二级变速箱设计报告资料Word文档下载推荐.docx
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要求已定
电动机
齿轮
考虑平行轴传动,且传动平稳,加工制造简单
直齿传动
轴承
直齿传动所以减速器轴承受轴向力不大
球轴承
联轴器
为使连接平稳可靠
凸缘联轴器
计算及说明
结果
2-1电动机的选择
1.电动机容量选择
根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率
设:
——对滚动轴承效率。
=0.99
——为齿式联轴器的效率。
——为7级齿轮传动的效率。
=0.98
——输送机滚筒效率。
=0.96
估算传动系统的总效率:
=·
·
=0.9920.993·
0.982·
.96=0.86
工作机所需的电动机攻率为:
Y系列三相异步电动机技术数据中应满足:
。
因此综合应选电动机额定功率
2、电动机的转速选择
根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速
nw==95.5r/min.
方案比较
方案号
型号
额定功率
KW
同步转速
r/min
满载转速
1
Y112M—2
4.0KW
3000
2890
2
Y112M—4
1500
1440
3
Y132M1—6
1000
960
4
Y160M1—8
750
720
nw=95.5r/min.
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比,可见第3种方案比较合适,因此选用电动机型号为Y132M1-6,其主要参数如下表:
堵转转矩
额定转矩
最大转矩
2.0
2-2传动比的分配
带式输送机传动系统的总传动比
===10.05
分配传动比:
=iⅠ×
iⅡ
考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近,取iⅠ===3.62.
iⅡ===2.78
2-3传动系统的运动和动力学参数设计
传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下:
(1)各轴的转速
Ⅰ轴nⅠ=nN=960r/min.
Ⅱ轴nⅡ===265.2r/min
Ⅲ轴nⅢ===95.4r/min
卷筒轴n卷=nⅢ=95.4r/min
(2)各轴输入功率
Ⅰ轴PⅠ=Pd=3.3×
0.99=3.297kw.
Ⅱ轴PⅡ=PⅠ·
=3.297×
0.99×
0.98=3.2kw
Ⅲ轴PⅢ=PⅡ·
=3.2×
0.98=3.104kw
卷筒轴P卷=PⅢ·
=3.104×
0.99=3.04kw
(3)各轴的输入转矩
电动机的输出转矩Td为
Td=9.55×
106=9.55×
106×
=3.313×
104N·
㎜
故Ⅰ轴TⅠ=Td=.3.313×
0.99=3.280×
故Ⅱ轴TⅡ=TⅠ·
iⅠ=32798.7×
0.98×
3.62
=1.152×
轴TⅢ=TⅡ·
2.78
=3.012×
N·
卷筒轴=·
×
0.99
=2.952×
各参数如左图所示
轴号
减速器
工作机
0轴
1轴
2轴
3轴
4轴
转速r/min
265.2
95.4
功率kw
3.33
3.297
3.2
3.104
3.04
转矩N•m
33.13
32.8
115.2
301.2
295.2
联接、传动件
传动比
传动效率
0.97
0.9801
第三章高速级齿轮设计
已知条件为3.297kW,小齿轮转速=960r/min,传动比由电动机驱动,工作寿命10年,一班制,载荷平稳,连续单向运转。
一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。
1)选用直齿圆柱齿轮传动
2)运输机为一般工作机,速度不高,故用7级精度(GB10095-88)
3)材料选择:
由机械设计第八版课本表10-1可选小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬差为40HBS。
4)选取小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数:
Z2=iZ1=3.62×
24=86.88
取Z2=87。
3-1按齿面强度设计
由设计计算公式进行试算,
即:
1)确定公式内的各计算数值
(1)由文献【3】表11-3试选Kt=1.3,标准齿轮区域系数=2.5
(2)计算小齿轮传递的转矩:
=N·
mm=3.28N·
mm
1)由文献【1】表10-7选取齿宽系数。
2)由文献【1】表10-6查得材料的弹性影响系数189.8。
3)由文献【1】图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限600M;
大齿轮的接触疲劳强度极限=550M。
4)计算齿轮应力循环次数:
60609601(1836510)=1.68192
=4.65
7)由文献【1】图10-19取接触疲劳强度寿命系数0.88;
0.91
8)计算接触疲劳需用应力。
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得:
==0.88600M=528M
==0.91550M=500.5M
2)计算
1)试算小齿轮分度圆直径,代入中较小的值。
=mm46.07mm
2)计算圆周速度v。
vm/s2.31m/s
3)计算齿宽b。
b=146.21mm=46.07mm
4)计算齿宽与齿高之比。
模数=mm=1.92mm
齿高h=2.25=2.251.93mm=4.32mm
==10.67
5)计算载荷系数。
根据v=2.31m/s,7级精度,由文献【1】图10-8查得动载系数1.20;
直齿轮,1;
由文献【1】表10-2查得使用系数1;
由文献【1】表10-4用插值法的7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时,1.417。
由=10.65,1.417查文献【1】图10-13得1.35;
故载荷系数K=11.201.417=1.7004
6)按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径,由下式得
46.21mm=50.4mm
46.01mm
v2.31m/s
=1.92mm
K=1.7004
50.4mm
7)计算模数m。
mmm=2.1mm
3-2按齿根弯曲强度设计
由下式得弯曲强度的设计公式为m
1)确定公式内的各计算数值
1)由文献【1】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500M;
大齿轮的弯曲疲劳强度极限380M;
2)由文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85,=0.87;
3)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)得
=M=303.57M
=M=236.14M
4)计算载荷系数K=K==11.2011.35=1.62
5)查取齿形系数。
由文献【1】表10-5查得2.65,2.206。
6)查取应力校正系数。
由文献【1】表10-5查得=1.58,=1.745。
7)计算大、小齿轮的并加以比较。
0.0138
0.0163
因此,大齿轮的数值大。
2)设计计算
mmm=1.44mm
m=2.1mm
K=1.62
对比计算结果,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强度决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取由弯曲强度算的得模数1.44mm,并就近圆整为标准模数1.5,按接触强度算得的分度圆直径=50.40mm,
算出小齿轮齿数=33.634
大齿轮齿数34=123.08,取
这样设计出来的齿轮传动,即满足了齿面的接触疲劳强度,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
(1)计算分度圆直径=m=341.5mm=51mm
=m=1231.5mm=184.5mm
(2)计算中心距a=mm=117.75mm
(3)计算齿轮宽度b=151mm=51mm
取51mm,56mm。
第四章低速级齿轮传动设计
已知条件为输入功率3.2kW,小齿轮转速=265.2r/min,传动比2.78由电动机驱动,工作寿命10年,一班制,载荷平稳,连续单向运转。
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1)传动方案为直齿圆柱齿轮传动。
2)运输机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度(GB10095-88).
3)材料选择。
由文献【1】表10-1选择小齿轮材料为40(调质),硬度为280HBS;
大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。
Z1=34
Z2=123
=51mm
=184.5
a=117.75mm
51mm,
56mm。
4)选小齿轮齿数24,2.7824=66.72,取。
4-1按齿面强度设计
设计公式为:
1)由文献【3】表11-3试选载荷系数:
1.3
2)计算小齿轮传递的转矩:
=
=1.152N·
2)由文献【1】表10-7选取齿宽系数。
3)由文献【1】表10-6查得材料的弹性影响系数189.8。
4)由文献【1】图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限600M;
5)计算齿轮应力循环次数:
6060265.21(1836510)=4.6463
=1.6713
7)由文献【1】图10-19取接触疲劳强度寿命系数0.91;
0.921
==0.9600M=546M
==0.92550M=506.55M
1)试算小齿轮3分度圆直径,代入中较小的值。
=mmmm
vm/s1.007m/s
b=172.53mm=72.53mm
模数=mm=3.02mm
齿高h=2.25=2.25mm=6.79mm
==10.681
根据