机械设计课程设计(变速箱)设计说明书

1、设计任务书…………….………………………………22、传动方案拟定…………….………………………………43、电动机的选择…………………………………………….44、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比…….……65、齿轮传动的设计…………………………………………..76、传动装置的运动和动力设计…………………………….117、传动轴的设计………………………….………………….128、滚动轴承的设计……………………………………………199、键连接的设计………………………………………………2110、联轴器的设计……………………………………………2311、箱体的设计………..…………………….………………….2412、润滑和密封的设计………………………………………2613、设计小结……………………………………………….....2714、参考资料目录………………………………………………28设计题目：闭式直齿圆柱齿轮减速器一，设计题目（设计带式输送机传动装置）1——V带传动；2——电动机；3——圆柱齿轮减速器；4——联轴器5——输送带；6——滚筒原始数据：原始数据题号题号1第42运输带拉力F（N）2100运输带速度V（m/s）1.6卷筒直径D（mm）400设计人员(对应学号)47号,46号,3号注：传动不逆转，载荷平稳，启动载荷为名义载荷的1.25倍，传送带速度允许误差为±5%。设计工作量：1.设计说明书一份；2.减速器装配图1张（A0或A1）3.零件工作图1——3张。一、传动方案拟定：采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。二、电动机选择：1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2，选择电动机功率。工作机所需要的电动机输出功率为：Pd=Pw／η。滚筒的工作效率为0.96.Pw=Fv／1000ηw，以Pd=Fv／1000ηwη。由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机效率）为ηwη=η1×2η×2η×2η3×η3×η4×η5×η6式中：η1、η2、η3、4η、η5、η6分别为带传动，齿轮传动的轴承，齿轮传动，联轴器，卷筒轴的轴承及卷筒的效率。取η1=0.96、η2=0.99、η3=0.97、η4=0.97、η5=0.98、η6=0.96，则ηwη=0.96×0.99×0.99×0.99×0.97×0.97×0.97×0.98×0.96=0.80所以Pd=Fv／1000ηwη=4.04Kw。3、确定电动机转速卷筒工作转速为：n卷筒＝60×1000·V/（π·D）=(60×1000×1.6)/（４00×π）=76.4r/min根据手册Ｐ6表2.2推荐的传动比合理范围，取Ｖ带传动比I1’=２～４，取圆柱齿轮传动比范围I’=3～5。则总传动比理论范围为：Ｉa’＝６～２0。故电动机转速的可选范为N’d=I’a×n卷筒=(16～20)×76.4=458.4～1528r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min。确定电动机功率的原则是电动机的额定功率Ped稍大于Pd。本题的Pd=4.04Kw。根据容量和转速，由相关手册查出一适用的电动机型号：（如下表）方案电动机型号额定功率电动机转速(r/min)传动装置传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y132M2-65.5100096012.5634.188电动机主要外形和安装尺寸：综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见方案比较适合。此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：中心高H外形尺寸Lx(AC/2+AD)×HD底角安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD132515×345×315216×1781238×8010×41三、各轴运动参数和动力参数的计算计算步骤设计计算与内容设计结果1)0轴（电动机轴）P0=4.04KWn0=960r/minT0=9550P0/n0=9550×4.04/960=40.189N.mP1=P0×η1=4.04×0.96=3.8784KWn1=n0/i1=960/3=320/minP0=4.04KWn0=960r/minT0=40.189N.mP1=3.8784KWn1=320r/min2）1轴（高速轴）T1=9550P1/n1=9550×3.8784/320=115.74N.mT1=115.74N.mP2=3.5046KWP2=P1×η22×η3×η4=3.8784×0.982×0.97×0.97=3.5046KW3）2轴（低速轴）n2=n1/i2=320/4.188=76.4r/minT2=9550P2/n2=9550×3.5046/76.4=438.075N.mn2=76.4r/miT2=438.075N.m4）3轴（滚筒轴）PW=P2×η5×η6=3.5046×0.98×0.96=3.297KWnw=n2=76.4r/minTW=9550PW/nw=9550×3.297/76.4=412.125N.mPW=3.297Knw=76.4r/minTW=412.125N.m结果汇总参数轴号功P(KW)0轴1轴2轴W轴转速n(r/min)4.0432076.476.4转矩T（N.m）40.189115.746438.075412.125传动比i34.1881效率0.960.9040.96五、齿轮传动设计设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中齿轮传动，已知：传递功率P0=4.04KW电动机驱动，小齿轮转速n1=320r/min，大齿轮转速n2=76.4r/min，传递比i=4.188，单向运转，载荷变化不大，使用期限五年.1、选择齿轮材料及精度等级。小齿轮选用45调质钢，硬度为230HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为200HBS。因为是普通减速器，由表《机械设计基础》第二版中表选8级精度，要求齿面粗糙度Ra≤3.2～6.3um2、按齿面接触疲劳强度设计。因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式Pag186(10.22)求出d1值，确定有关参数与系数。1）转矩T1、T1=9.55×106p/n=9.55×106×4.04/320=115746N.mm2）载荷系数K、查表10.11取K=1.13）齿轮Z1和齿宽系数ψ。小齿轮的齿数z1取为25，则大齿轮齿数Z2=4.188×25=104.7。故取Z2=105因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表10.20取ψd=1。4）许用接触应力【σH】由图《机械设计基础》中10.24查的σHlim1=580MPa，σHlim2=550Mpa，由表10.10（Pag180）查得SH=1，公式N1=60njLh（Pag180），N1=60njLh=60×320×1×（365×5×24）=8.4096×108，N2=N1/4.188=8.4096×108/4.188=2.008×108查图10.27得：ZNT1=1.02，ZNT2=1.1，由式（10.13）可得【σH】1=ZNT1σHlim1/SH=513MPa，【σH】2=ZNT2σHlim2/SH=572.4MPa故d1≥76..43×【（1.1×115746×5.2）/（1×4.2×513×513）】1/3=64.4272mm、m=d1/z1=64.633/25=2.57709mm，由表10.3（Pag165），取标准模数m=2.75mm。5）计算主要尺寸。d1=mz1=2.75×25mm=68.75mmd2=mz2=2.75×105=288.75mmb2=ψd×d1=1×68.75mm=68.75mm经圆整后取b2=70mm,b1=b2+5mm=75mma=m/2（z1+z2）=0.5×2.75×130=178.75mm.按齿根弯曲疲劳强度校核由式（10.24）得出σF,如σF≤【σF】则校核合格确定有关系与参数：（1）齿形系数YF查表10.13得YF1=2.65，YF2=2.18（2）应力修正系数YS查表10.14得YS1=1.59，YS2=1.80由图10.25查得σFlim1=210MPa，σFlim2=190MPa。由表10.10查得SF=1.3由图10.26查得YNT1=1、YNT2=1由式（10.14）可得[σF1]=162MPa，[σF2]=146MPa故σF1=2kT1/(b1m2z1)YFYS=2×1.1×115746×2.65×1.59×1000/(69×2.752×25)=82＜[σF1]=162MPa、σF2=82×2.18×1.8/(2.65×1.59)=76.3659＜[σF2]=146MPa齿轮齿轮弯曲强度校核合格。（3）验算齿轮的圆周速度vV1=π68.75×320/(60×1000)=1.1519m/s。V2=π275×76.4/(60×1000)=1.155m/s。由表10.22可知，选8级精度是合适的。nw=960/3/（105×25）=76.19r/minγ2=(76.4-76.19)/76.19=0.275%5%，输送带允许带速误差为±5%合格。数据汇总名称小齿轮大齿轮分度圆直径d68.75288.75齿顶高ah2.752.75齿根高fd8.258.25齿全高h6.18756.1875齿顶圆直径ad74.25294.25齿根圆直径fd61.875281.875基圆直径bd64.6038271.33624中心距a178.75传动比i4.188齿宽7570六、传动装置的运动和动力设计已知电动机额定功率P=4.04Kw，转速n=960r/min，从动轴（高速轴）n1=320r/min，每天工作24h，由表8.21知Ka=1.2（1）Pc=Ka×P=1.2×4.04=4.848KW（2）选取带型号。Pc=4.848KW,n1=960r/min。由图8.21选取普通V带型号（3）确定带轮直径d1，d2。按表8.3选取标准值d1=106mm，d2=315mm。误差（323.047-320）/320=0.00952，在±5%内为允许值。验算带速V=πd1n1/60000=5.328m/s，带速在5—25m/s范围内（4）确定带的基准直径长度Ld，和实际中心距a0.7（d1+d2）≦d0≦2（d1+d2），L0=2a0=3.14（d1+d2）/2+（d1-d2）（d1-d2）/4a0=1879.505mma≈a0+（Ld-L0）/2=640mm。中心距的a的变化范围为amin=a-0.015Ld=613mm，amax=a+0.03Ld=694mm。验算小带轮包角a1a1=180°-（d1-d2）×57.5/a=161.2879°＞120°确定V带根数zZ≥Pc/【p0】’p0=0.954kw,由表8.11查得△P0=0.11908kw，由表8.11查得包角系数Ka=0.96得普通V带根数Z=4.848/0.96/1.01/（0.954+0.11908）=4.65948圆整得Z=5根设计结果：选用5根，中心距a=640mm，小带轮直径d1=106mm，大带轮直径d2=315mm，轴上压力Fq=1468.2389N七，齿轮轴的设计1.1轴，高速轴的设计(1)确定输入轴上各部位的尺寸（如图）1..选择轴的材料，确定许用应力。由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料五特殊要求，故选用45钢并经调质处理。查书1(见备注)273页表14.2得强度极限σB=650MPa，在查书1，272页表1402得许用弯曲应力【σ-1b】=60MPa。2.按钮转强度估算轴径。根据书265页表14.1得C=107～118.又由式（14.2）得d≥mmnPC)81.28~12.26(86.34232.4)118~107(·33Ⅰ(3)确定轴各段直径和长度○1从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应