机械设计课程设计(变速箱)设计说明书.doc

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）1V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13张。一、传动方案拟定：采用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。滚筒的工作效率为0.96. Pw=Fv1000w ，以Pd= Fv1000w。由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机效率）为w=122233456式中：1、2、3、4、5、6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1=0.96、2=0.99、3=0.97、4=0.97、5=0.98、6=0.96，则w=0.960.990.990.990.970.970.970.980.96=0.80所以Pd= Fv1000w=4.04Kw。3、确定电动机转速 卷筒工作转速为： n卷筒601000V/（D） =(6010001.6) /（00） =76.4 r/min根据手册6表2.2推荐的传动比合理范围，取带传动比I1= ，取圆柱齿轮传动比范围I=35。则总传动比理论范围为：a0。故电动机转速的可选范为 Nd =Ian卷筒 =(1620)76.4 =458.41528 r/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：电动机主要外形和安装尺寸：中心高H外形尺寸Lx(AC/2+AD)HD底角安装尺寸 AB地脚螺栓孔直径 K轴 伸 尺 寸DE装键部位尺寸 FGD1325153453152161781238801041三、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=4.04KW n0=960r/minT0=9550P0/n0=95504.04/960=40.189N.mP1=P01 =4.040.96=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=95503.8784/320=115.74N.mP2=P12234 =3.87840.9820.970.97=3.5046KWT1=115.74N.mP2=3.5046KW3）2轴（低速轴）n2=n1/i2=320/4.188=76.4r/minT2=9550P2/n2=95503.5046/76.4=438.075N.mn2=76.4r/miT2=438.075N.m4）3轴（滚筒轴）PW=P256=3.50460.980.96=3.297KWnw=n2=76.4r/min TW=9550PW/nw=95503.297/76.4=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Ra3.26.3um2、 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=9.55106p/n=9.551064.04/320=115746 N.mm2） 载荷系数K、查表10.11取K=1.13） 齿轮Z1和齿宽系数。小齿轮的齿数z1取为25，则大齿轮齿数Z2=4.18825=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d=1。4） 许用接触应力【H】由图机械设计基础中10.24查的Hlim1=580MPa，Hlim2=550Mpa，由表10.10（Pag180）查得SH=1，公式N1=60njLh（Pag180），N1=60njLh=603201（365524）=8.4096108 ，N2=N1/4.188=8.4096108/4.188=2.008108查图10.27得：ZNT1=1.02，ZNT2=1.1，由式（10.13）可得【H】1= ZNT1Hlim1/SH=513MPa，【H】2=ZNT2Hlim2/SH=572.4 MPa故d176.43【（1.11157465.2）/（14.2513513）】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=2.7525mm=68.75mmd2=mz2=2.75105=288.75mmb2= dd1=168.75mm=68.75mm经圆整后取b2=70mm, b1=b2+5mm=75mma=m/2（z1+z2）=0.52.75130=178.75mm.按齿根弯曲疲劳强度校核由式（10.24）得出F,如F【F】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Flim1=210MPa，Flim2=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F1=162MPa，F2=146MPa故F1=2kT 1/(b 1m2z 1)YFYS=21.11157462.651.591000/(692.75225)=82F1=162MPa、F2=822.181.8/(2.651.59)=76.3659F2=146MPa齿轮齿轮弯曲强度校核合格。（3）验算齿轮的圆周速度vV 1=68.75320/(601000)=1.1519m/s。V2 =27576.4/(601000)=1.155m/s。由表10.22可知，选8级精度是合适的。nw= 960/3/（10525）=76.19r/min2=(76.4-76.19)/76.19=0.275% d2，故也应对截面进行校核。截面：eI=MeI/W=322200/(0.1603)=14.9Mpa截面：eII=MeII/W=320181/(0.1553)=19.2Mpa查表得-1b=60Mpa,满足e-1b的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定余量。其受力图如下八滚动轴承设计根据条件，轴承预计寿命Lh=536524=43800小时1.输入轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=1254NP=fp Fr=1.11254=1379.4n（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 （3）选择轴承型号查课本P154页，选择6208 轴承 Cr=29.5KN由课本式11-3有预期寿命足够此轴承合格其草图如下：2.输出轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=1458.29N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值（3）选择轴承型号查课本P154页，选择6011轴承 Cr=30.2KN由课本式11-3有预期寿命足够此轴承合格九、键的设计设计步骤设计计算与内容设计结果一、 联轴器的键1、 选择键的型号2、 写出键的型号二、 齿轮键的选择1、选择键的型号2、写出键的型号3、输入端与带轮键选择C型键 由轴径d1=45mm，在表14.8查得键宽b=14mm，键高h=9mm，L=36160mm。 L=54mm（1.61.8）d=7281mm l1=L-0.5b=54-7=47mm由式14.7得jy1=4T/(dhl1) =4525.871000/（45947）=110.47MPa【jy】=120MPa(轻微冲击，由表14.9查得)选键为C1470GB/T1096-1979选择A型键轴径d4=60mm，为了使加工方便应尽量选取相同的键高和键宽。但强度不够。查表14.8得键宽b=18mm， h=11mm，L=50200mm,取L=56mm l2=L-18=56-18=38mmjy2=4T/(dhl2)=4525.871000/（451138）=111.79MPa【jy】=120MPa(轻微冲击，由表14.9查得)取键A1880GB/T1096-1979选轴径d4=30mm，查表14.8取键108。即b=10，h=8，L=50l2=L-10=60-10=50mmjy2=4T/(dhl2)=4138.951000/（30850）=46.317【jy】选择C型键b=14mmh=9mmL=54mm型号：C1470GB/T1096-1979选择A型键b=18mmh=11mmL=56mm型号：A1880GB/T1096-1979十、联轴器的选择设计步骤设计计算与内容设计结果一、 计算联轴器的转矩二、 确定联轴器的型号定距环由表16.1查得工作情况系数K=1.3由式16.1得主动端 TC1=KT2 =1.3525.87=683.63Nm 从动端TC2=KTW =1.3495=643.5NmTm=1250Nm（附表.）由前面可知： dC =40.2344.37mm又因为d=C（1+0.05） =（40.2344.37）（1+0.05） =42.2446.59mmn2=76.r/minn=4000r/min由附表9.4可确定联轴器的型号为弹性柱销联轴器 HL4 GB5014-。 由其结构取 L=11.5 d=55 D=64TC1=683.63NmTC2=643.5Nm标记为：HL4 GB5014-十一、减速器箱体设计设计步骤设计计算与内容设计结果轴中心距箱体壁厚箱盖壁厚机座凸缘厚度机盖凸缘厚度机盖底凸缘厚度地脚螺栓直径地脚螺钉数目轴承旁联结螺栓直径盖与座连接螺栓直径联结螺栓d2的间距轴承端盖的螺钉直径d3窥视孔盖螺钉直径d4定位销直径起盖螺钉dqd2至外壁距离d1至外壁距离df至外壁距离df至凸缘距离d1至凸缘距离d2至凸缘距离座端面与内箱壁距离机盖机座力厚轴承端盖外径大轴小轴轴承旁连接螺栓距离a=162.5mm1=0.02a+1mm=5.0625mm8mm1=0.02a+1=5.06258mmb=1.5 =12mm b1=1.51=12mmb2=2.5=2.58=20mmdf=0.036a+12 =17.9mm 取整偶数20mma250，n=4d1=0.75df=15mm查表3-3取16mmd2=（0.50.6）df =1012mm 取d2=12mml=150200mm由表3-17得：d3=（0.40.5）df =810mmd4=（0.30.4）df=68mmd=（0.30.4）d2=8.49.6mmd=（0.30.4）d2=8.49.6mmdq=10C1=24mmC1=19mmC1=27mmC2=25C2=24.8C2=2811.2 1=10mm2 2=9mmm10.851 m0.85 =6.8mm 7mm =6.8mm7mmD2=D+(55.5)d3 =90+（55.5）8 =140145mm D2=D+(55.5)d3 =80+（55.5）8=130135mm S=D2尽量靠近，以Md1和Md2不干涉为准一般取S=D2a=162.5mm1=8mm1=8mmb=12mmb2=20mmdf=20mmn=4d1=16mmd2=12mml=150200mmd3=10mmd4=8mmd=10dq=10C1=24mmC1=19mmC1=27mmC2=25C2=24.8C2=281=10mm2=9mmm1=7mmm=7mmD2=140mmS=D2D2=130mmS=D2取153.75十二、减速器的润滑、密封设计步骤设计计算与内容设计结果一、齿轮的润滑1选择润滑方式（2）确定油深二、轴承润滑三、 密封对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度V=1.76m/s12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面距离H不应小于3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可