750kw泥漿泵變速箱設計含3張CAD圖.zip

750kw泥漿泵變速箱設計含3張CAD圖.zip,750,kw,泥漿泵,變速箱,設計,CAD 750KW的變速箱設計 [摘 要] 本文介紹的一種750KW的變速箱在泥漿泵的應用，結構尺寸要滿足NBQ-600泥漿泵的安裝和布置要求。變速箱是一種通用的傳動裝置，他能夠將泥漿泵原動機構的輸入參數轉化為泥漿泵所需要的輸出參數，因此變速箱的好壞往往決定泥漿泵的性能。所以齒輪與軸設計是非常重要的。本文750KW的變速箱設計主要包括原動機的選擇、變速箱的運動和動力參數計算、變速箱結構參數計算、齒輪設計與校核、軸的設計與校核、主要零件選型選材以及變速箱的結構分析設計。泥漿泵是把槽里泥漿向油井輸入，而NBQ-600泥漿泵采用的是活塞泵,活塞泵的原理：在活塞往復運動過程中，當活塞移出時，出口控制閥在其自重和壓降下關閉，輸入控制閥在壓降下打開, 排空泵腔。當活塞向內打開時，泵室中的壓力升高，導致入口逆止門關閉，出口逆止門打開。以將流體推入排氣管。而泥漿泵的載荷系數，轉速，扭矩都比較大，在石油開采的惡劣環(huán)境當中，我們設計的750KW的變速箱需要滿足石油開采的動力與穩(wěn)定性要求。所以設計750KW的變速箱一定具有傳動效率高，有載荷系數高，結構緊湊，運轉穩(wěn)定，安裝方便的特點。 [關鍵詞] 泥漿泵；變速箱；齒輪；軸 I Gearbox Design of 750KW [Abstract] This paper introduces the application of 750KW gearbox in mud pump. The structure size of NBQ-600 mud pump should meet the requirements of installation and arrangement. Gearbox is a kind of general transmission device, which can convert the input parameters of the original mechanism of mud pump into the output parameters needed by mud pump, so the quality of gearbox often determines the performance of mud pump. Therefore, gear and shaft design is very important. The gearbox design of 750KW in this paper mainly includes the selection of prime mover, the calculation of motion and dynamic parameters of gearbox, the calculation of structural parameters of gearbox, the design and check of gear, the design and check of shaft, and the selection of main parts. Material selection and structural analysis and design of gearbox. The mud pump imports the mud from the tank into the oil well, while the NBQ-600 mud pump adopts the piston pump, which is the principle of the piston pump: during the reciprocating movement of the piston, when the piston is moved out, the outlet control valve closes under its weight and pressure drop. The input control valve opens under the pressure drop. Empty the pump cavity. When the piston opens inward, the pressure in the pump chamber increases, causing the inlet reverse door to close and the outlet reverse door to open. To push the fluid into the exhaust pipe. The load coefficient, rotational speed and torque of mud pump are relatively large. In the harsh environment of oil exploitation, the 750KW designed by us is changed. The gearbox needs to meet the power and stability requirements of oil exploitation. Therefore, the gearbox designed by 750KW must have the characteristics of high transmission efficiency, high load coefficient, compact structure, stable operation and convenient installation. [Key words] Mud pump, gearbox, gear, shap  目 錄 中文摘要 I 外文摘要 II 前言 1 1 緒論 2 1.1 國內外變速箱發(fā)展現狀 2 1.2 變速箱設計基本理念 3 2 變速箱中主要參數與計算 6 2.1 變速箱的主要參數 6 2.2 各齒輪參數及強度計算 10 2.3 確定齒輪側隙與齒厚偏差 17 3 軸承選型與鍵連接 22 3.1 軸承的選型 22 3.2 軸承的校核計算 23 3.3 鍵的選型與校核計算 25 4 變速箱的密封與潤滑 27 4.1 變速箱的密封 27 4.2 齒輪的潤滑 27 4.3 軸承的密封 27 5 變速箱的結構設計 28 5.1 箱體的結構尺寸 28 5.2 變速箱的結構形式 28 5.3 主要零件圖 28 5.4 變速箱總成 33 6 總結 34 參考文獻 35 致謝 36 V 前言 前言 隨著中國重工業(yè)的不斷發(fā)展和完善，我們越來越需要設備，然后對精度，功能和技術設備要求越來越高。眾所周知，變速箱隨著工業(yè)的快速發(fā)展，使得交通更加便捷，人們的旅行也越來越頻繁。目前，中國石油需求處于無法滿足的狀態(tài)。作為石油工業(yè)的工人，我們必須對技術的不斷改進，增加石油產量以及盡快滿足交通人員的需求。這是我們的責任，同時也是我們的擔當。然后，變速箱的技術改進是關鍵的一步。研究國外齒輪箱技術，不僅快速開拓國內市場，而且在學習過程中形成了我們的主要技術，分析了競爭對手的齒輪箱，確定了齒輪箱的發(fā)展規(guī)劃。在現有齒輪箱的基礎上，對產品進行了改造和開發(fā)，并詳細計算了各部件的參數。此外，采用了新的短行程同步器技術，縮短了減速器總成的軸向尺寸，進行了自適應開發(fā)，分析了開關放大器的原理，完成了氣動放大器的設計。同時，作為移動性的要求，也實現了泥漿泵的安裝和放置的目標。在與國外先進企業(yè)進行技術交流的過程中，我們對齒輪箱中的齒輪和同步器進行了大量的優(yōu)化和改進，并分析了影響因素。分析了傳動失效模式并提出了改進措施。為了有效降低生產成本，傳動部件已經過優(yōu)化和通用。為了實現鋁鑄造工藝，已經開發(fā)出圓柱形殼體設計，從而減輕了齒輪箱的重量。已經進行了改進以減少變速箱部件的種類并提高處理方面的生產率。因為泥漿泵必須滿足渦流緩速器，它設計用于安裝泥漿泵的特殊部件，提供特殊的裝配要求，同時保護與變速箱相關的零件（例如油封）。在完成齒輪箱的設計之后，根據測試程序的要求，通過各種測試來檢查諸如疲勞測試和靜態(tài)扭轉測試的設計內容 第 21 頁 共 （37） 頁 緒論 1 緒論 1.1 國內外變速箱發(fā)展和研究現狀 1.1.1 國內發(fā)展和研究現狀 在中國，由于近期推出自動變速器，基礎薄弱，盡管近年來市場每年增長20％，仍然需要大量自動變速器要進口。因此，自動變速器的開發(fā)中的自動電子變速器（AutomatedMachine）具有低開發(fā)成本和很小的差異化。在開發(fā)中被選中。變速箱（AMT）是目前公司的最佳選擇。大多數輸電公司在引進，加工和掌握國外先進技術方面取得了優(yōu)異成績。堅持自主創(chuàng)新。在變速器領域，已經開發(fā)了大量獨立產品。同時，結構相對簡單，技術落后。 ARD只是對先進國外技術的簡單模仿，難以超越現有技術，難以節(jié)省舒適性和換檔。變速箱的設計就是其中之一。設計中的重要說明。盡管近年來自動變速器和無級變速器技術迅速發(fā)展，但它仍不占據市場主導地位。手動變速器具有很大的影響，所以手動變速器已經使用了很長時間。經過反復改進，它成為現在的形式，并且生產技術也得到了發(fā)展。終于長大了。 手動變速器與其他變速器類型相比具有以下優(yōu)點： 1.機械傳動技術已經發(fā)展了幾十年，生產技術更加成熟，長期以來一直處于領先的變速箱市場。該技術的所有方面都已長期在市場中進行了測試，并且該技術通過逐步積累而成熟。 2.手動變速器具有高的齒輪效率，理論上比自動變速器更經濟。 無級變速器（CVT）技術是一種無級變速器技術，它使用傳動帶以及驅動器和可變直徑驅動輪。它可以不斷改變齒輪比，從而滿足大多數變速箱和發(fā)動機的運行條件。目前國內市場上有幾種型號采用了這種技術。有金屬制成的無級變速器（CVT）的特征。 （1）設計簡單，體積小，細節(jié)小，批量生產后的成本肯定低于現有傳統(tǒng)自動變速器的成本。 （2）它具有廣泛的運行速度比，很容易與發(fā)動機形成理想的配對，從而改善燃燒過程，從而減少燃料消耗和排放。 （3）傳輸效率高，功耗低，經濟性高。 （4）擁有最佳的乘坐舒適性。 comCVT技術也有其缺點，因為傳動帶很容易損壞，重載不能承受。 1.1.2 國外發(fā)展和研究現狀 目前，自動變速器已成為世界潮流。原子傳動比傳統(tǒng)的手動變速器具有顯著的能量優(yōu)勢。保存，控制和協(xié)作。在國際層面，手動變速器和自動變速器的市場份額因地區(qū)而異，市場份額也各不相同。在工業(yè)化國家和地區(qū)，越來越多的自動變速器正在出現。在北美，AT自動變速箱具有不平衡優(yōu)勢，市場份額接近90％。早期開發(fā)的自動變速器由于VIG盒的設計相對成熟，其設計的寬度并不窄。考慮到市場條件和發(fā)展方面的現代汽車變速器的NT，世界領先的經銷商正積極致力于提高AT性能和開發(fā)變速器CVTS。變量將繼續(xù)。 AUTOMOTI對于CVT在汽車工業(yè)中的實際應用非常重要。然而，由于技術困難和發(fā)展緩慢，它成為其中之一。問題出在全世界。世界上有更多的自動化汽車：手動變速箱，原子變速箱，電子液壓控制系統(tǒng)，金屬折疊機構，自動變速箱。機械控制手動變速箱。雙布驅動器（CVT）的數量對應于壓力傳遞的兩倍和盤的拉動的錐形拱。 T型但是，這種類型及其金屬帶驅動的能力可以忽略不計。由于內部游離油分子與每個車輪表面之間的連接以及葉輪部分的功率消耗和移動，TT變速換能器在自動變速器流體中具有高速移動。油溫升高，功率損失增加。這可能導致油分子與各個輪子表面之間的摩擦。傳動效率存在缺陷，例如低油耗和復雜的設計。成本高，維護復雜。 1.2 變速箱設計基本理念 1.2.1 變速箱的作用 變速箱有幾個功能： （1）根據變化的駕駛條件改變傳動比，增加驅動輪的扭矩和速度范圍，同時保持發(fā)動機在有利條件下運行（高功率和低油耗）。 （2）可以反轉泥漿泵而不改變發(fā)動機的旋轉方向。 （3）當空轉用于中斷動力傳輸時，發(fā)動機可以啟動，空轉并便于換檔或動力輸出。 1.2.2 變速箱的分類 變速箱由變速驅動器和驅動機構組成。如有必要，您可以添加取力器。分類有兩種類型：改變齒輪比后和操縱方式的差異。 （1）通過改變齒輪比： ?速變速箱。它是使用最廣泛的。它使用齒輪并具有多個固定齒輪比。根據列車的類型，有兩種類型的軸（標準）和軸（行星）。 ?無級變速器。齒輪比可以在一定值范圍內通過無限級數來改變，并且最常見的是電動類型和液壓類型（運動流體的類型）。 ?內置變速箱。這是一種由液力變矩器和多級變速器組成的液壓機械變速器，其齒輪比可以在最大值和最小值之間的幾個中斷處連續(xù)變化。 。 （2）通過操作方法拆分： ?強制轉移。這是駕駛員換檔桿的直接控制。 ?自動舵機。齒輪比選擇和換檔自動完成?！白詣印币馕吨ㄟ^反映發(fā)動機負載和車輛速度的信號系統(tǒng)控制開關系統(tǒng)的致動器來執(zhí)行機械變速器的每個變速器位置的切換。 ?半自動變速箱。有兩種類型：一種是自動控制幾種常用齒輪，由駕駛員直接操縱。另一種是預選，即駕駛員在按下離合器踏板與選擇帶按鈕的檔位或當加速踏板被釋放時，由電磁或液壓裝置切換到開關。 1.2.3 變速箱的設計要求 設計一種750W機械變速箱，要求二級傳動，三檔變速，手動換擋，結構尺寸滿足NBQ-600泥漿泵的安裝和布置要求。泥漿泵是內嚙合輪泵，是采用齒輪內嚙合原理，內外齒輪節(jié)圓緊靠一邊，另一邊被泵蓋上的月牙板隔開。主軸上的主動內齒輪帶動其中外齒輪同向轉動。在進口處齒輪相互分離形成負壓吸入泥漿，齒輪在出口處不斷嵌入嚙合齒輪而將泥漿擠出。根據變速箱的傳動方式確定變速箱的參數，從而確定各構件的運動參數。設計中根據變速箱的外形、輪距、軸距、NBQ-600泥漿泵重量、滿載重量以及最高轉速等參數結合該泥漿泵的發(fā)動機型號可以得出發(fā)動機的最大功率、最大扭矩、排量等重要參數，再結合某些泥漿泵的基本參數選擇適當的主減速比。根據上述參數，再根據泥漿泵設計手冊、齒輪設計手冊、機械設計手冊等相關知識，計算出750 KW的變速器參數并論證設計的合理性。設計中給出了750KW變速器設計方案，經過嚴謹設計過程完成了齒輪設計,并經過校驗和ansys有限元優(yōu)化，證明設計的750KW變速器能夠滿足NBQ-600泥漿泵的安裝和布置。根據 變速箱的主要參數與計算 強度、剛度、壽命、振動穩(wěn)定性、可靠性等設計準則進行一系列校核。設計變速箱還需要考慮各種因素，比如失效形式，比如結構工藝性，比如經濟與環(huán)境要求。 圖 1 泥漿泵的示意 2 變速箱的主要參數與計算 2.1 變速箱的主要參數 2.1.1 模數、壓力角、螺旋角、齒數的初選 根據畢業(yè)設計任務書給定的傳動比，制定的傳動方案如下： 圖 2 齒輪傳動圖 （1）選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力取為α=20°，初選螺旋角β=13°初選模數Mn=8。 （2）參考表10-6選用8級精度。 （3）材料選擇 由表10-1選擇小齒輪20CrMnTi（滲氮），硬度為58HV，大齒輪20CrMnTi（滲氮），硬度為58HV （4）根據 三個傳動比，再根據中心距與模數的初選，初選齒數如下 一檔傳動比： Z1=27 Z2=42 Z7=53 Z8=23 二檔傳動比： Z1=27 Z2=42 Z5=46 Z6=30 三檔傳動比： Z1=27 Z2=42 Z3=40 Z5=35 一檔大齒輪的齒數Z7=53 小齒輪Z8=23 根據機械設計手冊進行校核計 2.1.2 各參數的確定 初選模數Mn=8,根據機械設計手冊進行校核計算，參考機械設計書，濮良貴，陳國定，吳立言主編，第九版 (1)由式(10-24)試算小齒輪分度圓直徑，即 1)確定公式中的各參數值 ①試選 ②計算小齒輪傳遞的扭矩: ③由表10-7選取齒寬系數 ④由圖10-20查得區(qū)域系數 ⑤由表10-5查得材料的彈性影響系數。 ⑥由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數。 ⑦由公式可得螺旋角系數 ⑧計算接觸疲勞許用應力 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 由式（10-15）計算應力循環(huán)次數： 由圖10-23查取接觸疲勞系數 取失效概率為1%，安全系數S=1，得 取和中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 2)試算小齒輪分度圓直徑 (2)調整小齒輪分度圓直徑 1)計算實際載荷系數前的數據準備。 ①圓周速度 ②齒寬 2)計算實際載荷系數 ①由表10-2查得使用系數 ②根據、8級精度，由圖10-8查得動載系數 ③齒輪的圓周力。 查表10-3得齒間載荷分配系數 由表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數 由此，得到實際載荷系數 3)由式（10-12），可得按實際載荷系數算得的分度圓直徑 4)確定模數 取 2.2 各齒輪參數及強度計算 2.2.1 齒輪幾何尺寸計算 （1）計算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=m×han*=8mm hf=m×han*+cn*=10mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=18mm （2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2×ha=187.632+2×8=203.632mm da2=d2+2×ha=432.368+2×8=448.368mm （3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2×hf=187.632-2×10=167.632mm df2=d2-2×hf=432.368-2×10=412.368mm 注：han*=1.0，cn*=0.25 2.2.2 齒輪參數的計算 (1)計算中心距 ，圓整為 (2)計算小、大齒輪的分度圓直徑 (3)計算齒寬 取B1=195mm B2=190mm 齒根彎曲疲勞強度條件為 1 ）T、Mn和d1同前 齒寬b=b2=190 齒形系數和應力修正系數，當量齒數為： 小齒輪當量齒數： 大齒輪當量齒數： 由圖10-17查得齒形系數 由圖10-18查得應力修正系數 ①試選 ②由式（10-18）計算彎曲疲勞強度用重合度系數 上式得： ③由式（10-19），可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數 2)圓周速度 3)寬高比 根據，8級精度，由圖10-8查得動載系數 查表10-3得齒間載荷分配系數 由表10-4用插值法查得，結合查圖10-13，得。 則載荷系數為 2.2.3 齒輪強度計算 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為 由圖10-22查取彎曲疲勞系數 取彎曲疲勞安全系數S=1.25，由式（10-14）得 齒根彎曲疲勞強度校核 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。 4)齒輪的圓周速度 選用8級精度是合適的 2.2.4 齒輪與零件的選型 齒輪的選型應注意材料本身的機械性能，熱處理性能以及原材料的價格等因素。 變速箱的齒輪采用20GrMnTi等材料，熱處理方式用齒部滲碳淬火，齒面硬度58-60HRC,有效硬化層深1.4-1.6mm，齒心硬度35-40HRC，齒形周邊倒角1×45?，根據變速箱的結構性能，螺檢M24×80選45鋼。螺母M24選35鋼。墊圈24 選65Mn。視窗口蓋板 選-6/Q235。密封墊 -2/潤滑橡膠。螺檢M8×16 選Q235。墊圈8 選65Mn。鉚釘2.5×6 選 ML3。螺檢M16×80 選45鋼。螺母M16 選35鋼。墊圈16 選65Mn。推桿標牌 選-1.25/LF2。 2.2.5 齒輪參數及幾何尺寸總結 表 1 齒輪參數及幾何尺寸 參數或幾何尺寸 符號 小齒輪 大齒輪 法面模數 mn 8 8 法面壓力角 αn 20 20 法面齒頂高系數 ha* 1.0 1.0 法面頂隙系數 c* 0.25 0.25 螺旋角 β 左旋11°17'27" 右旋11°17'27" 齒數 z 23 53 齒頂高 ha 8 8 齒根高 hf 10 10 分度圓直徑 d 187.632 432.368 齒頂圓直徑 da 203.632 448.368 齒根圓直徑 df 167.632 412.368 齒寬 B 195 190 中心距 a 310 310 2.3 確定齒輪側隙與齒厚偏差 2.3.1 確定小齒輪側隙和齒厚偏差 用插值法得齒輪最小側隙jbmin=0.308mm。 由式（D.1）求得，齒厚上偏差為 Esns=-jbmin2×cosαn=-0.3082×cos20=-0.16388mm 計算齒輪的分度圓直徑為 d=mn×Zcosβ=8×23cos11.2911=187.632mm 由表D.3查得，徑向跳動公差為 Fr=0.055mm 由表D.7和表D.2查得，切齒徑向進刀公差br為 br=1.26×IT9=1.26×0.052=0.06552mm 由表D.2查得，齒厚公差Tm為 Tsn=Fr2+br2×2×tanαn=0.0552+0.065522×2×tanαn=0.06227mm 故由式D.3求得，齒厚下偏差為 Esni=Esns-Tsn=-0.16388-0.06227=-0.22615mm 實際中，一般用公法線長度極限偏差控制齒厚偏差，由式（D.4）和式（D.5）得 公法線長度上偏差 Ebns=Esns×cosαn=-0.16388×cos20=-0.154mm 公法線長度下偏差 Ebni=Esni×cosαn=-0.22615×cos20=-0.213mm 由表D.10查得，查得K=1.057，Z'=KZ=1.057×23=24.311 按Z'的整數部分，由表D.9查得Wk=7（跨側齒數K=3），按Z'的小數部分，由表D.11查得 △Wn=0.004mm 所以 Wnk=Wnk+△Wn×mn=7+0.004×8=56.032mm Wnk=56.032-0.213-0.154mm 2.3.2確定大齒輪側隙和齒厚偏差 用插值法得齒輪最小側隙jbmin=0.308mm。 由式（D.1）求得，齒厚上偏差為 Esns=-jbmin2×cosαn=-0.3082×cos20=-0.16388mm 計算齒輪的分度圓直徑為 d=mn×Zcosβ=8×53cos11.2911=432.368mm 由表D.3查得，徑向跳動公差為 Fr=0.073mm 由表D.7和表D.2查得，切齒徑向進刀公差br為 br=1.26×IT9=1.26×0.052=0.06552mm 由表D.2查得，齒厚公差Tm為 Tsn=Fr2+br2×2×tanαn=0.0732+0.065522×2×tanαn=0.0714mm 故由式D.3求得，齒厚下偏差為 Esni=Esns-Tsn=-0.16388-0.0714=-0.23528mm 實際中，一般用公法線長度極限偏差控制齒厚偏差，由式（D.4）和式（D.5）得 公法線長度上偏差 Ebns=Esns×cosαn=-0.16388×cos20=-0.154mm 公法線長度下偏差 Ebni=Esni×cosαn=-0.23528×cos20=-0.221mm 由表D.10查得，查得K=1.057，Z'=KZ=1.057×53=56.021 按Z'的整數部分，由表D.9查得Wk=16（跨側齒數K=6），按Z'的小數部分，由表D.11查得 △Wn=0mm 所以 Wnk=Wnk+△Wn×mn=16+0×8=128mm Wnk=128-0.221-0.154mm  圖 3 大齒輪圖 軸承選型與鍵連接 圖 4 小齒輪圖 第 39 頁 共（37）頁 變速箱的結構設計 3 軸承選型與健連接 3.1 軸承的選型 3.1.1 高速軸的選型 1.已經確定的運動學和動力學參數 轉速n=1800r/min；功率P=742.5kW；軸所傳遞的轉矩T=3939375N?mm 2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表15-1選用45（表面淬火），齒面硬度為40～50HRC，許用彎曲應力為[σ]=60MPa 3.按扭轉強度概略計算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=50。 d≥A0×3Pn=50×3742.51800=37.22mm 由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5% dmin=1+0.05×37.22=39.08mm 查表可知標準軸孔直徑為40mm故取dmin=40 3.1.2 低速軸承的選型 1.已經確定的運動學和動力學參數 轉速n=782.61r/min；功率P=720.37kW；軸所傳遞的轉矩T=8790500.38N?mm 2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表15-1選用45（調質），硬度為240HBS，許用彎曲應力為[σ]=60MPa 3.按扭轉強度概略計算軸的最小直徑 由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=60。 d≥A0×3Pn=60×3720.37782.61=58.37mm 3.2 軸承的校核計算 3.2.1 高速軸承的校核計算 表 2 高速軸的參數 軸承型號 內徑d(mm) 外徑D(mm) 寬度B(mm) 基本額定動載荷(kN) 7210AC 50 90 20 40.8 根據前面的計算，選用圓錐圓滾子軸承，內徑d=50mm，外徑D=90mm，寬度B=20mm 軸承基本額定動載荷Cr=40.8kN，額定靜載荷C0r=30.5kN，軸承采用正裝。 要求壽命為Lh=48000h。 當Fa/Fr≤0.68時，Pr=Fr；當Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa 由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力： Fr1=FNH12+FNV12=20995.222+11461.092=23919.78N Fr2=FNH22+FNV22=20995.222+4123.832=21396.38N Fd1=0.68×Fr1=0.68×23919.78=16265.45N Fd2=0.68×Fr2=0.68×21396.38=14549.54N 由前面計算可知軸向力Fae=8384N Fae+Fd2=22933.54N>Fd1=16265.45N 由計算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。 Fa1=Fae+Fd2=8384+14549.54=22933.54N Fa2=Fd2=14549.54N Fa1Fr1=0.96 Fa2Fr2=0.68 查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.41×23919.78+0.87×22933.54=29759.29N Pr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×21396.38+0×14549.54=21396.38N 取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式 Lh=10660n×ft×Crfp×Pr3=50015h>48000h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。 3.2.2 低速軸承的校核計算 表 3 低速軸的參數 軸承型號 內徑d(mm) 外徑D(mm) 寬度B(mm) 基本額定動載荷(kN) 7214AC 70 125 24 69.2 根據前面的計算，選用圓錐圓滾子軸承，內徑d=70mm，外徑D=125mm，寬度B=24mm 軸承基本額定動載荷Cr=69.2kN，額定靜載荷C0r=57.5kN，軸承采用正裝。 要求壽命為Lh=48000h。 當Fa/Fr≤0.68時，Pr=Fr；當Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa 由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力： Fr1=FNH12+FNV12=20331.062+16116.252=25943.89N Fr2=FNH22+FNV22=20331.062+-1024.352=20356.85N Fd1=0.68×Fr1=0.68×25943.89=17641.85N Fd2=0.68×Fr2=0.68×20356.85=13842.66N 由前面計算可知軸向力Fae=8119N Fae+Fd2=21961.66N>Fd1=17641.85N 由計算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。 Fa1=Fae+Fd2=8119+13842.66=21961.66N Fa2=Fd2=13842.66N Fa1Fr1=0.85 Fa2Fr2=0.68 查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.41×25943.89+0.87×21961.66=29743.64N Pr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×20356.85+0×13842.66=20356.85N 取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式 Lh=10660n×ft×Crfp×Pr3=50015h>48000h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。 3.3 鍵的選型與校核計算 3.3.1 高速軸與小齒輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T 1096-2003）,鍵長180mm。 鍵的工作長度 l=L-b=164mm 小齒輪材料為20Cr，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應力 σp=4×Th×l×d=103MPa<σp=120MPa σp=4×Th×l×d=103MPa<σp=120MPa 3.3.2 低速軸與大齒輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=20mm×12mm（GB/T 1096-2003）,鍵長140mm。 鍵的工作長度 l=L-b=120mm 大齒輪材料為20Cr，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應力 σp=4×Th×l×d=103MPa<σp=120MPa 4 變速箱的密封與潤滑 4.1 變速箱的密封 為了防止?jié)櫥瑒┰跉んw內泄漏和外部雜質滲入殼體內部，殼體部件，如蓋子和殼 體，以及外軸，輸入軸和軸承蓋的出口 需要不同類型的密封裝置。 對于沒有相對運動的密封表面，密封劑，耐油橡膠密封件等通常用于旋轉部件，例如過度延伸的軸密封件，根據運動速度和密封要求，要不同的密封件和結構。 在該設計中，使用接觸密封，因為密封界面的相對速度低。 輸入軸和軸承蓋之間的V <3 m / s，輸出軸和軸承蓋之間的V <3 m / s。 所以使用半羊毛氈油環(huán)。要不同的密封件和結構。 在該設計中，使用接觸密封，因為密封界面的相對速度低。輸入軸和軸承蓋之間的V <3 m / s，輸出軸和軸承蓋之間的V <3 m / s。 所以使用半羊毛氈油環(huán)。 4.2 齒輪的潤滑 在閉合的通用齒輪系中，潤滑過程由齒輪系的齒輪速度確定。由于大而慢的齒輪的圓周速度v≤12m/ s，大齒輪的齒輪齒浸入油箱中以潤滑油。當齒輪被驅動時，潤滑油被施加到齒輪的齒的表面，并且油也被吸入到箱壁中以散熱。浸入油中的齒輪的深度通常不超過一個齒高，但通常不應小于10毫米。為了防止灰塵沉積在當齒輪旋轉時，齒面磨損時油箱的地面上，在大齒輪的頂和油箱之間的距離至少為30毫米，齒的頂部和底部之間的距離水箱是30毫米。由于慢速大齒輪的齒高h = 22.5mm≤10mm，因此油的浸入深度為10 mm。然后是油的深度H = 30 + 10 = 40毫米根據齒輪箱的圓周速度，檢查是否加載了工業(yè)齒輪油（GB 5903-2011），潤滑等級320，建議粘度266 cSt。 4.3 軸承的潤滑 滾動軸承潤滑劑可以是潤滑劑，潤滑油或固體潤滑劑。 潤滑方法的選擇可以通過齒輪箱的圓周速度來判斷。 由于V波> 2 m / s，因此選擇油。 5 變速箱的結構設計 5.1 變速箱的結構尺寸 箱體是變速箱所有部件的基礎，也是存儲和固定軸部件的重要部件，以確保齒輪箱部件的正確對齊并承受齒輪箱上的負載。 該罐通常還用作潤滑油的燃料箱。 機體結構的尺寸主要取決于地腳螺栓的尺寸，并且腳螺釘的尺寸取決于兩個齒輪的軸向距離a。 變速箱設計的具體結構尺寸如下 表 4 變速箱的結構尺寸 箱座壁厚 δ 0.025a+1≥8 10mm 箱蓋壁厚 δ1 0.02a+1≥8 10mm 箱蓋凸緣厚度 b1 1.5δ1 15mm 箱座凸緣厚度 b 1.5δ 15mm 箱座底凸緣厚度 b2 2.5δ 25mm 地腳螺栓的直徑 df 0.047a+8 M24 地腳螺栓的數目 n 6 軸承旁連接螺栓直徑 d1 0.75df M20 蓋與座連接螺栓直徑 d2 (0.5～0.6)df M16 軸承端蓋螺釘直徑 d3 (0.4～0.5)df M8 視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3～0.4)df M6 定位銷直徑 d (0.7～0.8)d2 16mm df、d1、d2至外箱壁距離 C1 查表 34mm、26mm、22mm df、d1、d2至凸緣邊緣距離 C2 查表 28mm、24mm、20mm 軸承旁凸臺半徑 R1 C2 24mm 凸臺高度 h 根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準 61mm 外箱壁至軸承座端面距離 l1 C1+C2+(5～10) 55mm 大齒輪頂圓與內箱壁距離 △1 >1.2δ 14mm 齒輪端面與內箱壁距離 △2 >δ 12.5mm 箱蓋、箱座肋厚 m1、m m1≈0.85×δ1、m≈0.85×δ 10mm、10mm 高速軸承端蓋外徑 D1 D+(5～5.5)d3；D--軸承外徑 130mm 低速軸承端蓋外徑 D2 D+(5～5.5)d3；D--軸承外徑 165mm 5.2 變速箱的結構形式 5.2.1 齒輪傳動結構 變速箱的齒輪有直齒圓柱輪和斜齒圓柱輪。與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪具有穩(wěn)定操作和低噪音水平的優(yōu)點。缺點是制造過程的復雜性和操作中的軸向力。變速器中的所有常嚙合齒輪都是斜齒輪，但這增加了正常嚙合的齒輪數量并增加了齒輪的慣性矩。正齒輪僅用于低檔和后檔。傳遞裝置可以與軸制成一體或與軸分離，然后通過齒輪收張、緊座或滑動軸承其中的一個連接到軸。齒輪很小并且與軸分開，并且內徑到根部的厚度影響齒輪箱的強度。所需尺寸b必須大于或等于齒輪齒的危險部分的厚度。為了在將齒輪放置在軸上后確保齒輪的穩(wěn)定性，齒輪的寬度C必須根據設計分辨率盡可能大，以滿足至少尺寸要求：C =（1.2~1.4）d其中：d2是楔形的內徑。變速箱的傳動：輸入軸功率 - 中間軸齒輪 - 輸出軸齒輪 - 輸出功率。 5.2.2 換檔形式 換檔機構有三種類型的正齒輪，一個套筒和一個同步器。當泥漿泵運轉時，齒輪具有不同的角速度，因此通過圓柱齒輪的軸向運動使齒輪的位移在齒輪齒的端部處產生沖擊，并有噪音。齒輪驅動機構的功能是確保齒輪或正時齒輪移動預定距離以獲得所需的齒輪位置，并且齒輪，離合器或兩個齒輪的同步不能同時啟動。變速器的操作在很大程度上取決于工作機構，由于控制機構較差，并且難以懸掛或不能提升，因此通常難以構造。此外，切換占驅動程序工作量的很大一部分。因此，一個重要的問題是如何使控制機制簡單和自動化。單擊帶有換檔撥叉的同步器或連接換檔輪轂進行切換。 5.2.3 操作機構 組合式變速箱具有左右部件的組合。在這種情況下，驅動軸連接到左半部分（即，在內齒輪上加工的驅動軸的右端），另一半連接齒輪（內輪組件的內腔）和輸出軸的導向楔，使得它通過致動器移動它是軸向導向的，以實現加法器的分離和連接。并且軸具有通孔，該孔具有連接到中間彈簧的兩個球;集成齒輪具有兩個凹槽，每個凹槽位于傳動軸中，以便在球中的球開口和斷開狀態(tài)被阻擋時便于抓握。組合齒輪不會引起軸向滑動，離合器不平滑。變速桿的驅動機構位于不同的位置，可分為直接控制遙控類型。 驅動機構的設計首先確定切換位置。切換位置主要通過方便的角位移從圖8的視點確定。為此，請注意以下三點： （1）按順序排列; （2）將公共文件放在中間位置，將剩余文件放在兩邊; （3）為避免錯誤的反向，相反的情況通常位于最外角，工作班次，有時由行組成。但往往局限于結構轉移方案，而不是該方案最方便的方案。 5.3 主要零件圖 5.3.1 拔叉機 圖 5 拔叉機 5.3.2 上箱體 圖 6 上箱體 5.3.3 下箱體 圖 7 下箱體 5.3.4 輸出軸 圖 8 輸出軸 5.3.5 輸入軸 圖 9 輸入軸 5.3.6 中間軸 圖 10 中間軸 5.4 變速箱總成 5.4.1 變速箱總成圖 圖 11 變速箱總成圖 5.4.2 變速箱結構作 變速箱由輸入軸、輸出軸、中間軸、上箱體、下箱體、拔插機構、四對齒輪、螺栓、螺母、滑動塊等主要零件組成，變速箱的工作原理，就是通過撥動變速桿，切換中間軸上的主動齒輪，通過大小不同的齒輪組合與動力輸出軸結合，從而改變驅動輪的轉矩和轉速。進一步到這個750KW的變速箱，它換檔的過程如下:它是電機直驅，在輸入軸、中間軸、輸出軸中有一對固定齒輪，換檔時是給輸入軸一個動力，中間軸四對齒輪固定，進行一檔減速時，滑動塊卡住輸出軸一檔齒輪，輸出軸二檔三檔的齒輪分開，固定齒輪與中間軸一檔固定齒輪嚙合，進行一檔減速；進行二檔減速時，滑動塊卡住輸出軸二檔齒輪，輸出軸的一檔三檔齒輪分開，撥叉機構由中間軸一檔齒輪切換到中間軸二檔齒輪，固定齒輪與中間軸二檔固定齒輪嚙合，進行二檔減速；進行三檔減速時，滑動塊卡住輸出軸三檔齒輪，輸出軸一檔二檔齒輪分開，拔插機構由中間軸二檔齒輪切換到中間軸三檔齒輪，固定齒輪與中間軸三檔齒輪嚙合，進行三檔減速。最后滑動塊都松開，輸出軸一檔二檔三檔齒輪都分開，拔插機構由中間軸三檔齒輪切換到中間軸一檔齒輪，進行循環(huán)減速 6 總結 該設計基于設計任務書，設計了750KW變速箱。首先確定了工作計劃，設計了電機直接驅動，齒輪傳動，軸和箱體等主要部件。每個尺寸的零件都根據設計要求嚴格設計，采用合理的布局，使結構更加緊湊。通過750KW變速箱的設計，我對機械設計的方法和步驟有了更深入的了解。熟悉各種常用部件的設計和校準方法，如齒輪，鍵和軸;掌握了如何選擇標準零件，如何查閱和使用手冊，如何繪制零件圖紙和裝配圖紙;以及設計非標準零件的要點和方法。它進一步鞏固了之前學到的專業(yè)知識,讓我學以致用，學有所用。 大學四年來，我學習了機械制圖，理論力學，材料力學，機械原理，機械設計，互換性與測量基礎，金屬材料與成型，數控編程，機電一體化，通過本次畢業(yè)設計，我發(fā)現了理論基礎以往研究的課程不是很扎實，與現實沒有真正的聯系。我設計的數據和實踐之間存在很大差距，有些不符合機械設計指南的要求，知識的寬度不夠廣，學到的知識也不會被整合。通過這次畢業(yè)設計，我發(fā)現機械設計的線條需要豐富的經驗和扎實的理論知識。本設計過程中的大量內容都在參考書中。許多數據選擇都基于書中的數據。我設計的數據仍然有很多錯誤，我不知道為什么這是不合理的。許多設計的關鍵點是XX的指導下完成的。毫無疑問，我的設計內容仍存在 總結 許多不足。畢竟，這次設計是我第一次將我學到的知識與實踐聯系起來。有許多不合理的設計是不可避免的。通過這次設計，我學到了一些設計步驟和指南。我們不能違反這些準則，否則我們的設計就會出錯。這種設計也培養(yǎng)了一些好習慣。例如，應該為草稿準備，并且設計內容應該逐步明確地寫在稿件紙上。從事機械工作需要嚴謹的風格。我一直記得在設計過程中這一點。設計過程中有很多數據是錯誤的或不合理的，但不是很嚴重。這次我沒有像以前那樣忽略這些小細節(jié)。在設計過程中，我還學會一些應用軟件，如cad、word、ansys等，使用起來不是很熟練，機械手冊也不熟練。我將把這次設計學到的知識在未來的工作中進一步加強。 總之，這種設計培養(yǎng)了我全面運用機械設計理論知識和運用實際生產知識解決實際工程問題的能力。在設計過程中，我也培養(yǎng)了我的設計意識，并希望我在未來的工作中更加努力。 變速箱的結構設計 參考文獻 [1] 成大先主編.《機械設計手冊》 [M].北京：機械工業(yè)出版社，1991. 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