机械设计课程设计计算说明书设计题目___二级变速箱设计__院(系) _ 班机电工程系AP03083班设计者_____陈运标_______指导老师_____杨铁牛_______________年_______月_______日______________目录第一部分设计任务书----------------------------------------------------------------3第二部分电传动方案的分析与拟定---------------------------------------------------5第三部分电动机的选择计算----------------------------------------------------------6第四部分各轴的转速、转矩计算------------------------------------------------------7第五部分联轴器的选择-------------------------------------------------------------9第六部分锥齿轮传动设计---------------------------------------------------------10第七部分链传动设计--------------------------------------------------------------12第八部分斜齿圆柱齿轮设计-------------------------------------------------------14第九部分轴的设计----------------------------------------------------------------17第十部分轴承的设计及校核-------------------------------------------------------20第十一部分高速轴的校核---------------------------------------------------------22第十二部分箱体设计---------------------------------------------------------------23第十三部分设计小结---------------------------------------------------------------24第一部分设计任务书1.1 机械设计课程的目的机械设计课程设计是机械类专业和部分非机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性教学环节。
其基本目的是：(1) 通过机械设计课程的设计，综合运用机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。
(2) 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。
(3) 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。
1.2 机械设计课程的内容选择作为机械设计课程的题目，通常是一般机械的传动装置或简单机械。
课程设计的内容通常包括：确定传动装置的总体设计方案；选择电动机；计算传动装置的运动和动力参数；传动零件、轴的设计计算；轴承、联轴器、润滑、密封和联接件的选择及校核计算；箱体结构及其附件的设计；绘制装配工作图及零件工作图；编写设计计算说明书。
在设计中完成了以下工作：①减速器装配图1张（A0或A1图纸）；②零件工作图2～3张（传动零件、轴、箱体等）；③设计计算说明书1份，6000～8000字。
1.3 机械设计课程设计的步骤机械设计课程设计的步骤通常是根据设计任务书，拟定若干方案并进行分析比较，然后确定一个正确、合理的设计方案，进行必要的计算和结构设计，最后用图纸表达设计结果，用设计计算说明书表示设计依据。
机械设计课程设计一般可按照以下所述的几个阶段进行：1．设计准备①分析设计计划任务书，明确工作条件、设计要求、内容和步骤。
②了解设计对象，阅读有关资料、图纸、观察事物或模型以进行减速器装拆试验等。
③浮系课程有关内容，熟悉机械零件的设计方法和步骤。
④准备好设计需要的图书、资料和用具，并拟定设计计划等。
2．传动装置总体设计①确定传动方案——圆柱齿轮传动，画出传动装置简图。
②计算电动机的功率、转速、选择电动机的型号。
③确定总传动比和分配各级传动比。
④计算各轴的功率、转速和转矩。
3．各级传动零件设计①减速器内的传动零件设计（齿轮传动）。
4．减速器装配草图设计①选择比例尺，合理布置试图，确定减速器各零件的相对位置。
②选择联轴器，初步计算轴径，初选轴承型号，进行轴的结构设计。
③确定轴上力作用点及支点距离，进行轴、轴承及键的校核计算。
④分别进行轴系部件、传动零件、减速器箱体及其附件的结构设计。
5．减速器装配图设计①标注尺寸、配合及零件序号。
②编写明细表、标题栏、减速器技术特性及技术要求。
③完成装配图。
6．零件工作图设计①轴类零件工作图。
②齿轮类零件工作图。
③箱体类零件工作图。
第一部分题目及要求卷扬机传动装置的设计1．设计题目设计一卷扬机的传动装置。
传动装置简图如下图所示。
重物（1）卷扬机数据卷扬机绳牵引力F(N)、绳牵引速度v(m/s)及卷筒直径D(mm)见附表。
（2）工作条件用于建筑工地提升物料，空载启动，连续运转，三班制工作，工作平稳。
（3）使用期限工作期限为十年，每年工作300天，三班制工作，每班工作4小时，检修期间隔为三年。
（4）产批量及加工条件小批量生产，无铸钢设备。
2．设计任务1）确定传动方案；2）选择电动机型号；3）设计传动装置；4）选择联轴器。
3．具体作业1）减速器装配图一张；2）零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；3）设计说明书一份。
4．数据表用于建筑工地提升物料，空载启动，连续运转，三班制工作，工作平稳。
（5）使用期限工作期限为十年，每年工作300天，三班制工作，每班工作4小时，检修期间隔为三年。
（6）产批量及加工条件小批量生产，无铸钢设备。
6．设计任务1）确定传动方案；2）选择电动机型号；3）设计传动装置；4）选择联轴器。
7．具体作业1）减速器装配图一张；2）零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；3）设计说明书一份。
8．数据表第二部分 传动方案的分析与拟定确定总传动比:由于Y 系列三相异步电动机的同步转速有750,1000,1500和3000r/min 四种可供选择.根据原始数据,得到卷扬机卷筒的工作转速为()m in /93.225.014.3/606.0D /v n w r =⨯⨯=⋅=π按四种不同电动机计算所得的总传动比分别是:确定电动机转速:综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格以及总传动比，750转的低速电动机传动比虽小，但电动机极数大价格高，故不可取。
3000转的电动机重量轻，价格便宜，但总传动比大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑，也不可取。
剩下两种相比，如为使传动装置结构紧凑，选用1000转的电动机较好；如考虑电动机重量和价格，则应选用1500转的电动机。
现选用1500转的电动机，以节省成本。
确定传动方案：验算：通常V 带传动的传动比常用范围为4~21='i ，二级圆柱齿轮减速器为40~82='i ，则总传动比的范围为160~16='i ，因此能够满足以上总传动比为65.42的要求。
卷扬机传动装置重物第三部分 电动机的选择计算1、确定电动机类型按工作要求和条件,选用Y 系列笼型三相异步电动机,封闭式结构。
2、确定电动机的功率 工作机的功率w p610006.010********＝＝⨯⨯⋅=v F p w KW效率的选择：１．V 带传动效率： η1 = 0.96 ２．7级精度圆柱齿轮传动：η2 = 0.98 ３．滚动轴承： η3 = 0.99 ４．弹性套柱销联轴器： η4 = 0.99 ５．传动滚筒效率： η5 = 0.96 传动装置总效率为833.052443221＝ηηηηηη⋅⋅⋅⋅=工作机所需电动机功率d p20.7833.06＝＝ηwd p p =kw 因载荷平稳，电动机额定功率ed p 略大于d p 即可。
由Y 系列电动机技术数据，选电动机的额定功率ed p 为7.5 kw ，结合其同步转速，选定电动机的各项参数如下： 取同步转速： 1500r/min ——4级电动机 型号： Y132M-4 额定功率： 7.5kW 满载功率： 1440r/min 堵转转矩/额定转矩： 2.2 最大转矩/额定转矩： 2.2第四部分 确定传动装置总传动比和分配各级传动比1、确定总传动比80.6293.221440===w m a n n i 2、分配各级传动比取V 带传动的传动比8.30=i ，则减速器的传动比i 为52.168.380.6201===i i i a 取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比809.452.164.14.112=⨯=i i ＝则低速级的传动比435.3809.452.161223===i i i第五部分 运动参数及动力参数计算0轴（电动机轴）： P 0 = P d =7.2 kW n 0 = n m = 1440 r/min T 0 = 9550×(00P n )=75.4714402.79550＝⨯ N·m 1轴（高速轴）：P 1 = P 0η1 = 91.696.02.7＝⨯kWn 1 =001n i =95.3788.31440＝ r/min T 1 = 9550×(11P n )=91.15595.37891.69550＝⨯ N·m2轴（中间轴）：P 2 = P 1η2η3 =70.698.099.091.6＝⨯⨯ kWn 2 =80.78809.495.378121==n n r/min T 2 = 9550×(22P n )=99.81180.7870.69550＝⨯ N·m 3轴（低速轴）：P 3 = P 2η2η3 = 50.698.099.070.6＝⨯⨯ kW n 3 =94.22435.380.78232==n n r/min T 3 = 9550×(33P n )=97.270594.2250.69550＝⨯ N·m 4轴（输出轴）：P 4 = P 3η3η4 = 37.699.099.050.6＝⨯⨯kW n 4 =94.22194.22343==n n r/min T 4 = 9550×(44P n )=85.265194.2237.69550＝⨯ N·m输出轴功率或输出轴转矩为各轴的输入功率或输入转矩乘以轴承效率(0.99），即 P ’= 0.99P各轴运动及动力参数表如下：第六部分 传动零件的设计计算高速级斜齿圆柱齿轮设计材料选择：小齿轮40Cr （调质）硬度280HBs ；大齿轮45#钢（调质）硬度240HBs ；（硬度差40HBs ）七级精度，取Z 1=21，Z 2=112z i ⨯＝4.809×21=100.989，取Z 2＝101， 初选螺旋角β=14°，按齿轮面接触强度设计： []321112⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⋅+⋅≥H E H a d t t z z T K d σμμεφ 1) 试选载荷系数 K t =1.62) 由动力参数图，小齿轮传递的转矩mm N m N T ⋅⨯=⋅=51105435.135.1543） 由表10－7（机械设计）选取齿宽系数1=d φ4） 由表10－6查得材料的弹性影响系数18.189MPa Z E =5） 由图10－21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 6001lim =σ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5002lim =σ；6） 由式10-13计算应力循环次数()81110185.81030043195.3786060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N88210702.1809.4/10185.8⨯=⨯=N7） 由图10-19查得接触疲劳寿命系数0.11=HN K ；07.12=HN K8） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S=1,由式（10-12）得[]MPa S K H HN H 6006000.11lim 11=⨯=⋅=σσ[]MPa S K H HN H 5.58855007.12lim 22=⨯=⋅=σσ 9）由图10-26（机械设计）得εα1 = 0.76εα2 = 0.86则端面重合度 62.186.076.021=+=+=a a a εεε10）由图10-30选取区域系数Z H = 2.43311） 计算许用接触应力 [][][]()221H H H σσσ+== ()MPa 25.5942/5.588600=+12）计算：试算小齿轮分度圆直径t d 1，由计算公式得 []mmmm z z T K d H E H a d t t 59.6025.5948.189433.2809.4809.562.11105435.16.12123253211=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⋅+⋅≥σμμεφ 计算圆周速度sm s m n d t 2.110006095.37859.6010006011=⨯⨯⨯=⨯⋅⋅ππυ＝ 计算齿宽b 及模数nt md 1t b = d φ⋅= 1×60.59 = 60.59 mmm nt = 1t 1d cos Z β =80.22114cos 59.600=⨯ mm h = 2.25 m nt = 30.680.225.2=⨯ mm 617.930.659.60==h b 计算纵向重合度βε纵向重合度βε=0.318×φd Z 1tanβ = 665.114tan 211318.00=⨯⨯⨯计算载荷系数K已知，K A =1，取K v =1.05（由图10-8查得），由表10-4查得的计算公式∴K Hβ = 1.15+0.18(1+0.6φd 2)+0.23×10-3×60.59 = 1.45由图10-13，得K F β = 1.4由表10-3，得3.1==ααF H K K∴K = K A ·K v ·K Hα·K Hβ = 1×1.05×1.3×1.45 = 1.98按实际得载荷系数校正所算得德分度圆直径，由试（10-10a ）得05.656.198.159.603311=⨯=⋅=t t K K d d 计算模数n m m n = 11d cos Z β = 01.32114cos 05.650=⨯ 13） 按齿根弯曲强度设计 []32121cos 2F Sa Fa ad n Y Y z Y KT m σεφββ⋅≥ 由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=σ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 3802=σ；由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 90.01=FN K ；95.02=FN K计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S ＝1.4，由式10-12得[]MPa S K FE FN 43.3214.15009.0111F =⨯=⋅=σσ[]MPa S K FE FN 86.2574.138095.0222F =⨯=⋅=σσ 计算载荷系数K = K A ·K v ·K F α·K F β = 1×1.05×1.3×1.4= 1.91根据纵向重合度εβ=1.6650，由图10-28，查得螺旋角影响系数Y β=0.88 计算当量齿数v1321Z cos 14=︒= 22.9883 5638.11014cos 10132==v Z 查取齿形系数由表10-5查得 Y F α1=2.69，Y F α2=2.20，查取应力校正系数由表10-5查得 Y S α1=1.56，Y S α2=1.79计算大、小齿轮的[]F Sa Fa Y Y σ 并加以比较[]01306.043.32156.169.2111=⨯=F Sa Fa Y Y σ []01527.086.25779.120.2222=⨯=F Sa Fa Y Y σ 大齿轮的数值较大。