机械设计课程设计变速箱的设计
课程设计(二轴五档变速器 )
目录1方案的选择 (1)1.1设计任务书 (1)1.2总体方案论证 (1)1.3零部件结构方案分析 (2)1.3.1齿轮形式 (2)1.3.2换挡机构形式 (2)1.3.3变速器轴承 (2)2变速器主要参数的选择 (2)2.1传动比范围的选择 (2)2.2.1功率转速 (2)2.2.2主减速器传动比的初选 (3)2.2.3最小传动比的选择 (4)2.2.4最大传动比的选择 (4)2.2挡数 (5)2.3分配各挡传动比 (5)2.4传动路线图 (6)3变速器参数的计算与校核 (6)3.1初定中心距 (6)3.2初定齿轮参数（斜齿轮齿形参数） (7)3.2.1模数 (7)3.2.2压力角 (8)3.2.3齿宽 (8)3.2.4螺旋角 (9)3.2.5齿顶高系数与顶隙系数 (10)3.3分配各挡齿数 (10)3.3.1确定一挡齿轮的齿数 (11)3.3.2对中心距及一挡齿轮螺旋角进行修正 (11)3.3.3确定二挡齿轮的齿数 (12)3.3.4确定三挡齿轮的齿数 (12)3.3.5确定四挡齿轮的齿数 (12)3.3.6确定五挡齿轮的齿数 (13)3.3.7确定倒挡齿轮的齿数 (13)3.3.8变位系数 (13)3.4齿轮的校核 (16)3.4.1齿轮的损坏形式 (16)3.4.2齿轮的强度计算 (16)3.4.3齿轮的材料 (21)3.5轴的设计与校核 (21)3.5.1初选轴的直径 (21)3.5.2轴的可靠性分析 (21)3.6轴承的计算与校核 (27)3.6.1轴承形式的选择 (27)3.6.2轴承尺寸的选择 (27)3.6.3轴承寿命的计算 (29)4设计参数汇总（优化后） (34)4.1汽车主要参数 (34)4.2变速器主要设计参数 (34)参考文献 (37)1方案的选择1.1设计任务书根据给定的汽车性能参数，进行汽车变速箱传动方案设计，计算各部件的设计参数，绘出指定总成的装配图和部分零件图表1-1 乘用车传动系统的主要参数1.2总体方案论证变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种形式工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。
汽车三轴五档变速器毕业设计(机械CAD图纸)
摘要变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步，爬坡，转弯，加快等各样行驶工况下，使汽车获取不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有益工况范围内工作。
变速器设有空挡和倒挡。
需要时变速器还有动力输出功能。
因为变速箱在低档工作时作用有较大的力，所以一般变速箱的低档都部署凑近轴的后支承处，而后依照从低档到高档次序部署各档位齿轮。
这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证装置简单。
变速箱整体结构刚性与轴和壳体的结构相关系。
一般经过控制轴的长度即控制档数，来保证变速箱有足够的刚性。
本文设计研究了三轴式五挡手动变速器，对变速器的工作原理做了论述，变速器的各挡齿轮和轴做了详尽的设计计算，并进行了强度校核，对一些标准件进行了选型。
变速器的传动方案设计。
简单叙述了变速器中各零件资料的选择。
要点字：挡数；传动比；齿数；轴AbstractTransmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, is aimed at marking start, climbing, turning, accelerate various driving conditions, the car was different traction and speed Meanwhile engine in the most favorable working conditions within the scope of the work. And the trans mission in neutral gear with reverse gear. Transmission also need power output function.Gearbox because of the low-grade work at a larger role, In general, the low-grade gearbox layout are close to the axis after support, Following from low-grade to high-grade order of the layout of stalls gear. This will not only allow axis are large enough for a rigid, but also ensures easy assembly. Gear box overall structure and rigid axle and the shell structure of relations. Generally through the control shaft length control over several stalls to ensure that adequate gear box rigid.This paper describes the design of three-axis five block manual trans mission, the transmission principle of work elaborated, Transmission of the gear shaft and do a detailed design, and the intensity of a school. For some standard parts for the selection. Transmission Trans mission program design.A brief description of the trans mission of all components of the material choice.Keywords : block; Transmission ratio; Teeth; Axis目录第 1 章绪论⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯..1 第 2 章整体方案设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯..3 2.1 汽车参数的选择⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ (4)变速器设计应知足的基本要求⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯..4 第 3 章变速器传动机构部署方案⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯...⋯.53.1 传动机构部署方案剖析⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯.⋯5固定轴式变速器⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯.⋯ (5)倒挡部署方案⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ (7)其余问题⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯.⋯.8 第 4 章零零件结构方案剖析⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯..⋯..9齿轮形式⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯.9 换挡机构形式⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯..9 变速器轴承⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯11 第 5 章变速器设计和计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯.13 5.1 挡数⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ (13)5.2 传动比范围⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 135.3 中心距 A⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯14外形尺寸⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ (14)轴的直径⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ (14)齿轮参数⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ (15)模数的选用⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯.⋯15压力角⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯错误！不决义书签。
基于Romax的变速箱建模及模态分析
基于Romax的变速箱建模及模态分析Romax是著名的机械设计软件，该软件可以用来进行机械系统的建模、仿真和分析，其中包括变速箱的建模及模态分析。
本文将详细介绍Romax的变速箱建模及模态分析流程。
一、变速箱建模在Romax中，变速箱的建模分为三个步骤：建立齿轮、建立轴承和连接齿轮。
1.建立齿轮首先，需要选择相应的齿轮进行建模，可以根据实际情况选择不同类型的齿轮。
进入Romax Gear模块，选择“New Gear”，然后从“Model Library”中选择相应的齿轮。
通常情况下需要填写参数，例如模数、齿轮宽度等，以确保齿轮的正确性。
2.建立轴承建立完齿轮之后，需要对其进行支撑。
在Romax Bearing模块中选择“New Bearing”，然后选择合适的轴承类型，如球轴承、滚子轴承等。
填写相应的参数后，可以将轴承放置在相应的位置上。
3.连接齿轮在将齿轮连接起来之前，需要在Romax Gears模块中选择“New Shaft Assembly”，然后选择正确的轴承类型。
然后在“New Gear”中选择齿轮并放置到相应的位置上，最后将齿轮进行连接。
二、模态分析在建立完变速箱的三维模型之后，就可以进入模态分析。
Romax使用有限元方法来预测变速箱的固有频率和固有振型，以便确定变速箱的可靠性和稳定性。
1.建立模态分析模型模态分析模型需要包括整个变速箱的结构，包括轴、齿轮、轴承、支撑等所有部分。
在Romax中，可以使用“Create New Model”来建立模态分析模型。
在建立模型时需要将齿轮和轴承等等加入到模型中。
2.设置分析参数确定好模态分析模型之后，需要设置一些分析参数，如边界条件、网格密度、模型尺寸和接触范围等等。
设置完这些参数后，可以使用FEA技术进行模态分析。
3.模态分析结果模态分析结果可以得到变速箱的固有频率和固有振型，这些结果可以用来判断变速箱的稳定性和可靠性。
同时，也可以进一步优化设计，以提高变速箱的实际性能。
变速器设计(详细过程完整版).
黑豹HB1027变速器设计论文摘要变速器是汽车传动系中最主要的部件之一。
其设计任务是设计一台用于微型商用车上的手动变速器。
采用中间轴式变速器设计方案，其有两个突出优点：一是其直接挡传动效率高，磨损及噪声小；二是在齿轮中心距较小的情况下任然可以获得较大的一档传动比。
设计中根据汽车的外形、轮距、轴距、车辆重量、满载重量以及最高车速等参数结合该汽车的发动机型号可以得出发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要参数，再结合某些轿车的基本参数选择适当的主减速比。
根据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、机械设计等相关知识，计算出相关的变速器参数并论证设计的合理性。
设计中给出了机械式变速器设计方案，经过严谨设计过程完成了一款手动变速器设计，并经过校验和catia有限元优化，证明设计的变速器能够符合现实功用要求，设计方案具有比较强的可借鉴性。
关键词汽车工程；变速器；设计；手动；（版权所有，翻版不究）- I -AbstractGearbox is the one main component of the vehicle transmission.The duty of this design is to design a manual transmission used in the Tiny gears, it is the countershaft-type transmission gearbox.This transmission has two prominent merits: firstly, the transmission efficiency of the direct drives keep high ,the attrition and the noise are also slightest;Secondly ,it is allowed to obtain in the bigger gear ratio of the first gear when the center distance in smaller.According to the contour, track, wheel base, the vehicles weight, the all-up weight as well as the highest speed and so on, union the engine model we can obtain the important parameters of the max power, the max torque, the displacement and so on. According to the basic parameters of the certain saloon, choose the suitable final drive ratio. According to the above parameters, combining the knowledge of automobile design, automobile theory , machine design and so on, calculate the correlated parameters of the gearbox and proof the rationality of the design.The design gives a plan of the mechanical gearbox and achieves a kind of mechanical gearbox after rigorous design.The design has passed calibration and Finite element optimization.It has proved to be fit for function and use for reference perfectly.Key Words Automotive engineering,Transmission,Design,Manual- II -目录摘要 (I)Abstract.......................................................... I I 第1章绪论 . (1)1.1本课题研究的目的和意义 (1)1.2 本课题研究现状和发展 (1)第2章机械式变速器设计 (3)2.1 变速器设计基本方案 (3)2.1.1变速器传动机构布置方案 (3)2.1.2 变速器主要参数选择 (3)2.2齿轮设计计算 (7)2.2.1各挡齿轮齿数的分配 (7)2.2.2齿轮强度校核 (10)2.3 轴设计计算 (19)2.3.1轴的工艺要求 (19)2.3.2 轴的校核计算 (19)2.4 同步器及操纵机构设计 (29)2.4.1同步器的设计 (29)2.4.2变速器的操纵机构 (31)2.5 轴承及平键的校核 (32)2.5.1 轴承选择及校核 (32)2.5.2 平键选择及强度计算 (34)2.6 变速器箱体设计 (34)- III -2.6.1 箱体材料与毛坯种类 (34)2.6.2 箱体的主要结构尺寸的计算 (35)2.7 本章小结 (35)第3章有限元优化分析 (36)3.1 齿轮catia有限元分析 (36)3.1.1 倒档主动直齿轮catia有限元分析 (36)3.1.2 一档从动齿轮catia有限元分析 (37)3.2 变速器轴catia有限元分析 (37)3.2.1 中间轴catia有限元分析 (37)3.2.2 第二轴catia有限元分析 (38)3.3 本章小结 (38)结论 (39)参考文献 (40)致谢 (41)- IV -哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）第1章绪论1.1本课题研究的目的和意义随着汽车工业的迅猛发展,车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。
机械式变速器设计
名词解释固定轴式变速器分类？答：固定轴式变速器又分为两轴式、中间轴式、双中间轴式和多中间轴式变速器。
变速器换挡机构形式？答：变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。
同步器同步时间t同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间；同步时间与车型有关，计算时可在下述范围选取：对轿车变速器高挡取0.15～O.30s，低挡取O.50～O.80s；对货车变速器高挡取O.30～O.80s，低挡取1.O0～1.50s。
直接操纵手动换挡变速器;当变速器布置在驾驶员座椅附近，可将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换挡功能的手动换挡变速器，称为直接操纵变速器。
远距离操纵手动换挡变速器;平头式汽车或发动机后置后轮驱动汽车的变速器，受总体布置限制变速器距驾驶员座位较远，这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传动件，换挡手力经过这些转换机构才能完成换挡功能。
这种手动换挡变速器称为远距离操纵手动换挡变速器。
电控自动换挡变速器有级式机械变速器尽管应用广泛，但是它有换挡工作复杂、对驾驶员操作技术要求高、使驾驶员容易疲劳等缺点。
80年代以后，在固定轴式机械变速器基础上，通过应用计算机和电子控制技术，使之实现自动换挡，并取消了变速杆和离合器踏板。
驾驶员只需控制油门踏板，汽车在行驶过程中就能自动完成换挡时刻的判断，接着自动实现收油门、离合器分离、选挡、换挡、离合器接合和回油门等一系列动作，使汽车动力性、经济性有所提高。
电控自动换挡变速器：在固定轴式机械变速器基础上，通过应用计算机和电子控制技术，使之实现自动换挡，并取消了变速杆和离合器踏板。
流体式无级变速器（AT）：液力变矩器和借助液体压能变化传动或变换能量的液压传动的无级变速器。
填空题变速器的作用用来改变发动机传到驱动轮上的______和______，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的_____和______，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。
《机械设计》第18章-减速器和变速器(正式)
第十八章 减速器和变速器
(1) 滚轮——平板式变速器 组成： 主动轮、从动盘、弹簧。
主动轮
单击动画
I
r1
潘存云教授研制
从动平盘
弹簧
r2
II
第十八章 减速器和变速器
工作原理：
调整主动轮的位置，就改变了r2 的大小，从而实现
无级变速。
接触点的速度：
v =ω2 r2 = r1 ω1 传动比： i12 =ω1 / ω2 =r2 / r1
分流式双级圆柱 齿轮减速器
两级锥齿轮— 圆柱齿轮减速器
第十八章 减速器和变速器
产品实例：
潘存云教授研制
展开式三级圆柱齿轮减速器
第十八章 减速器和变速器
二、蜗杆减速器
特点：结构紧凑、传动比大、工作平稳、噪声较小、
传动效率低。
类型：
S
S
S
f
下蜗杆式 f
潘存云教授研制
潘存云教授研制
侧蜗杆式
其中 S——低速级， f ——高速级
无级变速器的传动比在设计预定的范围内无级地 进行改变。
实现无级变 速的方法
机械无级变速 本章介绍的内容
电气无级变速
可控硅调速 变频调速
电气无级变速 ——压动机调速
第十八章 减速器和变速器
工作原理：
依靠摩擦传动，改变主动件和从动件的输出半径， 实现传动比的无变化。
类型：
滚轮——平板式变速器 类 钢球无级变速器 型 菱锥无级变速器
级进行变速，有级变速器的类型见下页。
第十八章 减速器和变速器
有级变速器 类型
I
潘存云教授研制
塔轮变速器
滑移齿轮变速器
I
机械系统设计课程设计说明书
分级变速主传动系统设计摘要本说明书着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以及较高的设计效率。
在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理的设计方案。
本文通过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。
关键词分级变速；传动系统设计；传动副；结构网；结构式；齿轮模数，传动比目录摘要. (I)第1 章绪论. (1)课程设计的目的. (1)课程设计的内容. (1)理论分析与设计计算. (1)图样技术设计. (1)编制技术文件. (1)课程设计题目、主要技术参数和技术要求. (2)课程设计题目和主要技术参数 (2)技术要求. (2)第2 章运动设计. (3)运动参数及转速图的确定. (3)转速范围. (3)转速数列. (3)确定结构式. (3)确定结构网. (3)绘制转速图和传动系统图. (3)确定各变速组此论传动副齿数. (4)核算主轴转速误差. (4)第3 章动力计算. (5)带传动设计. (5)计算转速的计算. (6)齿轮模数计算及验算. (7)主轴合理跨距的计算. (11)第4 章主要零部件的选择. (12)电动机的选择. (12)轴承的选择. (12)变速操纵机构的选择. (13)第5 章校核. (14)轴的校核. (14)轴承寿命校核. (15)第6 章结构设计及说明. (16)结构设计的内容、技术要求和方案. (16)展开图及其布置. (17)结论. (18)参考文献. (19)致谢. (20)第1章绪论1.1 课程设计的目的《机械系统设计》课程设计是在学完本课程后，进行一次学习设计的综合性练习。
通过课程设计，使学生能够运用所学过的基础课、技术基础课和专业课的有关理论知识，及生产实习等实践技能，达到巩固、加深和拓展所学知识的目的。
机械式变速器设计
图3-3 中间轴式五挡变速器传动方案
中间轴式变速器旳特点
图3-4为中间轴式六挡变速器传动方案。图3-4a所示方案中旳一 挡、倒挡和图3-4b所示方案中旳倒挡用直齿滑动齿轮换挡，其他各挡 均匀常啮合齿轮。
低挡与高挡之间旳传动比比值减小，使换挡工作轻易进行。 挡数选择旳要求：
1. 相邻挡位之间旳传动比比值在1.8下列。 2. 高挡区相邻挡位之间旳传动比比值要比低挡区相邻挡位之间旳比值小。
目前，轿车一般用4～5个挡位变速器， 货车变速器采用4～5个挡或 多挡，多挡变速器多用于重型货车和越野汽车。
二、传动比范围
两轴式变速器旳特点
两轴式变速器有构造简朴、轮廓尺寸小、布置以便、中间挡位传动 效率高和噪声低等优点。两轴式变速器不能设置直接挡，一挡速比不可 能设计得很大。
图3-1为发动机前置前轮驱 动轿车旳两轴式变速器传动方 案。其特点是：变速器输出轴 与主减速器主动齿轮做成一体； 多数方案旳倒挡传动常用滑动 齿轮，其他挡位均用常啮合齿 轮传动。图3-1f中旳倒挡齿轮 为常啮合齿轮，并用同步器换 挡；图3-1d所示方案旳变速器 有辅助支承，用来提升轴旳刚 度。
中心距越小，轮齿旳接触应力越大，齿轮寿命越短。所以，最小允许 中心距应该由确保轮齿有必要旳接触强度来拟定。
初选中心距A时，可根据下面旳经验公式计算
A K A 3 Te maxi1 g
式中，KA为中心距系数，轿车：KA=8.9～9.3，货车：KA=8.6～9.6，多挡变 速器：KA=9.5～11.0。
• 对于轿车，为了降低噪声，应选用 14.5°、15°、16°、16.5°等小些旳压 力角。
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目录一、前言 (2)二、课程设计任务书说明书 (3)三、电动机的选择 (4)四、传动零件设计计算 (6)一、带的确定 (6)二、齿轮的设计 (8)三、轴的结构设计及计算 (13)五、箱体的结构及其附件设计 (20)六、密封件，润滑剂及润滑方式的选择 (23)七、心得体会 (23)八、参考文献 (24)一、前言机械设计课程设计是机械设计课程中重要的综合性与实践性教学环节，是培养学生动手能力的重要方法，设置课程设计的基本目的为：1综合运用机械设计课程和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固、加深和拓展所学的知识。
2 通过设计实践逐步树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意识，熟悉和掌握机设的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力。
3 通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关资料，进行全面的机械设计基本技能的训练。
机械设计课程设计的题目常选择通用机械的传动装置，例如以齿轮减速器为主体的机械传动装置的设计等，设计内容包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；装配图零件图的设计；编写设计计算说明书。
机械设计课程设计是在教师指导下由学生独立完成的，是对我们学生进行的第一次较为全面的设计训练。
学生应明确设计任务，掌握设计进度，认真设计。
每个阶段完成后要认真检查，提倡独立思考，有错误要认真修改，精益求精。
课程设计进程的各阶段是相互联系的，设计时，零、部件的结构尺寸不是完全由计算确定的，还要考虑结构、工艺性、经济性以及标准化、系列化等要求，由于影响零、部件结构尺寸的因素很多，随着设计的进展，考虑的问题会更全面、合理，故后阶段设计要对前阶段设计中不合理机构尺寸进行必要的修改。
所以，课程设计要边计算、边绘图，反复修改，设计和绘图交替进行。
在设计中贯彻标准化、系列化与通用化可以保证互换性、降低成本、缩短设计周期，是机械设计应遵循的重要原则之一，也是设计质量的一项评价指标。
学习和善于利用长期以来所积累的宝贵经验设计经验和资料，可以加快设计进程，避免不必要的重复劳动，是提高设计质量的重要保证，也是创新的基础。
然而，任何一项设计任务均可能有多种决策方案，应从具体情况出发，认真分析，既要合理吸取，又不可盲目的照搬、照抄。
二、课程设计任务书（一） 设计题目：设计一用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器，动力由电动机经减速器传至输送带。
每天两班制工作，载荷较平稳，连续单向运转，环境工作期限十年，两班制。
原始数据：三、电动机的选择1．作机所需功率Pwn w =60×1000v/πd=60×1000×0.８5/300π≈４７ r/min P w =Fv/1000=4000×0.65/1000=２．９７５kw 2)电动机的输出功率 Pd 由《课程设计》查表9.1得：ηV 带=0.96 η轴承(滚动)=0.99 η齿轮=0.97 η联轴器=0.99 η轴承(滑动)=0.971-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带214563η=ηV带·η3轴承·η轴承(滑动)·η2齿轮·η联轴器·η平带=0.96×0.993×0.97×0.972×0.99×0.98≈0.833P d= P w/η= 2.6/0.833≈3.1212 kw3)电动机的选择查表14.1可选择的电动机为2.计算传动装置总传动比和分配各级传动比1)传动装置总传动比i= n m/ n w=1440/41.40≈34.782) 分配各级传动比取i v=2.5 、i1=1.4i2i=i v×i1×i2=2.5×1.4i22=34.78i2≈3.1523 则i1≈4.41333.计算传动装置的运动和动力参数1)各轴转速n m=n ed=1440r/minn1=n m/i=1440/2.5=576 r/minn2=n1/i1=576/4.4133≈130.515 r/min，n3=n2/i2=130.515/3.1523≈41.40 r/min2)各轴输入功率P ed=3.1212kwp1=p ed·ηv带=3.1212×0.96=2.996kwp2=p1·η轴承(滚动)·η齿轮=2.996×0.99×0.97=2.877kwp3=p2·η轴承（滚动）·η齿轮=2.877×0.99×0.97=2.763kw 3)各轴转矩T1=9550 P1 / n1 =49.673N·mT2= 9550p2 / n2 =210.515 N·mT3= 9550p3 / n3 =637.36N·m总结以上列表说明：四、传动零件设计计算（一）带的确定；电动机转速n1=1440r/m,电动机输入功率P d=3.1212kw查《机械设计》表8-7得K A=1.21．算功率P CaP Ca= K A·P d=1.2×3.1212=3.745 kw2．型号：普通V带P Ca=3.745 kw，n1=1440 r/min 查机械设计课本表8-11知：按A型带计算3．大小带轮基准直径d d2，d d1由表8-11：d1应不小于75mm，现取d d1=90mm，由式8-11，得：d d2= i v·d d1（1-ε）=2.5×90=225由表8-8得d d2=224mm4．验算带速VV=πd d1 n m/（60×1000）=6.7824m/s 带速在5-25 m/s内，合适；5．求V带基本长度L d和中心距a；0.7(d d1+ d d2) ≤a0≤2(d d1+ d d2)219.8≤a0≤628初步选取中心距:a0=400mm由式13-2得带长：L d=2 a0+π(d d1+ d d2)/2+(d d1-d d2)2/（4a0）=2×400+π×（90+224）/2+（224-90）2/（4×400）=1294.15mm查表8-2，取L d=1250mm计算实际中心距及变动范围:a≈a0+（L d-L o）/2=400+（1250-1294.15）/2≈377.925≈380mma min=a-0.015 L d=361.25；a max=a+0.03 L d=437.5中心距的变动范围为：361.25-437.5mm6．验算小带轮包角α1由式（18-7）得：α1=1800-（d d2- d d1）×57.5 ︒/a=180 ︒-（224-90）×57.5 ︒/380≈159.7︒>90 ︒ 合适； 7．求V 带根数z ：z=P ca /（（P 0+△P 0）K a K L ）n 1=1440 r/min, d d1=90mm,表8-4a 得P 0=1.07KW 传动比：i=224/90=2.489查表13-5得△P 0=0.17KW由α1=159.7 ︒查表8-5得K α=0.93(插值法)， K L =0.93 Z=3.745/[(1.07+0.17)×0.93×0.93]=3.4184取Z=4根8．求作用在带轮轴上的压力F 0查表8-3，q=0.10kg/m ，单根V 带的初拉力最小值：(F 0)min =500×（2.5- K α）P ca / (K α·z ·v)+q ×v 2=500×（2.5-0.93）×3.745/（0.93×4×6.7824）+0.10×（6.7824）2 =121.11N作用在轴上的拉力(对于新安装的V 带。
初拉力应为1.5(F 0)min ) (F p )min =2×z ×1.5(F 0)min ×sin12α=2×4×1.5×121.11×sin （159.7︒/2）=1430.58N（二）第一对齿轮（高速级）选择材料及确定许用应力，采用软齿面的组合；高速级传动比i1=4.4133，高速轴转速n1=576r/min,传动功率P1=2.996kw 小齿轮用45cr钢调质，齿面硬度为241-286 HBS，бHlin1=550MPa,бFE1=410MPa大齿轮用45钢调质，齿面硬度217-255HBS, бHlin2=500MPa,бFE2=380MPa 1．按接触疲劳强度设计计算：齿轮精度为7级（课程设计16.1），取载荷系数K A=1.0K=1.8，齿宽系数φd=1（表11-6）2．小齿轮上的转矩：T1=9.55×106P1/ n1=9.55×106×2.996/576=4.967326×104N·mm 3．计算应力循环次数：U= i1=2.8116,由式10-13得：N1=60n1jL h=60×576×1×(2×8×350×10)=1.93536×109N2=N1/ i1=4.3852899×1084．由图10-19得接触疲劳寿命系数：K HN1=0.9 K HN2=0.94（取失效概率为1%，安全系数为S=1）[]1Hσ= K HN1бHlin1/S=495MPa[]2Hσ= K HN2бHlin2/S=366.6MPa5．取:Z E=189.8,Z H=2.5=64.24mm模数：m nt= 64.24/24=2.677齿宽：b=фb·d1=1×64.24=64.24mm6、计算根据v=1.9365m/s精度等级7根据图10—8查得动载系数K V=1.1 直齿齿轮K Ha=K Fa=1，根据10-2使用系数K A=1由插值法根据7级精度小齿轮相对非对称布置时，K Hβ=1.422计算齿宽齿高比：m t=d/z=64.24/24=2.677齿高h=2.25m=6.02325b/h=10.665此时可查图10-13得K Fβ=1.34载荷系数K=K A K V K HβK Fβ=1.474按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d=66.98696实际模数m f>=2.791就近取3取最终齿数z1=d/m f=22.328取在z1=22则z2=22×4.4133=97.09取z2=97分度圆直径d1= z1×m=66mm d2= z2×m=291mm齿顶圆直径d a2=72mm da2=297mm 齿根圆直径d f1=62.25mm d f2=287.25mm中心距a=178.5 mm（三）第二对齿轮（低速级）1.选择材料及确定许用应力，采用软齿面的组合；低速级传动比：i2=3.1523,中间轴转速130.515r/min,传动效率P2=2.877kw小齿轮用45cr钢调质，齿面硬度为241-286HBS，бHlin1=550MPa, бFE1=410MPa 大齿轮用45钢调质，齿面硬度为217-255HBS, бHlin2=500MPa, бFE2=380MPa 2.按接触疲劳强度设计计算1）齿轮精度为7级，取载荷系数K=1.3，齿宽系数φd=1（表11-6）2）小齿轮上的转矩：T1=9.55×106P1/ n1=9.55×106×2.877/130.515=2.105149×105N·mm 3）计算应力循环次数：U= i1=3.1523,由式10-13得：N1=60n1jL h=60×130.515×1×(2×8×350×10)=4.385×108N2=N1/ i2=1.391×1084）由图10-19得接触疲劳寿命系数：K HN1=0.94 K HN2=0.96（取失效概率为1%，安全系数为S=1）[]1Hσ= K HN1бHlin1/S=517MPa[]2Hσ= K HN2бHlin2/S=480MPa5）取:Z E=189.8,Z H=2.5=88.9516mm小齿轮齿数初取：Z 1=24取齿宽系数=1由表10-6，Z E=189.8圆周速度v=0.60756m/sb=·d=88.9516mm模数m=d/z=3.706mm齿高h=2.25m=8.339mm=10.667根据速度及精度等级查图10-8得动载系数K V =1.05 K Ha =K Fa =1 使用系数K A =1有插值法查表10-4得，K H =1.428，查图10-13得K F =1.3 故动载系数K=K V K A KH K F =1.05×1.428=1.4994 实际载荷系数校正所得分度圆直径d 1=d1t 模数m= d 1/z=3.887 3.按弯曲强度设计：[]3121112F Sa Fa n dZY Y kT m σΦ≥查图10-18得K FN1=0.86 K FN2=0.9 取安全系数1.41==251.857MPa 2==244.286 MPa1）计算载荷系数：K=K A ·K v ·K F α·K F β=1.3652）查表10-5得Y Fa1=2.65 , Y Fa2=2.229 Y Sa1=1.58 , Y Sa2=1.761 3）计算弯曲疲劳应力并比较：[][]015886.0286.244741.1229.201662.0857.25158.165.2Y Y 2221Sa1Fa1=⨯=>=⨯=F Sa Fa F Y Y σσ4）带入数据计算：综上取m=3[]55.2232=Φ≥FSaFa n z dY kTY m σz=d/m=93.285/3=31.095取31 z 4=i 2z 4=97.7213取97 d 3=z 3m=93mm d 4=z 4m=291mm齿顶圆直径d a1=99mm d a4=297mm 齿根圆直径d f1=89.25 d f2=287.25mm 计算中心距：a=(d1+d2)/2=192mm五、轴的结构设计及计算 一， 轴一的设计1. 轴上的功率P ，转速n 和转矩TP=2.996KW n=576r/min T=49.673N.m 2. 求一号齿轮上的力因已知分度圆直径所以：则Fr1=1505.2424N Ft1=547.863N 3. 初步确定最小直径先按公式15-2初步估算轴的最小直径。