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1000FVP w =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 1000FVP w ==2.25kw电动机的输出功率d P 按下式ηwd P P =计算式中η为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率由试 5423421ηηηηηη⨯⨯⨯⨯=公式中1η 2η 3η 4η 5η分别为带传动，轴承，齿轮传动, 联轴器和卷筒的传动效率。

有表9.1取1η=0.96， 2η=0.98， 3η=0.97，4η=0.99，96.05=η所得 5423421ηηηηηη⨯⨯⨯⨯==0.79所以电动机所需工作功率为85.279.025.2===ηwd P P 3.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）（25~9'=∑iV 带）（带5~2=i 而工作机卷筒轴的转速为min 57min 3009.0100060100060r r d v n w ≈⨯⨯⨯=⨯=ππ 所以电动机转速的可选范围为min )7125~1026(min 575~2)25~9('r r n i i n w d =⨯⨯==∑）（带 符合这一范围的同步转速有min 1500r 和m in 3000r 三种。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、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1500m in r 的Y 系列电动机Y100L2-4,其满载转速为=w n 1420r/min发动机的主要性能如下表额定功率 ()Kw同步转速()m in /r 满载转速()m in /r额定转矩起动转矩额定转矩最大转矩 3150014202.22.2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 F⨯GDG K b b1 b2 h AA BB HA L1Y100L2-4100 160 140 63 28 60 8x 7 24 12 205 180 105 245 40 176 14 380四.计算传动装置的总传动比∑i 并分配传动比 1.总传动比∑i 为9.24571420===∑w m n n i 取V 带的传动比为2=i 带则齿轮传动比为45.1229.24==∑i 2.分配传动比I I I ∑=i i i考虑润滑条件等因素，初定i i X 3.11= 得0.41=i1.32=i3. 计算传动装置的运动和动力参数 1.各轴的转速I 轴 min 7102r n n m==I II 轴 min 5.177r i n n ==I II I III 轴 min 3.57r i n n ≈=I II II I I 卷筒轴m in3.57r n n w ==I I I4.各轴的输入功率 I 轴 kw pP d73.296.085.211=⨯=⨯=ηII 轴 kw P P 59.297.098.073.2321=⨯⨯=⨯⨯=ηηXIII 轴kw P P 46.297.098.059.2323=⨯⨯=⨯⨯=ηηX卷筒轴kw P43.299.098.046.2123P =⨯⨯=⨯⨯=ηη卷5. 各轴的输入转矩电动机的输出转矩mm N n P m d d T .1091.1142085.21055.91055.9466⨯=⨯=⨯= I 轴 mm N T T d .1083.196.01091.14411⨯=⨯⨯=⨯=ηII 轴 mm N i T T .1096.60.497.098.01083.1441321⨯=⨯⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=∏ηη III 轴 mm N i T T .1005.21.397.098.01096.6542233⨯=⨯⨯⨯⨯==ηηX 卷筒轴mm N T T .1099.198.099.01005.255123⨯=⨯⨯⨯==ηη卷 将上述计算结果汇总与下表，以备查用。

项目 电动机 I 轴 ∏轴 I ∏轴 J 卷筒轴 转速（r/min ） 1420 710 177.5 57.3 57.3 功率P （kw ）2.852.732.592.462.43转矩T （N.mm ） 41091.1⨯41083.1⨯41096.6⨯51005.2⨯51099.1⨯传动比i 2 4.0 3.1 1 效率0.960.950.970.99五 V 带的设计已知电动机的功率为P=2.85kw ，转速1n =1420min r ，传动比为i=2 1.确定计算功率pca由表8-7查的工作情况系数1.1=K A ，故kw P K pA ca14.385.21.1=⨯=⨯=2.选择V 带的带型 根据pca，1n 由机械设计课本图8-11选用A 型带。

3.确定带轮的基准直径1d d 并验算带速v1）初选小带轮的基准直径1d d 。

由教材表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径1d d =90mm 。

2）验算带速v 。

s m n d v d 69.610006014209010006011=⨯⨯⨯=⨯=ππ因为s m v s m 255ππ，故带速合适 3）计算大带轮的基准直径2d dmm i d d d d 18029012=⨯=⨯= 根据表8-8调整为180mm4.确定V 带的中心距a 和基准长度d L 1）根据式8-20，初定中心距mm a 5000= 2）由式8-22计算所需的基准长度mm a d d d d a L d d d d d 14284)()(2202122100≈-+++≈π由表8-2选带的基准长度mm L d 1400= 3）按式8-23计算实际中心距amm L L a a d d 48620≈-+≈ 中心距变化范围为465~528mm 5.验算小带轮上的包角︒︒︒︒≥≈--≈901693.57)(180121ad d d d α 6.计算带的根数z1）计算单根V 带的额定功率r p由m in 14209011r n mm d d ==和，查表8-4a 得kw P 053.10= 根据2,m in 14201==i r n 和A 型带，查表8-4b 得.17.00kw p =∆ 查表8-5得96.0k 2-898.0L ==得，表αk ，于是kw k k p p p L r 15.1)(00=⨯⨯∆+=α2）计算V 带的根数z7.215.114.3===r ca p p z ，取3根带 7.计算单根V 带的初拉力的最小值m in 0)(F由表8-3得A 型带的单位长度质量m kg q 1.0=，所以N qv zvk p k F ca1251.069.6121)5.2(500)(22min 0≈⨯+=+-=αα应使带的实际拉力min 00)(F F φ 8.计算压轴力p F压轴力的最小值为N F z F p 5.7462sin )(2)(1min 0min ==α9.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211=z ，则大齿轮齿数840.42112=⨯==I z i z取842=z1). 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)][(132.2H E d t Z u u KT d σ±⋅Φ≥1>.确定公式内的各计算数值 1.试选载荷系数3.1=t K 。

2.计算小齿轮传递的转矩mmN n P T ⋅⨯=⨯=II46.110381.2105593.按软齿面齿轮非对称安装，由《机械设计》选取齿宽系数1=Φd 。

4.由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数MPa Z E 8.189=。

5.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MPa H 6001lim =σ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5502lim =σ。

6.计算应力循环次数91110488.2)1082365(17106060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N81121022.6⨯==i N N 7.由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数90.01=HN K ；95.02=HN K 。