1、本科課程論文帶式運輸機傳動裝置設計學 院 工程技術學院 專 業 機械設計制造及其自動化 年 級 2009級 學 號 222009322210257 姓 名 指 導 教 師 楊玲 成 績 2011年11月21日帶式運輸機傳動裝置設計西南大學工程技術學院，重慶 4007161 引言 機械設計課程在機械工程學科中占有重要地位，它是理論應用于實際的重要實踐環節。本課程設計培養了我們機械設計中的總體設計能力，將機械設計系列課程中所學的有關機構原理方案設計、運動和動力學分析、機械零部件設計理論、方法、 結構及工藝設計等內容有機地結合，使課程設計與機械設計實際的聯系更為緊密。 本課程設計的設計任務是展開式二

2、級圓柱齒輪減速器的設計。高速級采用斜齒輪傳動，低速級采用直齒輪傳動。圓柱齒輪傳動減速器是一種將由電動機輸出的高轉速降至要求的轉速的比較典型的機械裝置，可以廣泛地應用于礦山、制藥、造船、機械、環保及食品輕工等領域。 本次設計綜合運用機械設計及其他先修課的知識，進行機械設計訓練，使已學知識得以鞏固、加深和擴展；學習和掌握通用機械零件、部件、機械傳動及一般機械的基本設計方法和步驟，培養工程設計能力和分析問題，解決問題的能力；提高我們在計算、制圖、運用設計資料（手冊、 圖冊）進行經驗估算及考慮技術決策等機械設計方面的基本技能。設計內容及計算說明結果2 傳動裝置的總體設計2.1 電動機的選擇2.1.1

3、帶傳動傳遞的功率2.1.2 電動機輸出功率 該傳動裝置從高速級到低速級取彈性聯軸器效率，角接觸球軸承的效率，角接觸球軸承的效率，深溝球軸承的效率，滑塊聯軸器，兩對齒輪采用8級精度制造且傳動效率均取。故該傳動裝置的總效率為故2.1.3 電動機轉速的選擇 二級減速齒輪傳動的每級傳動比，故。電動機轉速的可選范圍為。其中，又為卷筒直徑。從而。故。2.1.4 電動機的選擇 參考機械設計課程設計手冊【1】選用型電動機。其額定功率，同步轉速，滿載轉速，從而總傳動比。符合要求，不必從選電動機。該電動機的輸出軸直徑，輸出軸延伸尺寸。選用型電動機2.2 確定兩級齒輪的各級傳動比2.2.1 確定總傳動比，其中，故2

4、.2.2 確定高、低速級齒輪的傳動比、 因；，且與一般均控制在35內。式中取。 故 2.3 確定各軸的運動參數2.3.1 確定高、中、低速軸轉速、 2.3.2 確定高、中、低速軸功率、 2.3.3 確定高、中、低速軸轉矩、 3 傳動零件的設計計算3.1 高速級齒輪傳動的設計計算 已知輸入功率，小齒輪轉速，傳動比，由電動機驅動，工作壽命8年（每年工作300天），兩班制，工作較平穩。3.1.1 選定齒輪類型、精度等級、材料、齒數及螺旋角1. 由傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動2. 齒輪選用8級精度制造3. 材料選擇。參考機械設計【2】表101選擇小齒輪材料為（調質），硬度為280hbs，大齒輪選用45

5、鋼（調質），硬度為240hbs，二者硬度差為40hbs。4. 選取螺旋角及齒數，初選螺旋角；選小齒輪齒數，大齒輪齒數，取。3.1.2 按齒面接觸強度設計 參考文獻【2】式1021試算，即1. 確定公式內各計算數值1） 試選載荷系數2） 參考文獻【2】圖1030選取區域系數3） 參考文獻【2】圖1026查得，則。4） 小齒輪傳遞的轉矩。5） 參考文獻【2】表107選取齒寬系數。6） 參考文獻【2】表106得材料的彈性影響系數7） 參考文獻【2】圖1021d按齒面硬度查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞強度極限分別為：，。8） 由式計算應力循環次數 9) 參考文獻【2】圖1019取接觸疲勞壽命系數；10)

6、 計算疲勞接觸許用應力。取失效概率為1%，安全系數s=1。由式：得 故許用接觸應力： 2. 計算1） 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得2） 計算圓周速度。 3） 計算齒寬及模數。 4） 計算縱向重合度。 5） 計算載荷系數。 參考文獻【2】表102查得使用系數，由，8級精度制造，參考文獻【2】圖108查得動載荷系數；參考文獻【2】表104用插值法查得8級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時；參考文獻【2】圖1013由及查得；參考文獻【2】表103查得。故動載系數： 6）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑由式：得 7） 計算模數。 3.1.3 按齒根彎曲強度設計 由式 進行設計1. 確定計算參數

7、1 ） 參考文獻【2】圖1020c得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限。2） 參考文獻【2】圖1018取彎曲疲勞壽命系數；。3） 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數，由公式：得 4） 計算載荷系數。5） 根據縱向重合度，參考文獻【2】圖1028查得螺旋角影響系數6） 計算當量齒數。7） 查取齒形系數。參考文獻【2】表105由插值法查得；。8） 查取應力校正系數。參考文獻【2】表105由插值法查得；。9） 計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數值大。2. 設計計算 對比計算結果，由齒面解除疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，參考機械原理【3】取標準模數，

8、已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數。于是由，圓整取，則，圓整取。3.1.4 幾何尺寸計算1. 計算中心距，將中心距圓整為2. 按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數、等不必修正。3. 計算大、小齒輪的分度圓直徑及齒頂圓、齒根圓直徑齒頂高，其中，從而： 齒根高，其中，故 4. 計算齒輪寬度 ，圓整后取，3.2 低速級齒輪傳動的設計計算 已知輸入功率，小齒輪轉速，傳動比，由電動機驅動，工作壽命8年（每年工作300天），兩班制，工作較平穩。3.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1. 由傳動方案選用直齒圓柱齒輪傳動2. 齒輪選

9、用8級精度制造3. 材料選擇。參考文獻【2】表101選擇小齒輪材料為（調質），硬度為280hbs，大齒輪選用45鋼（調質），硬度為240hbs，二者硬度差為40hbs。4. 選小齒輪齒數，大齒輪齒數，圓整取。3.2.2 按齒面接觸強度設計 參考文獻【2】式109a試算，即1. 確定公式內各計算數值1） 試選載荷系數2） 小齒輪傳遞的轉矩。3） 參考文獻【2】表107選取齒寬系數。4） 參考文獻【2】表106得材料的彈性影響系數5） 參考文獻【2】圖1021d按齒面硬度查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞強度極限分別為：，。6） 由式計算應力循環次數 7） 參考文獻【2】圖1019取接觸疲勞壽命系數；8

10、） 計算疲勞接觸許用應力。取失效概率為1%，安全系數s=1。由式：得2. 計算1） 試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值。2） 計算圓周速度。 3） 計算齒寬 4） 計算齒寬與齒高之比及模數 5） 計算載荷系數。 參考文獻【2】表102查得使用系數，由，8級精度制造，參考文獻【2】圖108查得動載荷系數；參考文獻【2】表104用插值法查得8級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時；參考文獻【2】圖1013由及查得；直齒輪，。故動載系數： 6） 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑由式：得 7） 計算模數。 3.2.3 按齒根彎曲強度設計 由式 進行設計1. 確定計算參數1） 參考文獻【2】圖1020

11、c得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限。2）參考文獻【2】圖1018取彎曲疲勞壽命系數；。3） 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數，由公式：得 4） 計算載荷系數。5） 查取齒形系數。參考文獻【2】表105由插值法查得；。6） 查取應力校正系數。參考文獻【2】表105由插值法查得；。7） 計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數值大。2. 設計計算 對比計算結果，由齒面解除疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，參考文獻【3】取標準模數，已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數（齒面接觸疲勞強度僅與直徑有關）。于

12、是由，圓整取，則，圓整取3.2.4 幾何尺寸計算1. 計算分度圓直徑齒頂圓直徑及齒根圓直徑 式中：；。2. 計算中心距，3. 計算齒輪寬度 ，故取，3.3 總傳動比驗算 設計的二級圓柱齒輪減速器的實際傳動比為：故 ，因此設計合理。4 初估軸徑及初選聯軸器4.1 高速軸初估軸徑及初選聯軸器 已知該軸輸入功率，轉速，選取軸的材料為40，調質處理。參考文獻【2】表153取，于是得：該軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑，為了使所選的軸徑與聯軸器孔徑適應，故同時選用聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩，參考文獻【2】表141選取則 按計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩的條件，參考文獻【1】,查標準選用聯軸器；主動端軸

13、孔直徑為，軸孔長，型軸孔，型鍵槽；從動端軸孔直徑為，軸孔長，型軸孔，型鍵槽。綜上：高速軸的初估直徑為4.2 中間軸初估軸徑 已知該軸輸入功率，轉速，選取軸的材料為40，調質處理。參考文獻【2】表153取，于是得：由于該軸上存在兩個鍵槽故將軸徑放大15%，同時為了配合軸承的使用故取。4.3 低速軸初估軸徑及初選聯軸器 已知該軸輸入功率，轉速，選取軸的材料為45鋼，調質處理。參考文獻【2】表153取，于是得：由于軸上存在兩個鍵槽故將軸徑放大10%后取。該軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑，為了使所選的軸徑與聯軸器孔徑適應，故同時選用聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩，參考文獻【2】表141選取則 按計

14、算轉矩小于聯軸器公稱轉矩的條件，參考文獻【1】,選取聯軸器；主動端軸孔直徑為，軸孔長，型軸孔，型鍵槽；從動端軸孔直徑為，軸孔長，型軸孔，型鍵槽。綜上：低速軸的初估直徑為5. 軸承型號選擇5.1 高速軸軸承選則5.1.1 選用角接觸球軸承且選用接觸角為。5.1.2 軸承內徑的確定。 高速軸上安裝的軸承內徑比最小軸徑放大兩次。第一次放大是為了軸上零件的軸向定位，。第二次放大是為了軸承裝拆方便，。第一次放大：取；第二次放大，為了配合軸承內徑從而取，即軸承內徑為。5.1.3 確定軸承尺寸代號。 這里選02系列軸承。故軸承代號為，其外徑寬。5.2 中間軸軸承選擇5.2.1 選用角接觸球軸承且選用接觸角為

15、。5.2.2 軸承內徑的確定。其內徑即中間軸的最小軸徑，為。5.2.3 確定軸承尺寸代號。 這里選02系列軸承。故軸承代號為，其外徑寬。5.3 低速軸軸承選擇5.3.1 選用深溝球軸承接觸球軸5.3.2 軸承內徑的確定。 低速軸上安裝的軸承內徑比最小軸徑放大兩次。第一次放大是為了軸上零件的軸向定位，。第二次放大是為了軸承裝拆方便，。第一次放大：取；第二次放大，為了配合軸承內徑從而取，即軸承內徑為。5.3.2 確定軸承尺寸代號。 這里選02系列軸承。故軸承代號為，其外徑寬。6. 潤滑及密封6.1 軸承的潤滑 由于均選用軸承為角接觸球軸承和深溝球軸承且高速軸軸承： 中間軸軸承：低速軸軸承：式中為軸

16、承內徑，因此均選潤滑脂潤滑。6.2 齒輪的潤滑 確定齒輪潤滑方式：由于兩對齒輪都滿足，故選用浸油潤滑。6.3 確定密封方式 高速級透蓋處：氈圈35；低速級透蓋處：氈圈606.3 軸承端蓋結構 高速軸的輸入端和低速軸的輸出端選用凸緣式透蓋，高速軸和低速軸的另一端及中間軸的兩端均選用凸緣式悶蓋。7. 箱體尺寸設計及說明 名稱符號齒輪減速器尺寸關系/mm箱座壁厚10箱蓋壁厚110箱蓋凸緣厚度b115箱座凸緣厚度b15箱座底凸緣厚度b225地腳螺釘直徑dfm20地腳螺釘數目n4軸承旁連接螺栓直徑d1m16蓋與座連接螺栓直徑d2m12連接螺栓d2的間距l160軸承端蓋螺釘直徑d3高m8；中m8；低m10

17、視孔蓋螺釘直徑d4m8定位銷直徑d8df、d1、d2至外箱壁距離c1；df、d1、d2至凸緣邊緣距離c2；軸承旁凸臺半徑r120凸臺高度h外箱壁至軸承座端距離l147鑄造過渡尺寸x、y；大齒輪頂圓與內箱距離114齒輪端面與內箱壁距離212箱蓋、想做肋厚m1、m；軸承端蓋外徑d2；軸承旁連接螺栓距離s8. 裝配草圖的設計8.1 箱體內壁尺寸確定 取箱體內壁與齒輪頂圓距離，取箱體內壁與齒輪端面距離，取兩級齒輪端面間距離，箱體底部內壁與最大齒輪的頂圓的距離，高速級大齒輪端面距箱體內壁距離最近，則箱體內壁寬度和長度為；，式中，為第一級齒輪傳動的中心距，為第二級齒輪傳動的中心距，為高速軸軸承端蓋外徑，為

18、低速級齒輪齒頂圓直徑.帶入數據得：8.2 軸尺寸的確定8.2.1 高速軸尺寸的確定圖中從左至右軸的長度分別為、，軸徑分別為、。 其中為聯軸器孔徑，比聯軸器軸孔短，其目的是防止過定位；對聯軸器定位，由軸肩定位高度，可取；為軸承內徑尺寸；由軸承的安裝尺寸決定；為齒輪軸，由齒輪結構確定；為軸承內徑。各軸的長度由結構確定，其結果如下：80mm55.6mm40mm96mm55mm40mm30mm35mm40mm47mm齒輪軸40mm8.2.2 中間軸尺寸的確定圖中從左至右軸的長度分別為、，軸徑分別為、。 其中為軸承內徑；為齒輪軸，尺寸由齒輪結構確定；對齒輪定位，由軸肩定位高度，可取；為非定位軸肩，同時為

19、配合齒輪故取標準軸徑； 為軸承內徑。各軸的長度由結構確定，其結果如下：40mm89mm9.5mm48mm44.5mm40mm齒輪軸50mm42mm40mm8.2.3 低速軸尺寸的確定圖中從左至右軸的長度分別為、，軸徑分別為、。 其中為軸承徑；為非定位軸肩，同時為配合齒輪故取標準軸徑；為定位軸肩，由軸肩定位高度，可取；由軸承安裝尺寸決定；為軸承內徑；為聯軸器孔徑，比聯軸器軸孔短，其目的是防止過定位；為定位軸肩。各軸的長度由結構確定，其結果如下：49.5mm82mm10mm54mm45.5mm53mm110mm65mm71mm80mm74mm65mm60mm50mm9. 零件的校核9.1 鍵的選擇

20、及校核9.1.1 高速軸輸入端鍵的校核 已知軸的材料為，裝鍵處的軸徑，需傳遞的轉矩，載荷有輕微沖擊。 1. 選擇鍵的尺寸 該處選用c型平鍵，根據參考文獻【1】表41查得鍵的尺寸為寬，高，由該處軸的長度并參考標準取鍵長。 2. 校核鍵連接的強度 鍵、軸的材料都是剛，參考文獻【2】表62查得許用擠壓應力為，取其平均值為，。鍵的工作長度，鍵與聯軸器的接觸高度。參考文獻【2】式61得故滿足強度要求。記為 鍵 9.1.2 中間軸安裝齒輪處鍵的校核 已知軸的材料為45鋼，裝鍵處的軸徑，需傳遞的轉矩，載荷有輕微沖擊。 1. 選擇鍵的尺寸 該處選用a型平鍵，根據參考文獻【1】表41查得鍵的尺寸為寬，高，由該處

21、軸的長度并參考標準取鍵長。 2. 校核鍵連接的強度 鍵、軸的材料都是剛，參考文獻【2】表62查得許用擠壓應力為，取其平均值為，。鍵的工作長度，鍵與輪轂的接觸高度。參考文獻【2】式61得故滿足強度要求。記為 鍵 9.1.3 低速軸鍵的校核 1. 安裝齒輪處 已知軸的材料為45鋼，裝鍵處的軸的直徑為，需傳遞的轉矩，載荷有輕微沖擊。1） 選擇鍵的尺寸 該處選用a型平鍵，根據參考文獻【1】表41查得鍵的尺寸為寬，高，由該處軸的長度并參考標準取鍵長。 2） 校核鍵連接的強度 鍵、軸的材料都是剛，參考文獻【2】表62查得許用擠壓應力為，故取其平均值為，。鍵的工作長度，鍵與輪轂的接觸高度。參考文獻【2】式6

22、1得故滿足強度要求。記為 鍵 2. 輸出端處 已知軸的材料為45鋼，裝鍵處的軸的直徑為，需傳遞的轉矩，載荷有輕微沖擊。1） 選擇鍵的尺寸 該處選用c型平鍵，根據參考文獻【1】表41查得鍵的尺寸為寬，高，由該處軸的長度并參考標準取鍵長。2） 校核鍵連接的強度 鍵、軸的材料都是剛，參考文獻【2】表62查得許用擠壓應力為，故取其平均值為，。鍵的工作長度，鍵與聯軸器的接觸高度。參考文獻【2】式61得故滿足強度要求。記為 鍵 9.2 軸的校核9.2.1 高速軸的校核圖中各參數參考8.2.1。軸的載荷分析圖如下：mvm2m1mmvft1fv1fv2mhmh1mh2fnh2fnh1fr1fa1fa1fr1f

23、t1fnv1fnh2fnv2abct1=44490nmmt2=186500nmmt3=645100nmm大齒輪選用45鋼（調質）小齒輪材料為（調質）小齒輪材料為（調質）大齒輪選用45鋼（調質）設計合理選用聯軸器聯軸器選用軸承代號為軸承代號為軸承代號為潤滑脂潤滑浸油潤滑鍵 鍵 滿足強度要求鍵 滿足強度要求鍵 滿足強度要求其中 由齒輪的受力分析得：計算出截面b處的mh、mv、及m列于下表載荷 水平面h 垂直面v支反力f fnh1=237.726n fnh2=436.989nfnv1=493.820n fnv2=1304.192n彎矩mmh1=36728.667n.mmmh2=25563.857n.

24、mmmv=76295.190n.mm總彎矩 扭矩tt=44490n.mm從而危險截面的參考文獻【2】按彎扭合成應力校核為該軸有制成，參考文獻【2】表151知，故，因此該軸滿足強度要求。9.2.2 中間軸的校核圖中各參數參考8.2.2。軸的載荷分析圖如下：校核時參考文獻【2】公式155，對于實心軸，若軸上裝有鍵則。abcdfnh1fnv1ft3fr3fa2fr2ft2fnh2fnv2fr2fnh1fr3fnh2fa2mh1mh2mhmh3fnv1ft3fnv2ft2 mv1 mv mv2mm1m2m3t其中 由齒輪的受力分析得： 載荷水平面h垂直面v支反力f fnh1=-1084.173nfnh

25、2=142.687nfnv1=3368.766nfnv2=2869.722n彎矩mmh1=81855.062n.mm mh2=40356.878n.mmmh3=8489.877n.mmmv1=254341.833n.mmmv2=170748.459n.mm總彎矩 扭矩t計算各參數列于下表：校核截面b：按彎扭合成應力校核軸的強度由于為齒輪軸，則軸的材料為40cr,參考文獻【2】表151查得。因此，故安全。校核截面c：按彎扭合成應力校核軸的強度軸的材料為40cr,參考文獻【2】表151查得。因此，故安全。9.2.3 低速軸的校核afnh1ft4fnv2fnh2fnv1fr4bc圖中各參數參考8.2

26、.3。軸的載荷分析圖如下：fnh1fnh2fr4mhmhft4fnv1fnh2 mv mv m mt其中 由齒輪的受力分析得： 計算出截面b處的mh、mv、及m列于下表載荷水平面h垂直面v支反力f fnh1=1030.513n fnh2=585.688n fnv1=2831.313n fnv2=1609.163n 彎矩m總彎矩 扭矩t按彎扭合成應力校核軸的強度軸的材料為45鋼,參考文獻【2】表151查得。因此，故安全。9.3 軸承的校核9.3.1 高速軸軸承的校核 參考文獻【1】查得軸承7208ac的基本額定動載荷，基本額定靜載荷。預期壽命。1. 求兩軸承的徑向載荷（相關參數參考軸校核處） 2

27、. 求兩軸承的軸向力、對于70000ac軸承參考文獻【2】表137軸向派生力從而有由于軸承1為壓緊端，軸承2為放松端故 3. 求軸承當量動載荷、 因：，。故：，；，。由于軸承承受輕微沖擊參考文獻【2】取。從而4. 壽命驗算 由于故按軸承1校核，對于球軸承取，故：，即軸承滿足壽命要求。9.3.2 中間軸軸承的校核 參考文獻【1】查得軸承7208ac的基本額定動載荷，基本額定靜載荷。預期壽命。1. 求兩軸承的徑向載荷（相關參數參考軸校核處） 2. 求兩軸承的軸向力、對于70000ac軸承參考文獻【2】表137軸向派生力從而有由于軸承1為放松端，軸承2為壓緊端故 3. 求軸承當量動載荷、 因：，。故：，；，。由于軸承承受輕微沖擊參考文獻【2】取。從而4. 壽命驗算 由于故按軸承2校核，對于球軸承取