变速箱课程设计

机械设计课程设计设计说明书设计题目 二级变速器设计设计者 侯本旭 班级 10 车辆 2 班学号 201024145 指导老师 时间 目录一、 设计任务书 3二、 传动方案拟定 4三、 电动机的选择 4四、 传动装置的运动和动力参数计算 6五、 高速级齿轮传动计算 7六、 低速级齿轮传动计算 12七、 齿轮传动参数表 18八、 轴的结构设计 18九、 轴的校核计算 19十、 滚动轴承的选择与计算 23十一、 键联接选择及校核 24十二、 联轴器的选择与校核 25十三、 减速器附件的选择 26十四、 润滑与密封 28十五、 设计小结 29十六、 参考资料 29一.设计题目：原始数据：数据编号 10运送带工作拉力 F/N 2500运输带工作速度 v/(m/s) 0.9卷筒直径 D/mm 3001.工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有粉尘；2.使用期：使用期 10 年；3.检修期：3 年大修；4.动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V;5.运输带速度允许误差：5%；6.制造条件及生产批量：中等规模机械厂制造，小批量生产。设计要求1.完成减速器装配图一张（A0 或 A1） 。2.绘制轴、齿轮零件图各一张。3.编写设计计算说明书一份。二. 电动机设计步骤1. 传动装置总体设计方案本组设计数据：第十组数据：运送带工作拉力 F/N 2500 。运输带工作速度 v/(m/s) 0.9 , 卷筒直径 D/mm 300 。1.外传动机构为联轴器传动。2.减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。3.该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。原动机部分为Y 系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。三电动机的选择1.选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用 Y 系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压 380V。2.确定电动机效率 Pw 按下试计算10FVPw试中 Fw=2500N V=0.9m/s 工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率取 代入上试得=2.25kw10FVPw电动机的输出功率 按下式 计算dwdP式中 为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率由试 公式中 分别为带传动，轴承，齿轮54234112345传动, 联轴器和卷筒的传动效率。有表 9.1 取 =0.96， =0.98， 12=0.97， =0.99， 所得 =0.793496.05542341所以电动机所需工作功率为85.279.0wdP3.确定电动机转速按表 9.1 推荐的传动比合理范围，两级圆柱齿轮减速器传动比 ）（ 259iV 带 ）（带 52i而工作机卷筒轴的转速为min57i309.160rrdvnw 所以电动机转速的可选范围为 i)1206(i52)9( rriwd ）（带符合这一范围的同步转速有 和 三种。综合考虑电动机和n10in3传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为 1500 的 Y 系列电动机 Y100L2-4,其满载转速为 1420r/min minr w发动机的主要性能如下表额定功率 Kw同步转速 min/r满载转速i/r 额 定 转 矩起 动 转 矩 额 定 转 矩最 大 转 矩3 1500 1420 2.2 2.2发动机的主要安装尺寸和外形尺寸如下表型号H A B C D E FGDG K b b1 b2 h AA BB HA L1Y100L2-410016014063 28 60 8x724 12 20518010524540 17614 380四.计算传动装置的总传动比 并分配传动比i1.总传动比 为i取 V 带的传动比为 则齿轮传动比为9.245710wmn 2i带4.129.i2.分配传动比ii考虑润滑条件等因素，初定 i3.1得 0.41i1.323. 计算传动装置的运动和动力参数1.各轴的转速I 轴 min7102rnmII 轴 i5.iIII 轴 in3.7rin卷筒轴 mi.5w4.各轴的输入功率I 轴 kwpPd73.296.0811 II 轴 59.32III 轴 k46.53卷筒轴 w3.2.0846123 卷5. 各轴的输入转矩电动机的输出转矩 mNnPmddT.109.4285.10.9105.9 466 I 轴 d .3411II 轴 i .1096.70981. 432 III 轴 mNT52109643卷筒轴 5.12卷将上述计算结果汇总与下表，以备查用。项目 电动机 轴轴轴J 卷筒轴转速（r/min ） 1420 710 177.5 57.3 57.3功率 P（kw ） 2.85 2.73 2.59 2.46 2.43转矩T（N.mm）4109.41083. 41096.510.25109.传动比 i 2 4.0 3.1 1效率 0.96 0.95 0.97 0.99五 V 带的设计已知电动机的功率为 P=2.85kw，转速 =1420 ，传动比为 i=21nminr1.确定计算功率 pca由表 8-7 查的工作情况系数 ，故.KAkwPAca 14.385.212.选择 V 带的带型根据 ， 由机械设计课本图 8-11 选用 A 型带。pca1n3.确定带轮的基准直径 并验算带速 v1d1）初选小带轮的基准直径 。由教材表 8-6 和表 8-8，取小带轮的基准直径=90mm。d2）验算带速 v。 smnd69.106429106因为 ，故带速合适sms253）计算大带轮的基准直径 2d根据表 8-8 调整为 180mmid1809124.确定 V 带的中心距 a 和基准长度 dL1）根据式 8-20，初定中心距 m502）由式 8-22 计算所需的基准长度 addaLd 1428)()(0210 由表 8-2 选带的基准长度 mLd3）按式 8-23 计算实际中心距 a中心距变化范围为 465528mmLad4862005.验算小带轮上的包角 90163.57)(1012ad6.计算带的根数 z1）计算单根 V 带的额定功率 rp由 ，查表 8-4a 得 min142090nd和 kwP053.1根据 和 A 型带，查表 8-4b 得,i1r .7p查表 8-5 得 ，于是96.0k-8.L得， 表kwpLr 15.)(02）计算 V 带的根数 z，取 3 根带7.215.43rcapz7.计算单根 V 带的初拉力的最小值 min0)(F由表 8-3 得 A 型带的单位长度质量 ，所以kgq1.NvzkpFca 25.069.2)5.2(0)( 2min0 应使带的实际拉力 min0)(F8.计算压轴力 p压轴力的最小值为 Nz5.7462si)(2)(1mn0in9.带轮结构设计（略）五. 高速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度(GB10095-88)。3.材料选择。由机械设计 ，选择小齿轮材料为 40Gr（调质） ，硬度为280HBS，大齿轮为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4.选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿数 21z 840.212zi取 842z1). 按齿轮面接触强度设计1. 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。2. 按齿面接触疲劳强度设计，即2311 )(2. HEdt ZuKTd1.确定公式内的各计算数值1.试选载荷系数 。3.1t2.计算小齿轮传递的转矩mNnPT46.1 1038.20593.按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数 。1d4.由 机械设计 表 10-6 查得材料的弹性影响系数 。MPaZE8.95.由 机械设计 图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限 。MPaH601lim H502lim6.计算应力循环次数 911 1048.)108365(170660 hjLnN8122.i7.由 机械设计 图 10-19 取接触疲劳寿命系数 ；90.1HNK。95.02HNK8.计算接触疲劳许用应力取安全系数 S=1 MPaSKHNH 540690.1lim11 .25.2li22.设计计算1.试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值。td1HmZuKTdEdt 659.3)(32. 21 2.计算圆周速度 。vsnt 36.1106759.31063.计算齿宽 b59.3.1td4.计算齿宽与齿高之比 b/h模数 746.12.1zmtt齿高 935.th39.65b3.计算载荷系数 K查表 10-2 得使用系数 =1.0;根据 、由图 10-8Asmv36.1得动载系数 直齿轮 ；10.V F查表 10-4 用插值法得 7 级精度查机械设计 ，小齿轮相对支承非对称布置,由 b/h=9.33 由图 10-13 得 故载荷系数 1.47 1.471.34FK1.059AVK4.校正分度圆直径 d由机械设计 mKktt 948.3.1/.6.3/331 5.计算齿轮传动的几何尺寸1.计算模数 mmzdm85.12/94.38/11 2.按齿根弯曲强度设计，公式为 1312FaSYKTdz1.确定公式内的各参数值1.由 机械设计 图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限 ；MPaF501lim MPaF3802lim2.由 机械设计 图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 ，.1FNK92.0FN3.计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得 MPaSKFENF 28.314./80511 FEF 7.9./3224.计算载荷系数 K 1.0.3417AVF5.查取齿形系数 、 和应力修正系数 、1aY2SaY2由机械设计表查得 ； ； ；76.1Fa 8.2F56.1Sa79.12SaY6.计算大、小齿轮的 并加以比较；FS0137.1FSaY56.2FSa大齿轮大7.设计计算241.0563.2183.47.34m对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.855 并就进圆整为标准值=2mm 接触强度算得的分度圆直径 =38.948mm，算出小齿轮齿数1m1d20948.31dz大齿轮 取8.12zi 802z这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。2.集合尺寸设计1.计算分圆周直径 、 1d2mmz4011d162822.计算中心距mda10240213.计算齿轮宽度db401取 ， 。mB452mB53.轮的结构设计(未作 )小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用实心打孔式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径 43mm 轮毂长度 与齿宽相等 dl轮毂直径 )(45ml )(178mD轮缘厚度 板厚度 )(104c腹板中心孔直径 腹板孔直径3mD)(20d齿轮倒角 取 )(2n齿轮工作图如下图所示六. 低速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度(GB10095-88)。3.材料选择。由机械设计 ，选择小齿轮材料为 40Gr（调质） ，硬度为280HBS，大齿轮为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4.选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿数 213z 1.65.3234zi取 654z2). 按齿轮面接触强度设计1. 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。2. 按齿面接触疲劳强度设计，即233 )(12. HEdt ZuKTd1.确定公式内的各计算数值1.试选载荷系数 。3.1t2.计算小齿轮传递的转矩mNnPT46.3 1093.0593.按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数 。1d4.由 机械设计 表 10-6 查得材料的弹性影响系数 。28.9MPaZE5.由 机械设计 图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限 。MPaH601lim MPaH502lim6.计算应力循环次数93 106.)108365(1.76060 hjLnN9412.i7.由 机械设计 图 10-19 取接触疲劳寿命系数 ；96.03HNK。98.04HNK8.计算接触疲劳许用应力取安全系数 S=1MPaSKHNH 576609.3lim3 398.4li42.设计计算1. 试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值。td3HmZuKTdEdt 01.57)(12. 23 2.计算圆周速度 。vsnt 530.106.7.51063/ 3.计算齿宽 b .57.3td4.计算齿宽与齿高之比 b/h模数 715.20.3zmtt齿高 019.675.225. tmh4.901.67b3.计算载荷系数 K查表 10-2 得使用系数 =1.0;根据 、由图 10-8Asmv53.0/得动载系数 直齿轮 ；由表 10-2 查的使用系数10.V 1FK1A查表 10-4 用插值法得 7 级精度查机械设计 ，小齿轮相对支承非对称布置.423K由 b/h=9.47 由图 10-13 得 故载荷系数 1.4231.35F1.056AV4.校正分度圆直径 d由机械设计 ， mKktt 647.03.1/56.0.7/33 5.计算齿轮传动的几何尺寸1.计算模数 mmzd89.21/647.0/32 2.按齿根弯曲强度设计，公式为322FaSKTYmdz1.确定公式内的各参数值1.由 机械设计 图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；MPaF503lim大齿轮的弯曲强度极限 ；MPaF3804lim2.由 机械设计 图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 ，92.03FNK94.0FN3.计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得MPaSKFENF 57.3284.1/90533 FEF /8444.计算载荷系数 K 1.0.35148AVF5.查取齿形系数 、 和应力修正系数 、3FaY4SaY由机械设计表查得 ； ； ；76.23Fa26.4F56.3Sa764.14SaY6.计算大、小齿轮的 并加以比较；FSaY013.3FSa56.4FSaY大齿轮大7.设计计算 917.0563.2169.485.34m对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的魔术 大于由齿根弯曲疲2m劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 2.89 并就进圆整为标准值=3mm 接触强度算得的分度圆直径 =70.626mm，算出小齿轮齿数2m3d203647.3dz大齿轮 取61.4zi 624z这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。2.集合尺寸设计1.计算分圆周直径 、 1d2mmz6033d18242.计算中心距mda12360243/ 3.计算齿轮宽度db6013取 ， 。mB704mB753.轮的结构设计（未做）大齿轮采用实心打孔式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径 48mm 轮毂长度 与齿宽相等d l轮毂长度 与齿宽相等 l )(70ml轮毂直径 取)(8.764.16.1 mdD )(761mD轮缘厚度 腹板厚度 )(0 )(2c腹板中心孔直径 腹板孔直径5 40d齿轮倒角 取 )(2mn齿轮工作图如下图所示七.齿轮传动参数表名称 符 单位 高速级 低速级号 小齿轮 大齿轮 小齿轮 大齿轮中心距 a mm 125 160传动比 i 4.67 3.59模数 m mm 2 2.5压力角 20 20齿数 Z 222 103 28 100分度圆直径 d mm 44 206 670 250齿顶圆直径 da mm 48 210 75 255齿根圆直径 df mm 39 201 63.75 243.75齿宽 b mm 50 45 75 70旋向 左旋 右旋 右旋 左旋材料 40Cr 45 40Cr 45热处理状态 调质 调质 调质 调质齿面硬度 HBS 280 240 280 2408.轴的结构设计 1.高速轴的设计1） 求轴 I 的功率 , 转速 , 转矩IPInIT, , KwI73.2mi/710rImNI41083.2）求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径 d1则 NFdTtrt 320tan915a48.213）初步确定轴的最小直径按式 15-2 初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为 40cr,调质处理根据表 15-3,取 ,于是得120AmnPd6.73.310min考虑到该段有键槽，将计算值增大 3%，取 d25in4）轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案。方案如下图（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1. 12 要安装带轮取其长度为 ，因为 12 段为轴径最小端所以ml4021md5212. 初步选择滚动轴承。因为轴承只受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 ，由轴类产品目录可知选用单列圆锥滚d251子轴承 30206，其尺寸为 因为 23 段和 67 段要安装25.17630TD轴承，所以 左侧轴承的左端采用轴端挡圈定位，右端采用md7632轴肩定位。右侧轴承的左端用套筒跟齿轮一起定位，由表的 ，所以mda36，在 56 段安装齿轮，取 ，齿轮的左端采用轴肩定43 md365位， ，取 h=3mm 故 轴环宽度 ，取 。dh07.954 hb4.1l54右端与轴承一起采用套筒定位。3. 轴承端盖的总宽度为 20mm，取端盖左端与带轮右端的距离为 25mm 则ml45324. 56 段安装齿轮，齿轮的轮毂宽度为 40mm，为使套筒端面紧压齿轮端面故取。取齿轮与端面的距离为 15mm 则 ，取齿轮l65 ml274815761 和齿轮 3 的距离为 50mm 齿轮 3 的轮毂宽度为 6mm 则ml 74850435. 轴上零件的轴向定位齿轮与轴的连接按 由教材的表 6-1 查的圆头平键 ，d365 mhb810取键长为 28mm ，为了齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为 。轴 12 与带轮采用圆头平键 ，取键长为 32mm，67nHmhb78配合为 。滚动轴承与轴的周向定位采用过度配合来保证。2.中间轴的设计1） 求轴 I 的功率 , 转速 , 转矩PnT, , Kw59.2mi/5.17rmN41096.2）求作用在齿轮上的力因已知中间轴答齿轮的分度圆直径 d401则 NFdTtrt 3720tan8169.24trt 84taa.343）初步确定轴的最小直径按式 15-2 初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为 40cr,调质处理根据表 15-3,取 ,于是得120AmnPd4.75.93310min取 in4）轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案。方案如下图（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度12 段和 78 段安装轴承且为最细段，因为轴承只受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 ，由轴类产品目录可知md30in选用单列圆锥滚子轴承 30207，其尺寸为 ，mTD25.1875所以 ，在安装轴承时应距离箱体内壁一段距离 S，取 S=8mm md358732。23 段和 67 段安装齿轮，取 ，23 段齿轮的轮毂宽度为d40763260mm ， 23 段齿轮的右端采用轴肩定位。 ，取 h=3mm 则 dh.d43， ，取 。 45 段齿轮的轮毂宽度为 40mm，45 段齿轮的dl14.0ml643左端采用轴肩定位。 ，取 h=3mm 则 ， ，取dh07.m43l1.0。ml64345 段齿轮的右端端和 23 段齿轮的左端用套筒与轴承一起定位，为了确保套筒压紧齿轮取 。齿轮与箱体壁之间的距离为 15mm ，l5632ml3654两齿轮之间的距离为 6mm，则 ，m25.4.18)560(81287 ml6435）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用圆头平键联接,齿轮处可以选用圆头平键,取 23 段键的长度为 50mm ，67 段键长为 32mm，齿轮轮毂与轴的hb812配合为 。滚动轴承与轴的周向定位采用过度配合来保证。67nH3.低速轴的设计1） 求轴 I 的功率 , 转速 , 转矩PnT, , Kw46.2 mi/3.57r mN510.22）求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径 md401则 NFdTtrt 802tan204an1865.433）初步确定轴的最小直径按式 15-2 初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为 40cr,调质处理根据表 15-3,取 ,于是得120AmnPd39.5746330min取 4in4）轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案。方案如下图（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度12 段和 56 段安装轴承且为最细段，因为轴承只受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 ，由轴类产品目录可知md30in选用单列圆锥滚子轴承 30209，其尺寸为 ，mTD75.20845所以 ，在安装轴承时应距离箱体内壁一段距离 S，取 S=8mm md45621。56 段的轴承左端采用轴肩定位，由表可知 ，所以 da2d54。且 。23 段安装齿轮，取 ，齿轮的右端采用轴肩定位，7.065l m532，取 h=4mm 则 ， ，取 .齿轮的左端dh.d5643l14.0l843与轴承一起采