变速箱课程设计说明书

第 1 页 2018-7-261目录一、传动方案拟定.2二、电动机的选择.3三、计算总传动比及分配各级的传动比.4四、运动参数及动力参数计算.4五、传动零件的设计计算.5六、轴的设计计算.17七、键联接的选择及计算.30八、滚动轴承的选择及校核计算. 31九、减速器机体结构尺寸及附件32十、 润滑密封设计.34十一、联轴器设计.34十二、零件图设计.35十三、完成装配图.36十四、设计小结.36参考文献致谢第 2 页 2018-7-262计算过程及计算说明一、传动方案拟定设计二级圆柱斜齿轮减速器已知条件：1. 运输带工作拉力：F2.6kN；2. 运输带工作速度：v1.3m/s；3. 卷筒直径：D300mm；4. 使用寿命：8 年；5. 工作情况：两班制，(每年 300 天),连续单向运转，载荷较平稳;6. 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产. 确定传动装置总体设计方案:传动设计方案有：单级圆柱齿轮传动+链传动；V 带传动+单级圆柱齿轮传动；两级圆柱齿轮传动；圆锥圆柱齿轮传动；蜗杆传动。先由已知条件计算驱动卷筒的转速 ，即：wnmi/8330.16106rDvnw 一般选用同步转速为 1000 或 1500 的电动机作为原动i/机，因此，传动装置总传动比约为 8 或 12。由于工作环境灰尘较大，故方案和方案不合适；方案不适宜长时间连续工作，且成本较高；由于对结构尺寸无特别要求，且考虑到其经济性，方案比方案制造成本低，故选取方案。方案传动装置简图如下：F=2600NV=1.3m/sD=300mmnw=83r/min第 3 页 2018-7-263二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y 系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率： 总 = 带轮 4 球轴承 2 齿轮 联轴器 滚筒=0.960.9940.9720.990.95=0.816(2)电机所需的工作功率： kwFvpw 14.86.01320总3、 确定电动机转速：经查表按推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比i 24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比 i 840，则总传动比合理范围为 i 16160，电动机转速的可选范围为n i （16160）83132813280r/min。w综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为 Y132S12 的三相异步电动机，它为卧式封闭 总=0.816P 工作=4.14KW第 4 页 2018-7-264结构查课程设计指导书 P142 表 14.1 选取电动机额定功率=5.5edpkw三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比： 94.3820wmani2、分配传动装置传动比 ai0i式中 分别为带传动和减速器的传动比。1,为使 V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取 2.6，则减速器传动0i比为 13.44i0/a根据各原则，查图得高速级传动比为 4.34，则 3.101i2i1/四、运动参数及动力参数计算1、各轴转速取电动机为 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：电动机转速 minr传动装置的传动比方案电动机型号额定功率Pedkw 同步转速满载转速电动机重量Kg总传动比V 带传动减速器1 Y132S1-25.5 3000290070 27.362 13.68电动机型号Y132S1-2i 总 =34.94据手册得I1=4.34I2=3.10第 5 页 2018-7-265min/8310.257.4.in/.12903210rinrinm2.各轴输入功率按电动机所需的工作功率 计算各轴输入功率：dPkwPkkd95.3.09.6.36.781817.64.42103.各轴转矩 mNnPTnmNT53322 41100 06.4950.39.95.将以上计算结果整理如下表：项目 O 轴 I 轴 II 轴 III 轴转速（r/min）2900 1115.4 257.0 83功率（kw） 4.14 3.97 3.81 3.66转矩（Nm）13.6 33.95 141.5 462.0传动比 2.6 4.34 3.10效率 0.96 0.96 0.96五、传动零件的设计计算 nI =1115.4r/minnII=257.0r/minnIII=83r/minPI=6.65KWPII=6.45KWPIII=6.13KW kw95.34第 6 页 2018-7-2665.1.设计带和带轮1. 确定计算功率查课本 表 8-7 得： 1.1163PAk,式中 为工作情况系数， wkAca 5.4.为传递的额定功率,既电机的额定功率.p2. 选择带型号根据 ， ,可选用带型为 A 型带kPca5.41.A3. 选取带轮基准直径 2d查课本 表 8-6 和 表 8-8 得小带轮基准直径15157P，则大带轮基准直径 .md901 mdid 234906.1024. 验算带速 v在smndV /35/6.10629106530m/s 范围内，带充分发挥。5. 确定中心距 a 和带的基准长度由于,所以 0.7(90+234) 2(90+234)初步选取中心距 a：0a，初定中心距 ，所以带长,ma6280m50= .查课本dL124)()(020 121add表 8-2 选取基准长度 得实际中心距146PLd6smv/6.13ma50Ld16第 7 页 2018-7-267m Lad54920取6. 验算小带轮包角 1，包角合适。 65801802ad7. 确定 v 带根数 z因 ，带速 ，传动比md91 smv/.1320i查课本 表 8-4a 和 8-4b,并由内插值法得52P.0.670p查课本 表 8-2 得 =0.9914LK查课本 表 8-5,并由内插值法得 =0.965P由 公式 8-22 得1437.2)(0lcakpZ故选 Z=3 根带。8. 计算预紧力 0F查课本 表 8-3 可得 ,故:149Pmkgq/1.单根普通带张紧后的初拉力为 NvkzvFca7.0)5.2(029. 计算作用在轴上的压轴力 pF利用 公式 8-24 可得:15PNFzp 6.452sin10ma549md901234Z=3 NF7.10第 8 页 2018-7-2685.2.齿轮传动的设计计算一：设计减速器的高速级齿轮 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度（GB10095-88） 。 材料选择。由机械设计P191 表 10-1 选择小齿轮材料为40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 选小齿轮齿数 26，大齿轮齿数 8.12634.12zi圆整后齿数取 。132z 初选螺旋角为 。5按齿面接触强度设计按照下式试算： 32112HEdtt ZiTK确定公式内的各计算数值转矩 mN.109.42试选载荷系数 2.0由机械设计P205 表 10-7 选取齿宽系数 1d由表机械设计P201 表 10-6 查得材料的弹性影响系数218.9aEMPZ由机械设计P207 图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限aHP601limaH502lim 132Z第 9 页 2018-7-269由机械设计P206 式 10-13 计算应力循环次数812 90.7/12360iNjLnh由机械设计P207 图 10-19 查得接触疲劳寿命系数，9.1HNK16.2HN计算接触疲劳应力取失效概率为 1，安全系数 S=1，由式 10-12 得：aHNHMPSK4.625lim22li1因此，许用接触应力 aHMP2.58621由机械设计P217 图 10-30 选取区域系数 4Z由机械设计P215 图 10-26 查得 ，7.01.02因此有 64.121 设计计算试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得：td1mdt57.391计算圆周速度 snvt310.2601计算齿宽 b 及模数 ntm96.173.254cos.91hbzdmnttnt计算纵向重合度 91027.3N82.aHaMP4.6251=586.H2MPv=2.310m/s第 10 页 2018-7-2610215.tan318.0zd计算载荷系数查机械设计P190 表 10-2 得载荷系数 =1AK根据 v=2.310m/s，8 级精度，由机械设计P194 图 10-8查得动载荷系数 =1.12VK由机械设计P196 表 10-4 查得：4509.1HB由机械设计P195 表 10-13 查得 =1.295FK由机械设计P193 表 10-3 查得 = =1.4H因此，载荷系数 275.VAK按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 mdtt 31.431计算模数 5.cos1zmn 按齿根弯曲强度设计按下式计算： 321cosFSadn YzKTm 确定公式内的各计算数值 计算载荷系数 03.2FVAK 根据纵向重合度 ，从机械设计P215 图 10-28 查15.得螺旋角影响系数 8Y 计算当量齿数=2.215mn=1.53K=2.03215.第 11 页 2018-7-261139.125cos8.321zv 查取齿形系数由机械设计P200 表 10-5 查得 ，53.21FaY160.2FaY 查取应力校正系数由机械设计P200 表 10-5 查得 ，69.1Sa8.2Sa 由机械设计P208 图 10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限aFEMP501 aFEMP302 由机械设计P206 图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数，86.1FNK92.FN 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：aFEKNFMPS71.249.30211 计算小、大齿轮的 并加以比较FSaY0156.3.21FSaFY小齿轮的数值较大。 设计计算 5.1nm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn=2.0mm 已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强8.0YMn=2.0第 12 页 2018-7-2612度算得的分度圆直径 d1=41.31mm 来计算应有的齿数。于是由：87.9cos1nmdz取 ，则 ，取 。201 8.623.412zi 72z 几何尺寸计算 计算中心距 mzan7.10cos21将中心距圆整为 111mm。 修正螺旋角 “40251arcos21zn因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。KHZ 小、大齿轮的分度圆直径 mzdn50.18cos.421 计算齿宽 bd.41圆整后，小齿轮齿宽 ，大齿轮齿宽 。mB501mB42二：设计减速器的低速级齿轮 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。精度等级仍选用 8 级精度（GB10095-88） 。材料选择。由机械设计P189 表 10-1 选择小齿轮材料为40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，=111mm1a=“40251mB50142第 13 页 2018-7-2613硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ，圆243z 752410.324zi整齿数取 75。初选螺旋角为 。15按齿面接触强度设计按照下式试算： 32211HEdtt ZiTK确定公式内的各计算数值转矩 mN.1046.53试选载荷系数 tK由机械设计P205 表 10-7 选取齿宽系数 1d由机械设计P201 表 10-6 查得材料的弹性影响系数218.9aEMPZ由图机械设计P 207 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ； 大齿轮的接触疲劳强度aHMP603lim极限 aHP504lim由机械设计P206 式 10-13 计算应力循环次数821103./276iNjLnh由机械设计P207 图 10-19 查得接触疲劳寿命系数，5.3HNK95.4HN计算接触疲劳应力取失效概率为 1，安全系数 S=1，由式 10-12 得：82103.7N第 14 页 2018-7-2614 aHNH MPSK25.601095.3.4lim4li33 因此，许用接触应力 aH6.143由机械设计P215 图 10-30 选取区域系数 425Z由机械设计P214 图 10-26 查得 ，7.038.0因此有 62.143设计计算试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得：td3 mdt 39.516.84250.62.143 25 计算圆周速度 smnvt8.01623计算齿宽 b 及模数 nt04.128.635.9.cos3hbmzdnttnt计算纵向重合度 982.1tan318.0zd计算载荷系数查机械设计P190 表 10-2 得载荷系数 =1AK根据 v=0.8m/s，8 级精度，由图 10-8 查得动载荷数 =1.03VKv=0.80m/s=1.982第 15 页 2018-7-2615由机械设计P 194 表 10-4 查得：456.1HBK由机械设计P198 表 10-13 查得 =1.41FK由机械设计P195 表 10-3 查得 = =1.4H因此，载荷系数 17.2VAK 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 mdtt 73.653计算模数 4.2cos3zmn 按齿根弯曲强度设计按下式计算： 323cosFSadn YzKTm确定公式内的各计算数值计算载荷系数 10.2FVAK根据纵向重合度 ，从图 10-28 查得螺旋角影响系数84.。8.0Y计算当量齿数 2.83cos6.43zvv查取齿形系数由机械设计P200 表 10-5 查得 ，581.23FaY73.4FaY查取应力校正系数=2.645nmK=2.10第 16 页 2018-7-2616由机械设计P190 表 10-5 查得 ，598.13SaY73.14SaY由机械设计P208 图 10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限aFEMP503 aFEMP04由机械设计P206 图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数，92.3FNK93.4FN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：aFEKNFMPS43.257.84433计算小、大齿轮的 并加以比较FSaY015.2.43FSaFY小齿轮的数值较大。设计计算 01.25.62.14cos80.1023 25 nm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn=2.5mm 已可满足弯曲强度。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 d3=59.39mm 来计算应有的齿数。于是由： 9.2cos3nmdz取 ，则 ，取 。3 3.7124zi724z mn=2.5mm23z74第 17 页 2018-7-2617 几何尺寸计算计算中心距 mzan93.12cos432将中心距圆整为 123mm。修正螺旋角 “206152arcos43zn因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。KHZ小、大齿轮的分度圆直径 mzdn4.186cos5.943计算齿宽 bd5.93圆整后，小齿轮齿宽 ，大齿轮齿宽mB653mB604参数 齿轮齿轮 1 齿轮 2 齿轮 3 齿轮 4齿数 z 20 87 23 72分度圆 d 41.5 180.50 59.56 186.44螺旋角 “40251“40251“2061“20615齿宽 b 50 42 65 60齿全高 h 4.5 4.5 5.625 5.625模数 mn2.0 2.0 2.5 2.5中心距 a 111 123六. 轴的设计计算=123mm2a=“20615mB6530第 18 页 2018-7-26181、选择轴的材料：在减速器中有三根轴，传递的功率都属于中小型功率，故轴的材料可选择 45 钢，经调质处理。2. 初算最小轴径:1) 高速轴的最小轴径为 mnPAdo3.183min该轴段上有一键槽，将计算值加大 3，d118.87mm 故取19mm2) 中间轴的最小轴径为 =27.02mm 取 28mm3) 低速轴的最小轴径为 =34.6mm 因为该轴上有键槽 所以将其值加大 7% 算得,取 36mm3. 轴的校核与结构设计高速轴1 2 3 4 5 6 7先按课本 15-2 初步估算轴的最小直径,由于是齿轮轴,选取轴的材料为 40Cr,调质处理,根据课本 取 11231536表PmnPAdo3.183min轴的最少直径显然是安装在带轮的直径 ,由手册查取d1) ,19d,5.28l第 19 页 2018-7-26192) 第 2 段轴的直径与长度: 根据内机壁到轴承座端面的距离l =50mm,轴承端盖凸缘厚度 e=7.2mm,轴承端面到箱体内壁的距离3=11mm,轴承宽为 15mm,为了方便装拆,螺钉得长度为 22mm,取端盖的外端面与带轴左端面间的距离l=54.2mm,故 ,2.54mld03)第 3 段与第 7 段轴:初步选择球轴承,因轴承同时受到径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承.参照工作要求并根据 ,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组 d20标准精度级的单列角接触球轴承 7205C，其尺寸为的,故 ,而根mBD155 md2573据 B 和1 和3 分别为 10 和 11,所以 .l84) 第 5 段轴:根据小齿轮的直径与轴相近,故设计为齿轮轴,根据小齿轮的齿宽和齿根圆直径可决定.mld50,.455)第 4 段轴:轴承用挡油盘定位,此段轴为非定位轴肩, =78.5mm, =31mml46)第 6 段轴: ,d316l867)第 7 段轴: ,m2577中速轴1 2 3 5 6 7第 20 页 2018-7-26201)对第 1,7 段:初步选择滚动轴承,因轴承同时受到径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承.参照工作要,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组 标准精度级的触球轴承 7208C，所以 ,mBDd184 md4071,3171ml2)对第 2 段:由书本 P364 为定位轴坚,所以 ,62,82l3)对第 3 段:根据小齿轮的直径与轴相近,所以 ,md5.3=65mml4)对第 4 段: ,4=12, md54l5.945)对第 5 段:由书本 P221 因为大齿轮 2 的直径为180.50mm,160180.05500,所以选用复式板结构为宜, ld40,556)对第 6 段:由书本 364 知,为非定位轴肩, ,md46ml1低速轴1 2 3 4 5 6 7各轴端的直径和长度如图所示第 21 页 2018-7-2621设计说明:根据最少直径为 34.6mm,安装轴承,1 段和 5 段直径 45mm,2端为定位轴肩,直径取 50mm.故 3 段直径根据 2 段和 4 段可取58mm,6 段根据毡圈的宽度,直径取 40mm,7 段根据非定位轴肩取36mm。确定长度:1 段根据端盖螺钉的长度(方法同 I 轴)可取44.5mm,2 段根据齿宽取 58mm，3 段取 5.6mm,4 段取 60.4mm，5段取 32mm(方法同 I 轴)，6 段取 50.2mm(方法同 I 轴)，7 段根据联轴器取 75mm。轴强度的校核:对高速轴1)计算轴向力Ft1=1636N ,Fr1=618N, Fa1=451N,FP=645.6N在水平平面内:RH1=-401.6NRH2=1392N绘制水平平面弯矩图: MHB=44191 mNMHC=74472在竖直平面内:RV1=239NRV2=379N绘制竖直平面内的弯矩图:MVA=0MVC 左=38994 mNMVC 右=10918合成弯矩图MB=44191 MC 左=84063 mN第 22 页 2018-7-2622MC 右=167927.7 mN转矩 T=T1=33950M840631max按弯曲扭转合成应力校核轴的强度取 =0.6, 轴的计算应力= =caWT21max)(Pa9.0前已选定轴的材料为 45，调质处理。查表 15-1 得 =60MP ，因此 ，此轴合理安全1aca1第 23 页 2018-7-2623A B C D校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 B 和 C 处过盈配合引起的应力集中最严重；由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面 C 左右两侧即可。（2） 截面 C 左侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1313=2438.9mm3 抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2313=4877.8mm3 截面 C 左侧的弯矩 M 为：M=45304 27036Nmm12450T=33950 Nmm Pab08.1T96.轴的材料为 45 钢，调质处理。由书 P362 表 15-1 查得=640BMPa=275Mpa, =155 因11ar/d=6/31=0.206，D/d=41.5/31=1.43 按附表 3-2 经插值后查得a =1.52，a =1.438；又由附图 3-1 可得轴的材料敏性系数为q =0.91，q =0.92。第 24 页 2018-7-2624故按式（附表 3-4）可知：k =1+q （a -1）=1+0.84（1.84-1）=1.46；k =1+q （a -1）=1+0.88（1.59-1）=1.40由附图 3-2 和 3-3 可知尺寸系数 =0.65，扭转尺寸系数 =0.875。轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为 = =0.92轴未经表面强化处理，即 q=1，按式（3-12）和（3-12a）得综合系数为K = k / +1/ -1=1.46/0.85+1/0.92-1=1.804K = k / +1/ -1=1.26/0.875+1/0.92-1=1.527又由 3-1 和 3-2 得碳钢的特性系数 =0.1-0.2，取 =0.1 =0.05-0.1，取 =0.05于是按式（15-6）（15-8）计算安全系数得S = =13.75mK1S = =28.21Sca= = 12.3S=1.52故可知其安全。（3）.截面 C 右侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.145.53=9420mm3 抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.245.53=18839mm3 截面右侧的弯矩 M 为：M=84063 50167Nmm12450T=33950 Nmm Pab3.59420167第 25 页 2018-7-2625轴的材料为 45 钢，调质处理。MPaTW80.1395由表 15-1 查得 =640B=275Mpa, =15511a因 r/d=6/31=0.19，D/d=45.5/31=1.47 按附表 3-2 经插值后查得a =1.64，a =1.41；又由可得轴的材料敏性系数为q =0.91，q =0.92。故按式（附表 3-4）可知：k =1+q （a -1）=1+0.91（1.64-1）=1.58；k =1+q （a -1）=1+0.92（1.41-1）=1.38由附图 3-2 和 3-3 可知尺寸系数 =0.73，扭转尺寸系数 =0.85。轴按磨削加工，表面质量系数为 = =0.92轴未经表面强化处理，即 q=1，按式（3-12）和（3-12a）得综合系数为K = k / +1/ -1=1.58/0.73+1/0.92-1=2.25K = k / +1/ -1=1.38/0.85+1/0.92-1=1.71又由 3-1 和 3-2 得碳钢的特性系数 =0.1-0.2，取 =0.1 =0.05-0.1，取 =0.05于是按式（15-6）（15-8）计算安全系数得S = = =22.93mK1 01.352.7S =