变速箱课程设计

本文格式为Word版，下载可任意编辑——变速箱课程设计第1页2023-6-16目录

一、传动方案拟定二、电动机的选择

三、计算总传动比及分派各级的传动比四、运动参数及动力参数计算五、传动零件的设计计算六、轴的设计计算

七、减速器机体结构尺寸及附件八、润滑密封设计九、联轴器设计十、零件图设计十一、完成装配图十二、设计小结第6页2023-6-161.确定计算功率查表8-7得：kA?1.1为工作状况系数，Pca?kA?P?1.1?3.61?3.97kw,式中p为传递的额定功率,既电机的额定功率.2.选择带型号根据Pca?3.97kw，kA?1.1,可选用带型为A型带．3.选取带轮基准直径dd1,dd2小带轮基准直径dd1?80~100mm，选取90mm大带轮基准直径dd2?i0?dd1?2.8?90?252mm.4.验算带速v?dd1n0??90?1440??6.7824m/s?35m/s在V?60?100060?10005～30m/s范围内，Ｖ带充分发挥。v?6.7824m/s5.确定中心距a和带的基准长度由于,所以0.7(100+200)6

第7页2023-6-166.验算小带轮包角?1dd1?90mm?1?180??dd2?dd1180??155.04?，包角适合。a?7.确定v带根数z因dd1?90mm，带速v?6.7824m/s，传动比i1?2.8查课本表8-4a和8-4b,并由内插值法得p0?1.07.?p0?0.17.查课本表8-2得KL=0.96查课本表8-5,并由内插值法得K?=0.93由公式得：pcaZ??3.59(p0??p0)?k?kldd2?252mmZ=4应选Z=4根带。8.计算预紧力F0查课本表8-3可得q?0.1kg/m,故:单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为F0?500?Pca2.5(?1)?qv2?82.18Nzvk?F??82.18N9.计算作用在轴上的压轴力Fp利用公式可得:Fp?2z?F0sin?12?641.91N7

第8页2023-6-16V带传动的主要参数归于表中得：名称带型带轮基本直径传动比5.2.齿轮传动的设计计算结果A型带dd1?90mmdd2?252mm结果名称中心距根数基准长预紧力压轴力Z=4a?430mmZ2?94Ld?1400mmi1＝2.8F??82.18NFp?641.91N一：设计减速器的高速级齿轮⒈选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数⑴根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。⑵运输机为一般工作机器，速度不高，应选用8级精度（GB10095-88）。⑶材料选择。由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（正火），硬度为235HBS，二者材料硬度差为45HBS。⑷选小齿轮齿数24，大齿轮齿数z2?i1z1?3.91?24?93.84圆整后齿数取z2。⒉按齿面接触强度设计依照下式试算：?94。d1t?32KtT1i?1?ZHZE???d??i????H?????2⑴确定公式内的各计算数值8

第9页2023-6-16①转矩T2?64440N.mm②试选载荷系数1.6③由《机械设计》表10-7选取齿宽系数?d?1④由表《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数N1?1.48?109ZE?189.8MPa2⑤由《机械设计》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲乏强度极限?Hlim1?550MPa；大齿轮的接触疲乏强度极限1?Hlim2?390MPa⑥由《机械设计》式10-13计算应力循环次数N1?60n1jLh?1.48?109N2?N1/i?3.79?108⑦由《机械设计》图10-19查得接触疲乏寿命系数KHN1?0.90，N2?3.79KHN2?0.97?108⑧计算接触疲乏应力取失效概率为1％，安全系数S=1，由式10-12得：??H?1?496MPa??H?1?KHN1?Hlim1?496MPaSKHN2?Hlim2??H?2??362.7MPaS因此，许用接触应力??H????H?2?362.7MPa???H?1???H?2?2?429.35MPa??H?=429.35MP⑨由《机械设计》P217图10-30选取区域系数ZH?2.433⑩由⑵设计计算①试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得：d1t?56.59mm②计算圆周速度9

第10页2023-6-16v??d1tn160?1000?1.65msv=1.65m/s③计算齿宽b及模数mntb??dd1t?56.59mmmnt?d1tcos??2.29z1h?2.25mnt?5.15mmb?10.99h④计算纵向重合度?????0.318?dz1tan??1.903⑤计算载荷系数查《机械设计》表10-2得载荷系数KA=1根据v=3.28m/s，8级精度，由《机械设计》图10-8查得动载荷系数KV=1.16由《机械设计》表10-4查得：KHB?1.367??=1.903由《机械设计》P195表10-13查得KF?=1.325由《机械设计》P193表10-3查得KH?=KF?=1.2因此，载荷系数K?KAKVKH?KH??1.9⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1?d1t3KKt?59.93mm⑦计算模数dcos?mn?1?2.42z1⒊按齿根弯曲强度设计按下式计算：10

11第页2023-6-16mn?32KT1Y?cos2?YFaYSa?2??F??dz1??mn=2.42K=1.9⑴确定公式内的各计算数值①计算载荷系数K?KAKVKF?KF??1.9②根据纵向重合度???1.903，从《机械设计》P215图10-28查???1.903得螺旋角影响系数Y??0.88③计算当量齿数zv1?zv2z1?26.27cos3?z2??102.903cos?Y??0.88④查取齿形系数由《机械设计》P200表10-5查得YFa1?2.592，YFa2?2.164⑤查取应力校正系数由《机械设计》P200表10-5查得YSa1?1.596，YSa2?1.794⑥由《机械设计》P208图10-20C查得小齿轮的弯曲疲乏强度极限?FE1?500MPa；大齿轮的弯曲疲乏强度极限?FE2?380MPa⑦由《机械设计》P206图10-18查得弯曲疲乏寿命系数KFN1?0.85，KFN2?0.8811

⑧计算弯曲疲乏许用应力取弯曲疲乏安全系数S=1.4，由式10-12得：??F?1?FKN1?FE1S?303.57MPa??F?2F??KN2FE2?238.86MPaS⑨计算小、大齿轮的YFaYSa??F?并加以比较

第12页2023-6-16YFa1YSa1??F?1?0.01363YFa2YSa2??F?2?0.01625Mn=2.8大齿轮的数值较大。⑵设计计算mn?1.58对比计算结果，由齿面接触疲乏强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲乏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乏强度，需按接触疲乏强度算得的分度圆直径d1=59.93mm来计算应有的齿数。于是由：z1?d1cos??20.77mn取z1?21，则z2?i1z1?2.8?21?116.87，取z2?117。⒋几何尺寸计算⑴计算中心距a1??z1?z2?mn2cos??116.87mma1=116.87mm将中心距圆整为117mm。⑵修正螺旋角2a?14?15'0.12\??arccos?z1?z2?mn?=因?值改变不多，故参数??、K?、ZH等不必修正。⑶小、大齿轮的分度圆直径14?15'0.12\12

z1mn?60.66mmcos?z2mnd2??173.33mmcos?d1?⑷计算齿宽b??dd1?60.66mm

第13页2023-6-16圆整后，小齿轮齿宽B1?60mm，大齿轮齿宽B2?62mm。二：设计减速器的低速级齿轮⒈选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数⑴根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。⑵精度等级仍选用8级精度（GB10095-88）。⑶材料选择。由《机械设计》P189表10-1选择小齿轮材料为45（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（正火），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。⑷选小齿轮齿数z3?28，大齿轮齿数z4?i2z3?3.91?28?109.48⑸。⒉按齿面接触强度设计依照下式试算：B1?60mmB2?62mm2KtT2i?1?ZHZE?d1t?3??d??i????H?????213

⑴确定公式内的各计算数值①转矩T3?2.4178?10N.mm②试选载荷系数Kt?1.6③由《机械设计》P205表10-7选取齿宽系数?d?1④由《机械设计》P201表10-6查得材料的弹性影响系数5ZE?189.8MPa2⑤由图《机械设计》P20710-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲乏强度极限；?Hlim3?600MPa大齿轮的接触疲乏强度极限1?Hlim4?550MPa⑥由《机械设计》P206式10-13计算应力循环次数N1?60n2jLh?2.89?108N2?N1/i?0.87?10

8第14页2023-6-16⑦由《机械设计》P207图10-19查得接触疲乏寿命系数KHN3?0.94，KHN4?0.97N1?2.89?108N2?0.87?108⑧计算接触疲乏应力取失效概率为1％，安全系数S=1，由式10-12得：??H?3?KHN3?Hlim3S?564MPa??H?4?KHN4?Hlim4S?533.5MPa因此，许用接触应力??H?????H?3???H?4?2?548.75MPa⑨由《机械设计》P215图10-30选取区域系数ZH?2.45⑩由《机械设计》P214图10-26查得??3?0.83，??4?0.88因此有?????3???4?1.71⑵设计计算①试算小齿轮分度圆直径d3t，由计算公式得：dt3?32?1.6?28.58?1054.31?2.45?189.8??????76.11mm1?1.713.31?540.5?2②计算圆周速度v??d3tn260?1000?0.96msv=0.96m/s③计算齿宽b及模数mntb??dd3t?76.11mmmnt?d3tcos??2.66z3h?2.25mnt?5.985mmb?80.18?5.88?12.72h④计算纵向重合度?????0.318?dz3tan??1.89??=1.98214

第15页2023-6-16⑤计算载荷系数查《机械设计》P190表10-2得载荷系数KA=1根据v=0.96m/s，8级精度，由图10-8查得动载荷数KV=1.04由《机械设计》P194表10-4查得：KHB?1.355由《机械设计》P198表10-13查得KF?=1.35由《机械设计》P195表10-3查得KH?=KF?=1.2因此，载荷系数K?KAKVKH?KH??1.9⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d3?d3t3K⑦计算模数mn?Kt?80.6mmd3cos??2.82z3⒊按齿根弯曲强度设计按下式计算：mn?32KT3Y?cos2?YFaYSa?2????dz3??Fmn=2.645K=2.10⑴确定公式内的各计算数值①计算载荷系数K?KAKVKF?KF??1.9②根据纵向重合度???2.03，从图10-28查得螺旋角影响系数Y??0.99。③计算当量齿数15

第16页2023-6-16zv3?zv4z3?32.06cos3?z4??125.02cos3?④查取齿形系数由《机械设计》P200表10-5查得YFa3?2.45，YFa4?2.16⑤查取应力校正系数由《机械设计》P190表10-5查得YSa3?1.65，YSa4?1.81⑥由《机械设计》P208图10-20C查得小齿轮的弯曲疲乏强度极限?FE3?500MPa；大齿轮的弯曲疲乏强度极限?FE4?380MPa⑦由《机械设计》P206图10-18查得弯曲疲乏寿命系数KFN3?0.9，KFN4?0.93⑧计算弯曲疲乏许用应力取弯曲疲乏安全系数S=1，由式10-12得：??F?3?FKN3?FE3S?450MPa?353.4MPa??F?4?FKN4?FE4S⑨计算小、大齿轮的YFa3YSa3YFaYSa??F?并加以比较??F?3?0.00898YFa4YSa4?0.011??F?4mn=2.4mm大齿轮的数值较大。⑵设计计算522?2.10?1.416?10?0.88?cos15?mn?3?0.01555?1.741?242?1.62对比计算结果，由齿面接触疲乏强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲乏强度计算的法面模数，取mn=2.4mm已可满

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第17页2023-6-16足弯曲强度。但为了同时满足接触疲乏强度，需按接触疲乏强度算得的分度圆直径d3=80.6mm来计算应有的齿数。于是由：z3?d3cos??28.17mnz3?28z4?110则z4?i2z3?109.48。⒋几何尺寸计算⑴计算中心距a2?a2=169.3mm?z3?z4?mn2cos??169.3mm⑵修正螺旋角??arccos?z3?z4?mn2a?11?30'44.51''?因?值改变不多，故参数??、K?、ZH等不必修正。⑶小、大齿轮的分度圆直径=11?30'44.51''z3mn?68.58mmcos?zmd4?4n?269.42mmcos?d3?⑷计算齿宽b??dd3?68.58mmB3?70mm圆整后，小齿轮齿宽B3?70mm，大齿轮齿宽B4?75mm参齿轮齿数z分度圆d齿宽b模数mn2161602.860173622869702.411026975数齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4B4?75mm17

第18页2023-6-16中心距a117169六.轴的设计计算1、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dmin?Ao3P1?23.83mmn12)中间轴的最小轴径为35.24mm取36mm3)低速轴的最小轴径为=46.82mm由于该轴上有键槽所以将其值加大7%算得,取50mm3.轴的校核与结构设计高速轴先按课本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P361表15?3取112dmin?Ao3P1?23mmn1轴的最少直径显然是安装在带轮的直径d???,由手册查取1)d1?19mm,l1?36mm,2)第2段轴的直径与长度:根据内机壁到轴承座端面的距离l2=50mm,轴承端盖凸缘厚度e=8mm,轴承端面到箱体内壁的距离△3=10mm,轴承宽为80mm,为了便利装拆,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l2?54.2mm,d2?20mm3)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

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第19页2023-6-16和轴向力的作用,应选用角接触球轴承.参照工作要求并根据d2?35mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承7205C，其尺寸为的d?D?B?25mm?52mm?15mm,故d3?d7?25mm,而根据B和△1和△3分别为10和11,所以l3?28mm.4)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d5?45.5mm,l5?50mm.5)第4段轴:轴承用挡油盘定位,此段轴为非定位轴肩,l4=78.5mm,d4=31mm6)第6段轴:d6?31mm,l6?8mm7)第7段轴:d7?25mm,l7?28mm中速轴1)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,应选用角接触球轴承.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，d?D?B?40mm?80mm?18mmd1?d7?40mm,l1?l7?31mm,所以2)对第2段:由书本P364为定位轴坚,所以d2?46mm,l2?8mm,3)对第3段:根据小齿轮的直径与轴相近,所以d3?63.56mm,l3=65mm4)对第4段:d4?54mm,△4=12,l4?9.5mm5)对第5段:由书本P221由于大齿轮2的直径为180.50mm,160第21页2023-6-16定位销直径df，d1，d2至外dC1d=（0.7~0.8）dfM8查机械课程设计指导书表4查机械课程设计指导书表455l1=C1+C2+（5~8）机壁距离df，d2至凸缘边C2缘距离外机壁至轴承座端面距离l1内机壁至轴承座端面的距离大齿轮顶圆与内机壁距离齿轮端面与内机壁距离机座肋厚轴承端盖外径l2l2=?+C1+C2+63（5~8）?1?2?1>1.2??2>?1010m?6,mD2m?0.85?D2?D+（5~5.5）1、2轴1303轴210d3S?D2轴承旁联结螺栓距离△3△4△5△6△7附件：S111212407.2端盖至箱体内壁的距离旋转零件之间的距离齿轮顶圆至轴表面的距离大齿轮顶圆至箱底内壁的距离轴承端盖凸缘厚度包括窥视孔及窥视孔盖、通气器、轴承盖、定位销、启箱螺钉、油标、放油孔及放油螺塞、起吊装置。①、窥视孔：窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏状况，并兼作注油孔，可向减速器箱体内注入润滑油。

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第22页2023-6-16②、通气器：使箱体内受热膨胀的气体自由排出，以保持箱体内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件处向外渗漏。③、定位销：对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持确切位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。④、启箱螺钉：由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧凑难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。⑤、放油孔及放油螺塞：为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，八.润滑密封设计由于低速传动齿轮V=0.95r/min,所以用脂润滑九.联轴器设计查课本P351表14?1,选取k=1.31载荷计算公称转矩T=9550000p?321120N.mmnTca=1.3?321120=417N.m轴径D＝36mm所以选定金属滑块联轴器型十、零件图设计（一）、零件图的作用：作用：1、反映设计者的意图，是设计、生产部门组织设计、生产的重要技术文件。22

第23页2023-6-162、表达机器或部件运载零件的要求，是制造和检验零件的依据（二）、零件图的内容及绘制：1、选择和布置视图：（1）、轴：采用主视图和剖视图。主视图按轴线水平布置，再在键槽处的剖面视图。（2）、齿轮：采用主视图和剖视图。主视图按轴线水平布置（全剖），反映基本形状；剖视图反映轮廓、辐板、键槽等。2、合理标注尺寸及偏差：（1）、轴：参考[3]P113，径向尺寸以轴线为基准标注，有协同处径向尺寸应标尺寸偏差；轴向尺寸以轴孔协同端面及轴端面为基准，反映加工要求，不允许出现封闭尺寸链。（2）、齿轮：参考[3]P116~117：径向尺寸以轴线为基准，轴孔、齿顶圆应标相应的尺寸偏差；轴向尺寸以端面为基准，键槽尺寸应相应标出尺寸偏差。4、合理标注