变速箱的课程设计

1、 第 - 23 -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

2、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/a a 传动装置的总效率。 a =1·2·3·g 式中：1、2、3、g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. a =13·22·32·g =0.983×0.972×0.992

3、15;0.96 =0.8332（其中10.98, 2=0.97,30.99, g0.99）Pd = Pw/a3.92/0.8332=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（3000，1500，1000，750 r/min） 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

4、1. 二级圆柱 i= 840 ia= i= 840 (2)工作机转速n： 在本课程设计中，可按下式确定： n = 60×1000V/D=76.43r/min V 带速或起吊速度，m/s D 卷筒或滚筒直径，mm (3)电机转速的可选范围nd： nd = ia·n=（840）×76.43r/min =（6113057）r/min (4)确定电机转速nm a在nd中，选定电机的同步转速： 考虑到经济性，选择：nm=960r/min b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：Y132M2-4 c记下电机的外形尺寸，轴伸尺寸，键接

5、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 in ii 各级传动装置的传动比。 对于此减速器：ia = nm/n=12.56 2）传动比的分配 1. P.1519. 记：i减,i1,i

6、2 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 = 1.31.4*i减i2 = i减/i1 取1.31.4的中间值1.35,得：i1=4.20,i2=3.00四运动和动力参数计算：1.各轴的转速：轴 n= nm/i0960/1=960r/min轴 n= n/i1960/4.20=228.57r/min轴 n= n/i2228.57/3.00=76.19r/min卷筒轴 n卷= n/i376.19/1=76.19r/min2各轴的输入功率：轴 P= Pdo1=4.705×0.98=4.61kw轴 P= P12=4.61×0.98

7、5;0.97=4.38kw轴 P= P23=4.38×0.98×0.97=4.17kw卷筒轴 P卷=P34=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 =46.80 N·m轴 T= Tdioo=46.80×1×0.9845.84N·m轴 T= Ti112=45.84×4.20×0.98×0.97183.02N·m轴 T= Ti223=183.02×3.00×0.98×0.

8、97521.93N·m卷筒轴 T卷= Tio34=521.93×1×0.96501.05N·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效率输入输出输入输出电机轴4.70546.8096010.98轴4.7054.6145.8444.929604.200.95轴4.474.38183.02179.36228.573.000.95轴4.254.17521.93511.4976.1910.96卷筒轴4.043.96501.05491.0376.19第二部分 传动零件的设计计算一减速器外传动零件

9、的设计选择联轴器 1类型选择： 1）高速轴（电机轴与轴的）联轴器： 弹性套柱销联轴器 3 P.146.2）低速轴（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、轴的轴径d，d： 轴材料： 一般用45号钢 估算公式： dAo3P/n 4 P.370.得： d17.22mm d53.61mm对于d100mm的轴有一键槽时轴径增大57 有两键槽时轴径增大1015则： d18.0818.43mm d58.9761.65mm2）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：T联

10、 45.98N·m n联 1450r/min 对于轴：T联 1386.8 N·m n联 45.25r/min 3）把d，d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

11、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Z120 大齿轮齿数Z2Z1×i120×4.20=84 取Z285螺旋角14(2)按齿面接触疲劳强度设计，由式（4.P218 式1021）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，

12、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Z120 大齿轮齿数Z2Z1×i120×4.20=84 取Z285螺旋角14确定各参数的值:1)初选动载系数：试选=1.62)区域系数Z：查4.P217图10-30 选取区域系数 Z=2.433 3)端面重和度：由4.P215图10-26得：1=0.75 2=0.85 则=1+2=0.75+0.85=1.60 4)许用接触应力 由图4.P209图1021d及图1021c按齿面硬度查得：（按4.P191表101：小齿轮齿面硬度取240HBS大齿轮齿面硬度取200HBS）

13、小齿轮接触疲劳强度极限：Hlim1590MPa(取MQ值)大齿轮接触疲劳强度极限：Hlim2500MPa(取ME和ML的中间偏上值)由4.P206公式10-13计算应力值环数N=60nj =60×960×1×（2×8×280×8）=2.0644×10N=N1/i1=2.0644×10/4.20=4.9152×10 (i1=)查课本4.P207图10-19得：K=0.88 K=0.92（取网格内的中间值）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:=0.88

14、5;590=519.2MPa =0.92×500=460MPa 则许用接触应力： =(+)/2=(519.2+460)/2=489.6MPa 5)弹性影响系数：查课本由4.P201表10-6得： =189.8MP 6)齿宽系数： 由4.P205表10-7得: =17)传递的转矩T1T1=46.80 N·m46800 N·mm(传递的转矩即是轴的输出转矩)代入数据得：小齿轮的分度圆直径d46.89mm从而得： 计算圆周速度 2.873m/s 计算齿宽b和模数 计算齿宽b b=37.84mm 计算模数m 初选螺旋角=14=1.836mm 计算齿宽与高之比齿高h=2.2

15、5 =2.25×1.836=4.131 = =9.16 计算纵向重合度=0.318=1.5857 计算载荷系数K查4.P193表102使用系数=1.25(工作时有轻微振动)根据,8级精度, 查4.P194图10-8得动载系数K=1.15查4.P196表10-4得接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数K= 1.450查4.P198图10-13得: K=1.35查4.P195表10-3 得: K=1.2故载荷系数:KK K K K =1.25×1.15×1.2×1.45=2.5按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=37.84×=43.91计算模

16、数= (3) 齿根弯曲疲劳强度设计由4.P201公式105弯曲强度的设计公式确定各参数的值:1) 确定载荷系数K： KK K K K=1.25×1.15×1.2×1.35=2.332) 螺旋角影响系数Y 根据纵向重合度，从4.P217图10-28查得： 螺旋角影响系数Y=0.883)  计算当量齿数zz/cos20/ cos1421.89  zz/cos132/ cos14144.50 4) 查取齿形系数Y和应力校正系数Y:由4.P200表10-5用插值法得：齿形系数:Y2.7244 Y2.1444  应力校正系数:Y1.5689&#

17、160; Y1.82565) 计算并比较大小齿轮的 由4.P208图10-20c查得：小齿轮弯曲疲劳强度极限 （取MQ线值）由4.P207图10-20b查得：大齿轮弯曲疲劳强度极限（取ME和ML中间偏上值）由4.P206图10-18查得：弯曲疲劳寿命系数K=0.90 K=0.93(取网格中间值)其中应力循环次数：N=60nj =60×1450×1×（2×8×365×8）=4.0646×10N=N1/i1=4.0646×10/6.58=6.1773×10 (i1=)计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数

18、S=1.4= 小齿轮的数值大，故选用代入数据得：1.39mm 对比计算结果，齿面疲劳强度的法面模数mn大于由齿根弯曲强度计算的法面模数，可以在满足弯曲疲劳强度的前提下，按由接触疲劳强度的所确定的分度圆来计算齿数(4) 几何尺寸计算计算中心距 a=166.42将中心距圆整为a170取法面模数为2由a=(其中，6.58)得：22其中16516522143按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos°因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=45.33d=294.67计算齿轮宽度B=圆整得： i1=143/22=6.5传动比误差为：(6.5-6.58)/6.58=-1.2

19、16%修正传动比：i2 = i减/i132.0584/6.5=4.93轴名功率(kW)转矩(N·m)转速n(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电机轴4.730.96145010.99轴4.654.6030.6530.3414506.500.97轴4.514.46193.23191.30223.084.930.97轴4.384.34924.24915.0045.2510.99卷筒轴4.344.25915.00896.7045.25二、低速级减速齿轮设计（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

20、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Z120 大齿轮齿数Z2Z1×i120×4.93=98.6 取Z299螺旋角14（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（4.P218 式1021） 确定各参数的值:1)初选动载系数：试选=22)区域系数Z：查4.P217图10-30 选取区域系数 Z=2.433 3)端面重和度：由4.P215图10-26得：1=0.765 2=0.9 则=1+2=0.765+0.9=1.665 4)许用接触应力 由图4.P209图102

21、1d及图1021c按齿面硬度查得：（按4.P191表101：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：Hlim1590MPa(取MQ值)大齿轮接触疲劳强度极限：Hlim2500MPa(取ME和ML的中间偏上值)由4.P206公式10-13计算应力值环数N=60nj =60×223.08×1×（2×8×365×8）=6.2534×10N=N1/i1=6.2534×10/4.95=1.2633×10 (i1=)查课本4.P207图10-19得：K=0.95 K=0.97

22、（取网格内的中间值）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:=0.95×590=560.5MPa =0.97×500=485MPa 则许用接触应力： =(+)/2=(560.5+485)/2=522.75MPa5)弹性影响系数：查课本由4.P201表10-6得： =189.8MP 6)齿宽系数： 由4.P205表10-7得: =17)传递的转矩T1T1=191.30 N·m191300N·mm(传递的转矩即是轴的输出转矩)代入数据得：小齿轮的分度圆直径d75.54mm从而得：计算圆周速度0.882m/s计算齿

23、宽b和模数计算齿宽b b=75.54mm计算模数m 初选螺旋角=14=3.665mm计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.25×3.665=8.2463 = =9.16计算纵向重合度=0.318=1.5857计算载荷系数K查4.P193表102使用系数=1.25(工作时有轻微振动)根据,8级精度, 查4.P194图10-8得动载系数K=1.08查4.P196表10-4得接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数K= 1.4616查4.P198图10-13得: K=1.36查4.P195表10-3 得: K=1.2故载荷系数:KK K K K =1.25×1.08×1.

24、2×1.4616=2.3678按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=75.54×=79.91计算模数=(3) 齿根弯曲疲劳强度设计由4.P201公式105弯曲强度的设计公式确定各参数的值:1)确定载荷系数K： KK K K K=1.25×1.08×1.2×1.36=2.20322) 螺旋角影响系数Y 根据纵向重合度，从4.P217图10-28查得： 螺旋角影响系数Y=0.883)  计算当量齿数zz/cos20/ cos1421.89  zz/cos99/ cos14108.37 4) 查取齿形系数Y和应力校正系数Y:

25、由4.P200表10-5用插值法得：齿形系数:Y2.7244 Y2.1733  应力校正系数:Y1.5689  Y1.79675) 计算并比较大小齿轮的 由4.P208图10-20c查得：小齿轮弯曲疲劳强度极限 （取MQ线值）由4.P207图10-20b查得：大齿轮弯曲疲劳强度极限（取ME和ML中间偏上值）由4.P206图10-18查得：弯曲疲劳寿命系数K=0.93 K=0.95(取网格中间值)其中应力循环次数：N=60nj =60×223.08×1×（2×8×365×8）=6.2534×10N=N1/i

26、1=6.2534×10/4.95=1.2633×10 (i1=)计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数 S=1.4= 小齿轮的数值大，故选用代入数据得：2.504mm法面模数选为4mm，齿数不变即可同时满足由疲劳强度极限所确定的分度圆直径和由弯曲疲劳强度所确定的最小模数(4) 几何尺寸计算取法面模数为4 不需改变 20,99中心距a=245.29mm圆整得：a245mm按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos°因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=82.35d=407.65计算齿轮宽度B=圆整得： i1=99/20=4.95传

27、动比误差为：(4.95-4.93)/4.93=0.4057%总传动比：(143/22)×(99/20)32.175总传动比误差：(32.175-32.0584)/ 32.0584=0.364%<5%总结：高速级 z1=22 z2=143 m=2 低速级 z1=20 z2=99 m=4三、轴的设计及校核1.选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.2.初估轴径按扭矩初估轴的直径 ：已有：d18.0818.43mm d58.9761.65mm对于中间轴：dIIAo3P/n=31.807mm对于中间轴有两个键槽，最小轴径应

28、增大10%15%则dII35.9936.58mm并考虑到轴I和轴III连轴器的尺寸，取： dmin=32mm，dmin=60mm3.初选轴承I轴选轴承为6208II轴选轴承为6208III轴选轴承为6214根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:D1=40mmD2=40mmD3=70mm4.结构设计1）对于I轴，其安装轴承的直径为40mm，而安装其上的小齿轮的分度圆直径只有45.33mm,其齿根圆直径(45.33-2.5×2=40.33mm)到键槽底部的距离e<2×mt 4mm,故I轴上的齿轮必需和轴做成一体，其最小轴径为连轴器轴孔直径32mm，并考虑到联轴器轴端面需要利用

29、轴肩轴向定位，挡油板需要利用轴肩轴向定位(轴承利用端盖和挡油板轴向定位)轴径从联轴器端到内部分别为32mm，38mm，40mm，46mm，齿轮段(齿顶圆直径49.3mm)，46mm，40mm，各轴径段长度由箱体内部结构和联轴器轴孔长度确定，长度分别为80mm，64mm，34mm，101mm，齿轮段(50mm)，6.5mm和34mm，至于轴肩处倒角或圆角查4.P365表15-2如下图所示：(键槽位置未在图上标出) 2）对于III轴，其最小轴径为连轴器轴孔直径60mm，其安装轴承的直径为70mm，并考虑到联轴器需要利用轴肩轴向定位，挡油板需要利用轴肩轴向定位(轴承利用端盖和挡油板轴向定位)，齿轮一

30、端面需要利用轴肩轴向定位，轴径从联轴器端到内部分别为60mm，66mm，70mm，72mm，88mm，78mm，70mm，各轴径段长度由箱体内部结构和联轴器轴孔长度确定，长度分别为105mm，68mm，50.5mm，80mm，15mm，34mm和58.5mm，至于轴肩处倒角或圆角查4.P365表15-2如下图所示：(键槽位置未在图上标出)3）对于II轴，其最小轴径为其安装轴承的直径40mm，并考虑到挡油板需要利用轴肩轴向定位(轴承利用端盖和挡油板轴向定位)，两个齿轮端面需要利用轴肩轴向定位，轴径从大齿轮的一端到小齿轮的一端分别为40mm，42mm，50mm，42mm，40mm，各轴径段长度由箱

31、体内部结构确定，长度分别为42mm，85mm，11mm，43mm和45mm，至于轴肩处倒角或圆角查4.P365表15-2如下图所示：(键槽位置未在图上标出)5.校核中间轴1）受力分析对于II轴，其尺寸已经确定，如上图所示，支反力作用点根据4.P371确定为滚动轴承的中心，轴承宽度为18mm，总长为226mm 由4.P213公式1024得：对于齿轮1：Ft12×T1/d11311N（d1=143×2/cos1） Fr1Ft1×tann/cos492N Fa1Ft1×tan327N对于齿轮2：Ft22×T2/d24640N(d2=20×4

32、/cos2) Fr2Ft2×tann/cos1741N Fa2Ft2×tan1157N将周向力，径向力，和轴向力的作用线全部移至轴的中心线，其中周向力移动所附加的力矩是轴的扭矩TFt×d/2，轴向力移动所附加的力矩转换为轴的弯矩M= Fr×d/22）弯矩，扭矩的计算以机盖机座剖分面为水平面，以垂直于水平面为竖直面分别从前方和上方将轴所受力投影至此二平面：1.在水平面上的投影如下图：根据力和力矩平衡条件得：解得：Fx726NFy523N从而得水平方向的弯矩图如下：2.在竖直面上的投影如下图：根据力和力矩平衡条件得：解得：Fx2617NFy3334N从而得竖

33、直方向的弯矩图如下：则合成弯矩图：3.扭矩图如下： 由4.P373公式15-5得：其中取0.6危险截面如下：W按4.P373表15-4得：W=13569 ca=21.19MPa查4.P362表151得：-1=55MPaca<<-1,故轴满足要求四、中间轴轴承的校核对于中间轴轴承6208，查询3.P101得到：基本额定动载荷：Cr29.5kN基本额定静载荷：C0r18.0kN由上述轴的计算得，轴II所受轴向力 Fa1Ft1×tan327N（方向向右） Fa2Ft2×tan1157N（方向向左）则左边的轴承所受轴向力Fa轴承左Fa2Fa1830N右边轴承不受轴向力F

34、a轴承右0N由4.P321表135用根据Fa/C0830/18000=0.04611插值法得：左边轴承的判断系数e0.24611由上述轴II的受力分析所得的支反力：轴I 轴II水平方向：Fx726N Fy523N竖直方向：Fx2617N Fy3334N得：Fr轴承左=2716NFr轴承右=3375N又Fa轴承左/Fr轴承左=830/2716=0.3056> e0.24611得径向动载荷系数X=0.56,轴向动载荷系数Y=1.7593从而据4.P320公式138得：左边的轴承的当量动载荷PX×FrY×Fa2981N右边的轴承的当量动载荷PFr轴承右3375N根据4.P319公式135，得：Lh10660×n(CP)(因为是深沟球轴承，其中取3，转速n223.08r/min)Lh左边轴承72405h>L0365×3×2×817520hLh左边轴承49893h>L0365