课程设计变速箱说明书

肇庆学院课程设计说明书学院：电子信息与机电工程学院专业：机械设计制造及其自动化课程设计名称：机械设计课程设计 题目： 学生姓名： 班级： 学号： 指导教师： 20 年 月 日肇庆学院课程设计任务书20112012学年第1学期学院：电子信息与机电工程学院专业：机械设计制造及其自动化课程设计名称：机械设计课程设计 题目： 任务布置时间： 起讫时间：2011.12.112011.12.31 学生姓名： 班级： 学号： 指导教师： 第一章 课程设计任务书1.1设计目的：（1）综合运用本课程的理论和生产实际知识进行设计训练，使所学的知识得到进一步的巩固和发展；（2）学习机械设计的一般方法和步骤，初步培养学生分析和解决工程实际问题的能力，树立正确的设计思想，为今后毕业设计设计和工作打下良好的基础；（3）进行方案设计、结构设计、机械制图和运用设计手册、标准及规范等技能的训练，使学生具有初步机械设计的能力.1.2设计内容与要求（技术参数、技术条件、设计要求等）：通用两级斜齿圆柱齿轮减速器，计算减速器所能达到的最大传动功率。同轴式设计数据：（1）中心距A1=A2=140mm（2）传动比i=10齿轮材料（1）软面齿：小轮45号钢调制处理，220250HBS；大轮45号钢正火处理，170210HBS（2）中硬齿：小轮38SiMnMo调制处理，332360HBS；大轮38SiMnMo调制处理，298332HBS（3）硬齿面：小轮、大轮均为20CrMnTi，渗碳淬火5663HRC输入转速：1500r/min齿轮精度：877HK GB1009588加工条件：成批生产，中等规模机械厂，可加工78级齿轮1.3设计任务与工作量（计算说明书、图纸等）：设计分段进行，在没有原则错误时才能进行下一阶段设计，以保证设计质量。（1）设计计算：计算传动装置的运动和动力参数，进行传动件的设计计算，校核轴、轴承、键，选择联轴器等。（2）草图绘制、审查和修改：根据设计计算结果，绘制装配图。（3）绘制装配图：使用AutoCAD软件绘制装配图，编写技术要求，对零件编号，填写明细表及标题栏等。（4）绘制零件图：选择所设计减速器的箱体、任一轴和齿轮绘制零件图。（5）编写设计说明书：要求内容全面，条理清楚，排版认真，图示正确，量纲、符合规定要求。第二章 传动零件的设计和计算2.1 高速大小齿轮的设计和计算2.1.1 选择齿轮的材料及其加工方法 小齿轮的接触受力次数多，因而要表面强度要求大，所以选取硬齿面为20CrMnTi，渗碳淬火5663HRC。选择大齿轮相对小齿轮的强度要求低，所以选取中硬为38SiMnMo调制处理，298332HBS。2.1.2高速小齿轮的齿数经审题得，要求是减速器所能达到的最大传动功率，当传动的效率=1，则当输入的功率越大，减速器的输出功率越大。因 =N，由题目的条件得输入转速：1500r/min，所以要最大，就是要高速的小齿轮的扭矩要最大。根据齿轮的扭矩分析当齿轮的齿数Z越小，扭矩T越大，所以要使高速小齿轮的扭矩要最大，小齿轮的齿数等于最小根切数。 由机械设原理P195公式（10-40）得 =由机械设原理P189公式（10-19）得 =17初定=10得=17=16.23取=172.1.3 高速齿轮传动最大扭矩确定中心距 =140mm传动比分配 由题目得减速器是同轴式设计，查机械设计课程设计指导书P17图12得高速=4.4，因为总传动比i=10，所以低速齿轮传动比=2.27.大齿轮齿数： 初定=10 =174.4=74.8 取大齿轮的齿数=75法面模数 则 =2.99取法面模数=3 =92因为 =17所以 =92-17=75齿数比 =4.41与=4.4的要求比较，误差为0.2%，可用，于是 =9696分度圆直径 =51.74mm=228.26mm齿面接触疲劳强度计算 计算扭矩 按机械设计p218公式计算 查机械设计P193表10-2得 =1查机械设计P195表10-3 得 =1.4查机械设计P196表10-4 得 =1.323计算圆周速度 =4.06查机械设计P194图10-8 得 =1.18载荷系数K =11.181.41.323=2.18按题目设计的是斜齿轮，所以取齿宽系数=1.2查机械设计P215图10-26 得=0.74 =0.88所以 =0.74+0.88=1.62由机械设计P206公式10-13 计算应力循环次数得=6015001830015=3.24查机械设计P207图10-19 得接触疲劳寿命 =0.94 =0.96查机械设计P210图10-21e 得小齿轮的接触疲劳强度极限=1300MPA查机械设计P209图10-21d得大齿轮的接触疲劳强度极限=580MPA计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由机械设计P205式10-12 得=1222MPA=556.8MPA=889.4MPA查机械设计P201表10-6得 =189.8MPA查机械设计P217图10-30 得 =2.46由求得所以取的最大值，斜齿轮轮齿的弯曲疲劳强度 查机械设计P208图10-20d 得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =620MPa查机械设计P208图10-20c 得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=460MPa取失效概率为1%，安全系数S=1.4，由机械设计P205式10-12 得=416.28=315.42=365.85由机械设计P216式10-15得=0.3181.217tan9696=1.1由机械设计P217图10-28得=0.92由机械设计P2200表10-5得=2.97，=1.52由求得故大小齿轮符合传动要求。齿轮工作宽度：=1.251.74=62.09mm圆整为大齿轮宽度 =65mm取小齿轮宽度=70mm大小齿轮参数小齿轮大齿轮齿数 Z1775螺旋角 96969696法面模数 33法面压力角 2020法面頂隙系数 0.250.25分度圆直径51.74mm228.26mm齿顶高3mm3mm齿根高4.5mm4.5mm齿顶圆直径54.74mm234.26mm齿根圆直径42.74mm219.26mm法面齿厚4.71mm4.71mm端面齿厚4.71mm4.71mm2.1.4 材料力学分析高速齿轮最大扭矩2.1.4.1 材料力学分析小齿轮最大扭矩由机械零件手册查的材料20CrMnTi的屈服强度=835MPa取安全系数为1.8根据材料力学得 许用屈服强度根据材料力学得 许用切应力=231.94MPa小齿轮工作接触面积 =5.34根据材料力学得 所以=231.945.34=1.23Nm所以小齿轮能承受的最大扭矩=3.18Nm2.1.4.2 材料力学分析大齿轮最大扭矩由机械零件手册查的材料38SiMnMo的屈服强度=588MPa取安全系数为1.8根据材料力学得 许用屈服强度根据材料力学得 许用切应力=163.33MPa小齿轮工作接触面积 =4.95根据材料力学得 所以=163.334095=8.08Nm所以大齿轮能承受最大的力相对于小齿轮的扭矩=2.09Nm2.1.5 计算减速器最大传动功率由齿轮的接触疲劳强度计算得到小齿轮最大扭矩Nmm由小齿轮的材料极限计算得到小齿轮最大扭矩=3.18Nm=3.18Nmm由大齿轮的材料极限计算得到小齿轮最大扭矩=2.09Nm=2.09Nmm经分析,齿轮要在安全，平稳的条件下工作，因而取最小扭矩作为高速小齿轮的最大扭矩。Nmm计算减速器最大传动功率P=28.74KW2.2 低速速大小齿轮的设计和计算2.2.1选择齿轮的材料及其加工方法 小齿轮的接触受力次数多，因而要表面强度要求大，所以选取硬齿面为20CrMnTi，渗碳淬火5663HRC。选择大齿轮相对小齿轮的强度要求低，所以选取中硬为38SiMnMo调制处理，298332HBS。2.2.2 低速大小齿轮设计确定中心距 =140mm传动比 =2.27初选=30, =10,则=302.27=68由得=2.81取=3 则=91.9取=92因为，所以=28.13 取=28，则=64齿数比 =2.28与=2.27的要求比较，误差为0.4%，可用，于是 =9696分度圆直径 =85.21mm=194.79mm齿面接触疲劳强度计算计算扭矩=1.834.40.970.99=7.73计算转速 按机械设计p218公式计算 查机械设计P193表10-2得 =1查机械设计P195表10-3 得 =1.2查机械设计P196表10-4 得 =1.316计算圆周速度 =1.52查机械设计P194图10-8 得 =1.05载荷系数K =11.051.21.316=1.66按题目设计的是斜齿轮，所以取齿宽系数=1.2查机械设计P215图10-26 得=0.81 =0.88所以 =0.74+0.88=1.69由机械设计P206公式10-13 计算应力循环次数得=60340.901830015=7.36查机械设计P207图10-19 得接触疲劳寿命 =0.94 =0.96查机械设计P210图10-21e 得小齿轮的接触疲劳强度极限=1300MPA查机械设计P209图10-21d得大齿轮的接触疲劳强度极限=580MPA计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由机械设计P205式10-12 得=1222MPA=556.8MPA=889.4MPA查机械设计P201表10-6得 =189.8MPA查机械设计P217图10-30 得 =2.46由求得mm斜齿轮轮齿的弯曲疲劳强度 查机械设计P208图10-20d 得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =620MPa查机械设计P208图10-20c 得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=460MPa取失效概率为1%，安全系数S=1.4，由机械设计P205式10-12 得=416.28=315.42=365.85由机械设计P216式10-15得=0.3181.228tan9696=1.88由机械设计P217图10-28得=0.92由机械设计P2200表10-5得=2.55，=1.61由求得故大小齿轮符合传动要求。齿轮工作宽度：=1.285.21=102.25mm圆整为大齿轮宽度 =105mm取小齿轮宽度=110mm大小齿轮参数小齿轮大齿轮齿数 Z2864螺旋角 96969696法面模数 33法面压力角 2020法面頂隙系数 0.250.25分度圆直径85.21mm194.79mm齿顶高3mm3mm齿根高4.5mm4.5mm齿顶圆直径91.21mm200.79mm齿根圆直径76.21mm185.79mm法面齿厚4.71mm4.71mm端面齿厚4.71mm4.71mm第三章 轴的设计与计算3.1 输入轴的设计与计算已知条件：高速轴传递的功率=28.74KW，转速=1500r/min，小齿轮分度圆直径=51.74mm，齿轮宽度=70mm，扭矩=1.83Nmm。计算得到：圆周力=7073N径向力=2611N轴向力=1208N选择轴的材料：由于小齿轮的分度圆直径太小，为了加工的方面，小齿轮加工成齿轮轴，小齿轮的加工材料是20CrMnTi，渗碳淬火5663HRC，所以轴的材料都是20CrMnTi，渗碳淬火5663HRC。初算直径：查机械设计P370表15-3得=126103，考虑轴端既承受转矩，也承受弯矩，故去=115,则=30.77mm选择联轴器：联轴器的计算扭矩，查机械设计P351表14-1，取=1.5，则Nmm按照计算扭矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械零件手册，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为Nmm半连轴器的孔径=32mm，故取=32mm，半联轴器长度L=82，半连轴器与轴配合的毂孔长度=60mm。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足半连轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-的直径=37mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=40mm。半联轴器与与轴配合的毂孔长度=60mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比略短一些，现取=58mm。2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=37mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30208，其尺寸为dDT=40mm80mm19.75mm，故=40mm；而=19.75.右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由机械零件手册查的30208型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，轴环宽度b=8mm,因此，取=47mm。3） 轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，去端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，故取=50mm。4） 去齿轮距箱体内壁之距离a=10mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=5mm，已知滚动轴承宽度T=19.75mm，则=T+s+a=19.75+5+10=34.75mm=s+a-b=5+10-8=7mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的轴向定位采用平键连接。安由机械原理P106表6-1查得平键截面bh=10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm，半联轴器与轴的配合为。确定轴上圆角和倒角尺寸参照机械设计P365表15-2，取轴端倒角为245。求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图3-1）做出轴的计算简图。确定轴承的支点位置，由机械零件手册P117查得30208型圆锥滚子轴承a=16.9mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨度=52.85mm+52.85mm=105.7mm。根据轴的的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图3-1）。计算结果见下表载荷水平面H垂直面V支反力F=3536.5N =1602N，=1009N弯矩M=1.86Nmm=8.4Nmm,=-1.1Nmm总弯矩=2.04Nmm=1.86Nmm扭矩T=1.83Nmm5.按弯扭合成应力校核轴的强度 根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力MPa=36.2MPa前已选定轴的材料为20CrMnTi，渗碳淬火5663HRC，由表15-1查得=60MPa。因此，故轴安全。6.校核键的强度轴的材料都是20CrMnTi，渗碳淬火5663HRC，由表6-2查得许用挤压力=100120MPa，去其平均值，=110MPa。键的工作长度=l=L-B=70mm-10mm=60mm，键与联轴器的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式（6-1）可得：=47.65MPa=110MPa故键安全，键的标记为：键1070 GB/T 1906-19793.2中间轴的设计与计算已知条件：中间轴传递的功率=27.32KW，转速=340.90r/min，大齿轮分度圆直径=231.26mm，齿轮宽度=65mm，小齿轮分度圆直径=85.21mm，齿轮宽度=110mm扭矩=7.83Nmm。计算得到：大齿轮圆周力=6771N大齿轮径向力=2500N大齿轮轴向力=1157N小齿轮圆周力=18378N小齿轮径向力=6785N轴向力=3140N选择轴的材料：由于小齿轮的分度圆直径太小，为了加工的方面，小齿轮加工成齿轮轴，小齿轮的加工材料是20CrMnTi，渗碳淬火5663HRC，所以轴的材料都是20CrMnTi，渗碳淬火5663HRC。初算直径：查机械设计P370表15-3得=126103，考虑轴端既承受转矩，也承受弯矩，故去=115,则=49.5mm根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30210，其尺寸为dDT=50mm90mm21.75mm，故=50mm；而=21.75.mm右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由机械零件手册查的30210型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，轴环宽度b=8mm,因此，取=57mm。2） 取安装大齿轮处的轴段的直径=60mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为65mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取=61mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取6mm，则轴环处的直径=72mm。轴环宽度b1.4h，取=10mm。取=70mm。3） 小齿轮是加工成齿轮轴，小齿轮分度圆直径=85.21mm。取轴的直径为60mm，因而=60mm4） 取齿轮距箱体内壁之距离a=10mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=5mm，已知滚动轴承宽度T=21.75mm，则=T+s+a=21.75+5+10=36.75mm=s+a-b=5+10-8=7mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴上零件的周向定位 大齿轮与轴的轴向定位采用平键连接。安由机械原理P106表6-1查得平键截面bh=18mm11mm，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，半联轴器与轴的配合为。确定轴上圆角和倒角尺寸参照机械设计P365表15-2，取轴端倒角为245。求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图3-2）做出轴的计算简图。确定轴承的支点位置，由机械零件手册P117查得30210型圆锥滚子轴承a=20mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨度=49.25mm+167.5mm+71.75mm=288.5mm。根据轴的的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图3-2）。计算结果见下表载荷水平面H垂直面V支反力F=-4366N,=15973N =8952N，=-4667N弯矩M=-1.87Nmm =2.15Nmm=4.4Nmm,=5.73Nmm=-2.37Nmm,=-9.05Nmm总弯矩=4.89Nmm=6.12Nmm=3.19Nmm=9.30Nmm扭矩T=7.83Nmm5.按弯扭合成应力校核轴的强度 根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力MPa=48.23MPa前已选定轴的材料为20CrMnTi，渗碳淬火5663HRC，由表15-1查得=60MPa。因此，故轴安全。6.校核键的强度轴的材料都是20CrMnTi，渗碳淬火5663HRC，由表6-2查得许用挤压力=100120MPa，去其平均值，=110MPa。键的工作长度l=L-B=56mm-18mm=38mm，键与联轴器的接触高度k=0.5h=0.511mm=5.5mm。由式（6-1）可得：=124.88MPa=110MPa可见连接的挤压强度不够。考虑到相差较大，因此改用双键，相隔180布置。双键的工作长度l=1.538mm=57mm。由式（6-1）可得=83.25MPa0.07d，故取6mm，则轴环处的直径=87mm。轴环宽度b1.4h，取=8mm。4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，去端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，故取=50mm。5）去齿轮距箱体内壁之距离a=10mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=5mm，已知滚动轴