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1、其中数学公式的编辑器mathtypesetup，word最后导成pdf，不然打印时数学公式会乱码目录1 传动装置21.1分析或确定传动方案21.2传动装置的总体设计21.2.1电动机类型的选择21.2.2电动机功率的确定21.2.3确定电动机转速3 1.2.4总传动比的计算和分配各级传动比4 1.2.5传动装置的运动和动力参数计算42 传动零件的设计计算52.1高速级齿轮传动的设计计算52.2低速级齿轮传动的设计计算103 箱体尺寸计算与说明164 装配草图的设计174.1中间轴的计算174.2高速轴的计算224.3低速轴的计算27一.传动装置1.1分析或确定传动方案1. 组成：传动装置由电机
2、、减速器、工作机传送带组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大 其传动方案如下 根据要求，选用二级斜齿圆柱齿轮减速器，将动力传送到传送带上，实现传送带预先设计的参数及其相应的功能。设计的原始数据要求：传送带的初拉力：F=6000N传送带卷筒直径：d=400mm传送带带速：v=1.3m/s关于减速器的生产和工作的要求：机器最短工作年限为八年二班。1.2 传动装置的总体设计1.2.1电动机类型的选择Y系列三相异步电动机1.2.2电动机功率的确定工作机有效功率：Pw=FV=6*1.7=7.8KW式中，F传
3、送带的初拉力； v传送带的带速。从原动机到工作机的总效率：0.960.87式中，联轴器传动效率，由表1.7，； 轴承传动效率， 齿轮啮合效率，； 卷筒传动效率，。则所需电动机功率：1.2.3确定电动机转速工作机（套筒）的转速： 式中，d传送带卷筒轴直径。由课本表9.2，两级齿轮传动，所以电动机的转速范围为：=(840)62.1=（496.82484）符合这一范围的同步转速为750 r/min、1000 r/min、1500 r/min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1000 r/min的电动机。根据电动机的类型、容量和转速，由手册
4、表12.1，选定电动机型号为Y160L-6，其主要性能如下表所示。电动机型号额定功率/kW同步转速/（rmin）满载转速(rmin)Y160L-61110009702.02.01.2.4传动装置的总传动比并分配传动比1总传动比 由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为/n970/62.115.622分配传动比式中分别为一级、二级齿轮传动比。1.2.5装置各轴的运动和动力参数1各轴的转速： 970r/min 970/4.33224.02r/min /224.02/3.61=62.05r/min =62.05r/min2各轴的输入功率： 2110.990.9910.78k
5、W 210.780.990.9810.46kW 210.460.990.9810.15kW 21=1.8350.990.971.798kW3各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩=9550 =955011/970=1.083Nmm： =1.06133 Nmm =4.45911 Nmm =1.562Nmm整理以上数据，制成表格以备用户随时方便查阅。减速器运动学和动力学参数一览表轴名功率转矩转速传动比电机轴111.0839701.00轴10.781.0619704.33轴10.464.459224.023.61轴10.151.56262.051.00二.传动零件的设计计算2.1 高速级齿轮，初定齿轮传动
6、及齿轮主要尺寸计算及说明结果1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）由于斜齿轮啮合性能好，传动平稳，噪声小，重合度大，承载能力强，故第一级选用斜齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，由课本表10-4可选用7级精度3）有课本表8.2，选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS4）初选小齿轮齿数为20，则大齿轮齿数选5）初选螺旋角2.按齿面接触强度设计按教材公式10-21试算，即（1）确定公式内的各计算数值1）设计时，因v值未知，K不能确定，初取=1.6。 2）由图10.30选取区域系数 Z=2.43 3）由图10.26查的故
7、=0.76+0.87=1.634）由表10-7选取齿宽系数=15）由表10-6查得材料的弹性影响系数= 6）由图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 7）计算应力循环次数N=60nj =609701（283008）=2.2310h8）由图10-19查得接触疲劳寿命系数，9）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=558.75（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径直径，由公式计算得=2）计算圆周速度3）计算齿宽及模数4）计算齿宽与齿高之比b/h=9.15 5）计算纵向重合度6）计算载荷系数已知使用系数=1由=2.82m/s,7
8、级精度，由图10-8查得动载荷系数=1.10由表10-3查得由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，由图10-13查得=1.35故载荷系数K=1.01.101.4211.2=1.88 7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得d=d=55.6=58.67mm 8）计算模数= 取=3mm3.按齿根弯曲强度设计（1）确定公式内的各计算数值1）由图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2）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数3）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4）计算载荷系数 K=1 1.101.21.
9、35=1.785）根据纵向重合度，由图10-28查得螺旋角影响系数6）计算当量齿数 7）查取齿形系数由表10-5查得；8）查取应力校正系数由表10-5用插值法得；9）计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值较大（2）设计计算 mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=3mm已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径=58.67来计算应有的齿数，圆整取=19；，4.几何尺寸计算（1）计算中心距a=156.14mm圆整后156（2）按圆整后的中心距修正螺旋角= （3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度 =+
10、（510）mm。圆整后取；选用斜齿圆柱齿轮7级小齿轮：40Cr（调质），280HBS大齿轮：45钢（调质），240HBS20，=87=1.3=2.43=1.63=1=，55.6=6.075=9.15=1=1.10=1.35=1.78=21.89=95.243mm=19，8215658.69mm2.3低速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸计算及说明结果1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）该级为低速级齿轮传动，选用斜齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，由表10-4可选用7级精度3）由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度
11、为240HBS4）初选小齿轮齿数为24，则大齿轮齿数2.按齿面接触强度设计（1）确定公式内的各计算数值1）因v值未知，K不能确定，初取=1.62）由表10-7选取齿宽系数=13）由表10-6查得材料的弹性影响系数= 4）由图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 5）由式10-13计算应力循环次数N=60nj =60224.021（283008）=5.1610N= h6）由图10-19查得接触疲劳寿命系数=1.05, =1.13。7）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= （2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径直径，代入中较
12、小的值=2） 计算圆周速度 3）计算齿宽4）计算齿宽与齿高之比模数齿高=115）计算载荷系数根据V=0.998m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数=1.04表10-3由表10-2查得使用系数由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，K=1.427查图10-13得故载荷系数K=1.01.041.4271.2=1.786）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=85.1=88.18mm7）计算模数= 取圆整=4mm3.按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的各计算值 1）由图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2）由图10
13、-18查得弯曲疲劳寿命系数3）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 =4）计算载荷系数 K=1 1.041.21.37=1.715）查取齿形系数由表10-5查得；6）查取应力校正系数由表10-5用插值法得；7）计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取=4已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径=88.18来计算应有的齿数取z=22，z=3.61*22794.几何尺寸计算（1）计算中心距 a=取整a=208mm= （2）计算分度圆直径 （3
14、）计算齿轮宽度 取91mm。 =+（510）mm， 取=96mm。选用斜齿圆柱齿轮7级小齿轮：40Cr（调质），280HBS大齿轮：45钢（调质），240HBS24，=87=1.6=1=625.75mpa=11=1.04.2.21.7888.18mm=3.57mm=4z=22，z=79208mm90.62mm325.39mm表1 传动零件设计计算数据表类型模数中心距材料齿数齿宽分度圆直径第级小齿轮斜齿圆柱齿轮3mm156mm40Cr1965mm58.69mm大齿轮458260mm253.31mm第级小齿轮斜齿圆柱齿轮4mm208mm40Cr2296mm90.62mm大齿轮457991mm325
15、.39mm 3.1箱体尺寸的设计与说明表2 箱体尺寸数据表名称符号具体数值箱座壁厚8mm箱盖壁厚8mm箱盖凸缘厚度12mm箱座凸缘厚度12mm箱座底凸缘厚度20mm地脚螺钉直径20mm地脚螺钉数目4轴承旁连接螺栓直径M16盖与座连接螺栓直径M10轴承端盖螺钉直径M8、M10视孔盖螺钉直径6mm定位销直径7mm、至外箱壁距离26mm、22mm、16mm、 、至凸缘边缘直径24mm、20mm、14mm轴承旁凸台半径20mm铸造过渡尺寸、3mm、15m大齿轮顶圆与内箱壁距离10mm齿轮端面与内箱壁距离10m箱盖、箱座肋厚6.8mm箱体其他尺寸由后续计算与画图确定4装配草图的设计4.1 中间轴轴系部件
16、设计1选择轴的材料因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用45钢并进行调制处理。55mm55mm=57mm=57mm=94mm=57mmd=67mmBx=189mm=10.5mm=12mm2初定轴颈由教材表15-3取=110，3结构设计 （1）轴承与轴段及轴段的设计考虑齿轮有轴向力的存在，选择角接触球。轴段及轴段上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又复合轴承内径系列。暂取轴承型号为7211C进行设计计算，由手册表6-6查得内径d=55mm，外径D=100mm，宽度B=21mm，内圈定位轴肩直径64mm，外圈定位轴肩直径91mm对轴的力的作用点与外圈大端面的距离=20.9mm，故取5
17、5mm，轴段的直径应与轴段相同，即55mm。（2）轴段与轴段的设计 轴段轴段上安装齿轮3，轴段上安装齿轮2，为便于齿轮的安装，和应分别大于和，可初定=57mm。齿轮2轮毂宽度与齿轮宽度相等，左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。由于齿轮3的直径比较小采用实心式，取其宽度与齿轮宽度相等，右端采用轴肩定位走段采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段与轴段应比相应的轮毂略短，故取=94mm，=57mm (3)轴段该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度h=5mm，故d=d+2h=67mm。齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速齿轮右端面距箱体内壁的距离均取，齿轮2与齿轮3的距离初定为，则箱体内壁
18、间的距离Bx=2*10+10.5+96+（60+65）/2=189mm齿轮右端面与箱体内壁的距离轴段3的长度为（4） 轴段及轴段的长度用挡油环阻止箱体内润滑油进入轴承座，轴承外端面距离箱体内壁的距离取为=12mm，中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段的长度为=12mmL=46mmL=47.5mml=70.1mml=88.5mml=54.6mmR=-3185.93NR=852.7NR=7252.86NR=5921.53NR=8172.44NR=5982.61N轴段的长度为 L=B+3=21+12+10+3=46mm轴段的长度为 L=B+2=21+12+12.5+2=47.5mm（5) 轴
19、上力作用点的间距 轴上反力的作用点距轴承外圈大端面的距离=20.9mm，则得支撑点及受力点间的距离为： 4 键的选择齿轮与轴肩采用A型普通平键连接，查手册的键的型号分别为键161090 GB/T1096-1990 键14956 GB/T1096-19905轴的受力分析 （1）画轴的受力简图 如图所示 （2）计算支承反力 在水平面上 = = -3185.93N在垂直面上=7525.86N=5921.53N轴承1,2的总支承反力M=-223333.693N.mmM=-112156.82N.mmM=-46557.42N.mmM=-67655.31N.mmM=572887.81N.mmM=323315
20、.54N.mmM=572887.81N.mmM=539317.78N.mmM=330318.30N.mmM=326650.47N.mmT=445911N.mmW=15981.74mmW=34153.81mm=35.85mpa=35.75mpa=13.06mpaa=0.6（3） 画弯矩图 如图所示在水平面上a-a剖面图左侧为右侧为b-b剖面右侧为左侧在垂直平面上为合成弯矩，在a-a剖面左侧，右侧为b-b剖面左侧右侧分别为：（4） 画转矩图 如图所示 ，T=445911N.mm6 校核轴强度a-a剖面的抗弯截面系数为 W= 抗扭截面系数为 W= a-a剖面左侧弯曲应力 右侧弯曲应力 抗剪应力 折合
21、系数a=0.6，则当量应力为=37.2MPaS=3268.976NS=2393.044NA=1550.82NLh=20063.58h所以右侧界面危险。7 键强度校核合格，键3比键2长，所以也合格。8. 校核轴承寿命（1）由手册查的C=52800,C=40500轴承内部轴向力分别为S=0.4R=0.48172.44=3268.976N S=0.4R=0.45982.61=2393.044N 外部轴向力 A=F-F=2451.8-900.98=1550.82N S+A=2393.044+1550.82=3943.864N。半联轴器轴孔直径为35m，轴孔长度为60mm，与轴配合长度为58mm，标记为
22、。（2）密封圈与轴段联轴器右端采用轴肩固定，取轴肩高度h=（0.070.1）35=2.453.5 mm，39.942 mm，该处的轴的速度v由手册表7-12，选用轴径为40 mm的毡圈，40。（3）轴承与轴段及轴段的设计轴段及轴段上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又复合轴承内径系列。考虑到轴承上有轴向力，选用角接触球轴承，暂取轴承型号为7209C，由手册表6-6查得内径d=45mm，外径D=85mm，宽度B=19mm，内圈定位轴肩直径52mm，外圈定位轴肩直径78mm对轴的力的作用点与外圈大端面的距离=18.2mm，故取45mm，挡=32mm45mm=47mm=63mm=55mm =108.
23、5mm=30mm=44.6mm=45.5mml=57.8mml=156.8mml=92.8mm油环的初定宽度，故=B+=19+15=32mm。 通常一根轴上的轴承取相同型号，所以45mm。（4）齿轮与轴段该段上安装齿轮1，为了便于齿轮的安装，取=47mm，取齿轮毂宽度等于齿轮宽度=65mm，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为是套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段的长度应比轮毂略短，故取=63mm。（5） 轴段该轴端为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度h=4，则=+2h=55mm，齿轮左端面距箱体内壁的距离为，则轴段的长度=189-12.5-65+12-15=108.5mm(6) 轴段的长度
24、 轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承端盖连接螺栓GB/T 5781 M825其安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺栓拆装空间干涉，故取联轴器的轮毂端面与端盖外端的距离为=30mm,则有=L+=34+2+9.6+30-19-12=44.6mm。L=14+12+8=34mm=e=1.2=1.28=9.6mm=2mm 19+12+12.5+2=45.5mm(7) 轴上力的作用点的间距轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离=18.2mm，则得轴的支点及受力点间的距离为 4 键连接R=-867.13NR=488.4NR=2640.36NR=973.29NR
25、=2779.1NR=1088.96NM=-50.12N.mmM=76581.12N.mmM=152612.8N.mmM=170749.33N.mmT=106.133N.mmS=1111.64NS=435.584NA=900.98N联轴器与轴段及齿轮1与轴段间采用A型普通平键连接，查手册表4-1得其型号分别为键108 GB/T1096-1990和键149 GB/T1096-1990。5 轴的受力分析（1） 画受力简图如图所示（2） 计算支承反力，在水平面上在垂直平面上轴承1，2的总支承反力 （3）画弯矩图如图所示在水平面上a-a剖面右侧为 左侧为 合成弯矩 a-a剖面左，右侧分别为 （4）画转矩
26、图 如图所示 T=106.133N.m 6 校核轴承寿命（1）由手册查的C=38500,C=28500轴承内部轴向力分别为S=0.4R=0.42779.1=1111.64N S=0.4R=0.41088.96=435.584N 外部轴向力 A=F=900.98NLh=29470.364h S+A=1111.64+900.98=2012.62NS=435.584N则两轴承的轴向力分别为 F=S=1111.64NF=S+A=2012.62n（4） 计算轴承1的当量载荷 由,查课本表13-5得e=0.41因为，所以X=1，Y=0。计算轴承2的当量载荷 由,查课本表13-5得e=0.41因为，所以X=
27、0.44，Y=1.36。 P。半联轴器轴孔直径为60mm，轴孔长度为107mm，与轴配合长度为105mm。（2）密封圈与轴段联轴器右端采用轴肩固定，取轴肩高度h=（0.070.1）60=4.26 mm，68.472 mm，该处的轴的速度v由手册表7-12，选用轴径为70 mm的毡圈，70mm。（3）轴承与轴段及轴段的设计轴段及轴段上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又复合轴承内径系列。考虑到轴承上有轴向力，选用角接触球轴承，暂取轴承型号为7215C，由手册表6-6查得内径d=75mm，外径D=130mm，宽度B=25mm，内圈定位轴肩直径84mm，外圈定位轴肩直径121mm对轴的力的作用点与外
28、圈大端面的距离=26.4mm，故取75，挡油环的初定宽度，故=B+=25+15=40mm。通常一根轴上的轴承取相同型号，所以75mm。=77mm=89mm=89mm =82.5mm=30mm=38.6mm=51.5mml=68.6mml=141.6mml=115.9mm（4）齿轮与轴段该段上安装齿轮1，为了便于齿轮的安装，取=77mm，取齿轮毂宽度等于齿轮宽度=91mm，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为是套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段的长度应比轮毂略短，故取=89mm。（6） 轴段该轴端为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度h=6，则=+2h=89mm，齿轮左端面距箱体内壁的距离为，
29、则轴段的长度=189-12.5-91+12-15=82.5mm(8) 轴段的长度 轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承端盖连接螺栓GB/T 5781 M1025其安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺栓拆装空间干涉，故取联轴器的轮毂端面与端盖外端的距离为=30mm,则有 =L+=34+2+9.6+30-25-12=38.6mm。L=14+12+8=34mm=e=1.2=1.28=9.6mm=2mm 25+12+12.5+2=51.5mm(9) 轴上力的作用点的间距轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离=26.4mm，则得轴的支点及受力点间的距离为 4
30、 键连接联轴器与轴段及齿轮1与轴段间采用A型普通平键连接，查手册表4-1得其型号分别为键1811 GB/T1096-1990和键2214 GB/T1096-1990。5 轴的受力分析 R=585.59NR=3103.17NR=6624.44NR=3209.3NR=6650.27NR=4464.22NM=40171.47N.mmM=439408.9N.mmM=632133.50N.mmM=456208.67N.mmT=1562170N.mmS=2660.10NS=1785.69NA=2451.8N(1)画受力简图如图所示(2)计算支承反力，在水平面上在垂直平面上轴承1，2的总支承反力 （3）画弯
31、矩图如图所示在水平面上a-a剖面右侧为 左侧为 合成弯矩 a-a剖面左，右侧分别为 （4）画转矩图 如图所示 T=1562170N.m 6 校核轴承寿命（1）由手册查的C=79200,C=65800轴承内部轴向力分别为S=0.4R=0.46650.27=2660.10N S=0.4R=0.44464.22=1785.69N 外部轴向力 A=F=2451.8N S+A=5111.9NS=1785.69N则两轴承的轴向力分别为 Lh=29470.364h F=S=2660.10NF=S+A=5111.9n（6） 计算轴承1的当量载荷 由,查课本表13-5得e=0.41因为，所以X=1，Y=0。计算
32、轴承2的当量载荷 由,查课本表13-5得e=0.45因为，所以X=0.44，Y=1.25。 PP（7） 校核轴承寿命，轴10 结论带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际，深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有帮助。通过设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的学习和工作打下了坚实的基础。机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、互换性与测量技术基础、工程材料、机械设计课程设计手册等于一体。这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械
33、设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持，衷心的感谢老师的指导和帮助。设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。参考文献1 吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册M.北京：高等教育出版社，20062 濮良贵，纪名刚.机械设计M.北京：高等教育出版社，20063 孙桓，陈作模.机械原理M.北京： 高等教育出版社出版,20064 丁一，何玉林.工程图学基础M.北京：高等教育出版社出版,2006