变速箱设计说明书.docx
1、 传动方案的分析拟定1.1设计任务设计带式传送机的传动系统，要求传动系统中含有两级圆柱齿轮减速器1.2传动系统参考方案（a） （b） 图1-1 带式运输机的传动方案图1-1所示为带式运输机的两种方案，下面进行分析和比较。方案（a）是一级闭合式齿轮传动和一级开式齿轮传动，成本较低，但是使用寿命较短，也不适用于较差的工作环境；方案（b）采用二级圆柱齿轮减速器，这种方案结构尺寸小，传动效率高，适合于较差环境下长期工作。1.3原始数据 F（N）1970 v（m/s）1.5 D（mm）35014工作条件带式输送机在常温下连续工作、单项运转：空载起动，工作载荷较平稳；输送带工作速度v的允许误差为±5%;两班制(每天工作6h),要求减速器设计寿命为8年,大修期为23年,大批量生产;三相交流电源为380/229V.综上分析,传动系统选择方案(a)如下图:带式输送机由电动机驱动。电动机1通过联轴器2件动力传入两级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4，将动力传至机滚筒5，带动输送带6工作。2、 电动机的选择2.1 选择电动机的类型和结构由于设计方案中已经明确要求用用三相交流电源供电，所以选择三相交流电动机比较实用，可以免去电流转换的麻烦。根据设计要求选择Y系列三相交流异步电动机，Y系列三相交流异步电动机结构简单，价格低廉、维护方便等优点。2.3 确定电动机的功率和型号（1）传动装置的总功率：个传动效率查机械设计课程设计表3-3.总=3球轴承2齿轮×2联轴器×滚筒 =0.986×0.972×0.992×0.96=0.833 (2)电机所需的工作功率：2.4确定电机转速2.2 确定电动机的转速同一功率的异步电动机有同步转速3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min等几种功率。，经查表按推荐的传动比合理范围，圆柱斜齿轮减速器传动比i35则总传动比合理范围为ixi925，电动机转速的可选范围为nin×（925）*（v/D）*60=（925）*(1.5/0.35)*60=7362048r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，查机械设计课程设计 P100表12-1 Y系列三相异步电动机的技术数据。选定型号为Y112M-3的三相异步电动机。 参数如下：方案电机型号同步转速/(r/min)额定功率/KW满载转速/(r/min)总传动比i外伸轴径D/mm轴外伸长度E/mmAY112M-415004.0144017.62860BY132M1-610004.096011.73880三、计算总传动比及分配各级的传动比3.1计算总传动比根据电机的满载转速nm和工作机所需转速nw,按下式计算机械传动系统的总传动比总传动比：3.2传动比的分配（1）各级传动的每级传动比推荐值传动类型传动比i的推荐值传动类型传动比i的推荐值圆柱齿轮传动闭式35螺杆传动闭式1040开式47开式1560锥齿轮传动闭式23V带传动24开式2-3链传动2-4（2）减速器传动比分配的参考值展开式圆柱齿轮减速器，考伦各级齿轮的人话合理，应使两大齿轮直径相近，推荐取i12=(1.3104)i23或i12=1.3i1.4i其中i12、i23分别为高速级和低速级的出动比，i为减速器的总传动比。i12=1.3i=1.3×17.6=4.78i23=ii12=17.64.78=3.68根据各原则，初步拟定i01=1 、 i12=4.78、i23=3.68、i34=14、运动参数及动力参数计算4.1 各轴的转速计算取电动机为0轴，高速轴为1轴，中间轴为2轴，低速轴为3轴，各轴转速为：n0=nm=1440r/minn1=n0i12=14404.78301.3r/minn2=n1i23=301.33.6881.8r/min4.2各轴输入功率传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下0轴（电动机轴）：n0=mm=1440r/minP0=Pd=3.55kwT0=9550P0n0=9550×3.=23.54Nm1轴（减速器高速轴）：n1=n0i01=1440r/minP1=P001=3.55×0.99=3.5145kwT1=9550P1n1=9550×3.=23.31Nm2轴（减速器中间轴）：n2=n1i12=14404.78=301.3r/minP2=P112=3.5145×0.9603=3.3748kwT2=9550P2n2=9550×3.3=106.97Nm3轴（减速器低速轴）n3=n2i23=301.33.68=81.8r/minP3=P223=3.3748×0.9603=3.2408kwT3=9550P3n3=9550×3.8=378.36Nm将上述计算结果列于表4-6中以供参考轴号电动机两级圆柱齿轮减速器0轴1轴2轴3轴转速n/(r/min)14401440301.381.8功率P/KW3.553.51453.37483.2408转矩T/(N,M)23.5423.31106.97378.36传动比14.783.6815、传动零件的设计计算5.1圆柱齿轮传动5.1.1 高速齿轮的设计1、 选择齿轮材料、热处理方法、精度等级及齿数(1)选择齿轮材料及热处理方法根据工作条件，一般用途的减速器可以采用闭式软齿面传动。查机械设计表7-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为230HBS，二者材料硬度差为30HBS，符合软齿面设计要求。(2)选择齿轮精度。运输机一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。(3)初选齿数。取z1=24,z2=i12z1=24×4.78115.2、确定材料许用接触应力（1）确定接触疲劳极限Hlim,由机械设计图7-18（a）查MQ线得Hlim1=720MPa ，Hlim2=580MPa（2）确定寿命系数ZN小齿轮循环次数N1=60n1jLh=60×360×1×2×8×1440×8=3.9×109 大齿轮循环次数N2=3.9×1094.78=8×108查机械设计图7-19 接触寿命系数ZN得Z1=Z2=1.（3）确定齿轮系数ZX，由图7-20取ZX1=ZX2=1.（4）确定安全系数SH，由表7-8取SH=1.1（5）计算许用接触应力H,选小齿轮齿数 Z1=24, 大齿轮齿数 Z2=3.34×2480选取螺旋角。初选螺旋角 =u .按齿面接触疲劳强度进行计算设计计算公式是1)确定公式内各计算数值： 载荷系数 Kt=1.6 由图10-30选取区域系数为ZH=2.433 由图10-26查得0.78 0.87则+=1.65 小齿轮传递的转矩：T1=9.55××P/N=9.55××8.63/579.4=1.42×Nmm 由表10-7选取齿宽系数 由表10-6查得材料的弹性影响系数 由图10-21d查得齿轮的接触疲劳强度极限MPa 应力循环次数 N1=60n1jLh=60×579.4×1×96000=3.34×N2= N1/i=3.34×/3.34=1× 由表10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.9, KHN2 =0.94 计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1 0.9×600/1=540 MPa 0.94×550/1=517 MPa 所以需用接触应力为=×(540+511.5)=582.5 MPa2)代入数据进行计算a.计算小齿轮分度圆直径64.89mmb.计算圆周速度 V=dt1 n1/（60x1000）=x64.89x579.4/（60x1000）=1.97m/sc.计算齿宽b及模数 b=d d1t=1x64.89mm=64.89mm =/ Z1=64.89×/24=2.62mmd计算齿宽与齿高之比b/h齿高 h=2.25 mt=2.25x2.62mm=5.9mm所以b/h=64.89/5.9=10.99mme.计算纵向重合度 ×Z1×=0.318×1×24×tan14°=1.903f.计算载荷系数根据v=2.85m/s ，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.1直齿轮，KH= KF=1.4 由表10-2查得使用系数KA=1查图10-13得KF= 1.35由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮1相对支承非对称布置时，由b/h=9.79，KH=1.422, ，故载荷系数 K= KAKvKHKH=1x1.1x1.4x1.422=2.19 g.按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由（10-10a）得=64.89x=72mm h.计算模数 =mmu 按齿根弯曲强度设计 1)确定公式的计算数值载荷系数 K= KAKvKHKH=1x1.1x1.4x1.422=2.19 根据纵向重合度1.903,从图10-28中查得螺旋角影响系数0.88计算当量齿数查取齿形系数由表10-5查得 YFa1=2.592，YFa2=2.22查取应力校正系数由表10-5查得 YSa1= 1.596，YSa2=1.77查取大小齿轮的YFa YSa/ F由图10-20C查小齿轮弯曲疲劳强度极限=500Mpa;小齿轮=380 Mpa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85; =0.88所以取弯曲疲劳系数为S=1.4,有式10-12得小： F1= KFN1FE1/S =0.85x500/1.4=303.57 Mpa大： F2= KFN2FE2/S=0.88x380/1.4=238.86 Mpa故：小：YFa1 YSa1/ F1= 2.592x1.596/303.57=0.01363 Mpa大：YFa2 YSa2/ F2= 2.22 x 1.77/238.86=0.01645Mpa 2）设计计算 对比计算结果，齿面接触疲劳强度计算法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2.5mm,已经可以满足弯曲强度。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=72mm来计算相应的齿数于是 由Z1=d1/=72/2.528取Z1=28,则Z2=4.3×28=93.52 取Z1=94u 几何尺寸计算1) 计算中心距 (28+94)×2.5/2cos14°=157.2mm将中心距圆整为157mm2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 13.95°因为值变化很小，故参数、等参数不必修正3) 计算大小齿轮的分度圆直径 =72.2mm 齿顶圆直径 齿根圆直径 4) 计算齿轮宽度所以取B1=73mm , B2=78mm3.低速级齿轮设计u 选定齿轮类型、精度等级、材料及热处理工艺。 根据传动特点：选用直齿圆柱齿轮传动；速度不高，所以与一级一样选用7级精度；材料选择：选择小齿轮材料为40 Cr，硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS；热处理工艺：大小齿轮都用调质处理。初选小齿轮齿数为Z1=24 大齿轮齿数为Z2=2.8×2467 u= / =2.081) 确定公式内各计算数值： a 载荷系数 Kt=1.3b 小齿轮传递的转矩 T1=9550=9550×=456.3c 由表10-7选取齿宽系数d=1d 由表10-6查的材料的弹性系数ZE=189.8Mpa1/2e 由图10-21d按齿面硬度查的小齿轮1的接触疲劳强度极限Hlim1=600Mpa大齿轮2的接触疲劳强度极限Hlim2=550Mpaf 计算应力循环次数N1=60n1jLh=60×173.5×1×（16×300×20）=1.0× N2=N1/i=/2.8=0.357×g 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92，KHN2=0.94h 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，由式（10-12）得H1= KHN1XHlim1/S=0.92x600=552MPaH2= KHN2XHlim2/s=0.94x550=517MPa所以 H=517MPa2) 计算a 求小齿轮分度圆直径,带入公式计算mmb 计算圆周速度 c 计算齿宽 d 计算齿宽与齿高之比模数： u .按齿面接触疲劳强度进行计算设计的计算公式是：齿高：e 计算载荷系数根据 七级精度，由图108查得动载荷系数 ; 直齿轮由表102查得使用系数;由表104用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，由=10.67，查图1013，得；故载荷系数f 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径g 计算模数u 按齿根弯曲强度设计即按公式设计计算1) 确定公式中的各计算值a 由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳极限；大齿轮的弯曲疲劳极限；b 由图1018取弯曲疲劳寿命系数，c 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）有d 计算载荷系数Ke 查取齿形系数 由表105查得；f 查取应力校正系数 由表105查得；g 计算大，小齿轮的并加一比较大齿轮的数值大。2) 设计计算 由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（既模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度所算得的模数3.4mm并就圆整为标准值m=3.5，按接触强度算得的分度圆直径d1=118.3mm.算出小齿轮的齿数大齿轮齿数 这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3) 几何尺寸计算a 计算分度圆直径b 计算中心距c 计算齿轮宽度取 ，验算传动系统速度误差 m/s m/s 满足要求六、轴的设计计算七、键联接的选择及计算八、滚动轴承的选择及校核计算九、减速器机体结构尺寸及附件十、 润滑密封设计十一、联轴器设计十二、零件图设计十三、完成装配图十四、设计小结参考文献1、 致谢
