10－2使用系数AK=1.25(工作时有轻微振动)根据smv/2.873,8级精度,查4.P194图10-8得动载系数KV=1.15查4.P196表10-4得接触疲劳强度计算用的齿向载荷