题 目： 带式运输机传动装置设计
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一．题目及总体分析……………………………………….….2
二．电动机的选择………………………........…………….….3
三．传动比的选择…….……………………………………….4
四．主要部件的选择………………………………………….4
五． 设计高速齿轮……………………………………..…….5
六． 设计低速齿轮……………………………………..….....10
七. 轴的结构设计、强度校核以及联轴器的选择……...….16
1．高速轴（输入轴）及其轴承装置的计算…….…..….16
2．低速及其轴承装置的计算………………………….…19
八． 轴承的选择与校核………………………………….…..23
九． 润滑与密封……………………………………………...24
十. 箱体结构尺寸……….……………………………….....25
十一．设计总结…………….……………...……………….....26
十二.参考文献…………….……………...…...………….....26
十三.附图…………….……………...…...………….....…....27
一. 题目及总体分析
题 目：两级圆柱齿轮减速器及带传动
设 计 要 求：设计一用于带式运输机的两级直齿圆柱齿轮减速器。 工作有轻微振动， 经常满载、空载起动、单班制工作，运输带允许速度误差为 ５％，减速器小批量生产，使用寿命五年。
设 计 参 数：
表1-1
| 运输带拉力F（KN） | 卷筒直径D（mm） | 带速v（m/s） |
| 2.3 | 360 | 1 |
图 1-1
二. 电动机的选择
按照设计要求以及工作条件选用Y系列，额定电压380V.
1、电动机的容量选择
根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率Pw
Pw=2.3kw
设： ——电动机与减速器之间联轴器效率=0.96.
——高速传动轴的传动效率=0.97.
——低速传动轴的传动效率=0.97.
——工作机效率=0.96.
从而得到传动系统的总效：
=··=0.96×0.97×0.97×0.96=0.8671
工作机所需功率为：
P=2.3×1=2.3kw
电动机功率：
2、电动机转速的选择
根据已知条件由计算得知输送机滚筒转速：
二级圆柱齿轮减速器传动比=8～40,所以电动机的可选范围为：
nd=nw=(8～40)×53.1=(424.8～2124)r/min
综合考虑电动机和传动装置的尺寸，为使传动装置紧凑，决定采用同步转速为750r/min的电动机。
根据电动机类型、容量和转速，由电机产品目录或有关手册选定电动机型号为Y132M1-6。其主要性能如表2.2所示。
表2-1 Y132-6型电动机的主要性能
| 电动机型号 | 额定功率/kw | 满载转速/(r·min-1) | 起动转矩 | 最大转矩 |
| Y132M1-6 | 3 | 710 | 2.0 | 2.0 |
三. 传动比的选择
二级齿轮减速器，为使齿轮有相近的浸油深度，应使大齿轮有相近似的直径，根据有关资料有：
其中分别为高速齿轮和低速齿轮传动比。
总传动比，取，则。
4、传动系统的运动和动力参数计算
（1）各轴的转速
1轴
2轴
Ⅲ轴
（2）各轴输入功率（参考机械设计课程设计手册）
Ⅰ轴 P1= 3×0.96=2.88kw.
Ⅱ轴 P2= 2.88×0.97=2.79kw
Ⅲ轴 P3= 2.79×0.97=2.71kw
（3）各轴的输入转矩
电动机的输出转矩Td为
故Ⅰ轴 TⅠ=38740N·㎜
故Ⅱ轴TⅡ=162120N·㎜
Ⅲ轴 TⅢ=487.39N·㎜
四． 主要部件的选择
| 分析对象 | 过程分析 | 结论 |
| 动力源 | 一般选用交流电动机 | 三相交流电动机 |
| 齿轮 | 直齿传动平稳 | 高速级、低速级都可用直齿 |
| 轴承 | 此减速器轴承承受轴向载荷很小 | 深沟球球轴承 |
| 联轴器 | 有吸振和缓冲能力,耐久性好 | 弹性柱销联轴器 |
| 分 析 过 程 | 分 析 结 论 | ||
选用直齿圆柱齿轮传 材料选择。小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HB，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HB。 | 小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HB，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HB。 | ||
| 齿面接触疲劳强度计算 初步计算 转矩 齿宽系数 接触疲劳极限 初步计算的许用接触应力【】 值 初步计算的小齿轮直径 初步齿宽b | 由表12.13，取 =1.0 由图12.17c []=0.9 (式12.15) =0.9710 [ ]=0.9=0.9580 由表12.16，取=85 （式12.14） =85=50 b==185 | =1.0 =710MPa =580MPa []=639MPa [ ]=522MPa 取=50mm
b=50mm | |
| 校核计算 圆周速度v 精度等级 齿数z和模数m 使用系数KA 动载系数KV 齿间载荷分配系数 齿向载荷分布系数 载荷系数K 弹性系数ZE 节点区域系数ZH 接触最细安全系数 总工作时间 应力循环次数 接触寿命系数 许用接触应力 确定传动主要尺寸 实际分度圆直径d 中心距a 齿宽b 齿根弯曲疲劳强度验算 重合度系数 齿间载荷分配系数 齿向载荷分配系数 载荷系数 齿形系数 应力修正系数 弯曲疲劳极限 弯曲最小安全系数 应力循环次数 弯曲寿命系数 尺寸系数YX 许用弯曲应力[] 验算 | v== 由表12.6 初取齿数=20；==204.3=86 m===2.5
由表12.9 由表12.9 由表12.10，先求 式（12.6） 式（12.10） 由此得= 由表12.11 (式12.5) = 由表12.12 由表12.16 由表12.14 （式12.13）
原估计应力循环次数正确 由图12.18 （式12.11） 计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。否则，尺寸调整后还应再进行验算。 因模数取标准值时，齿数已重新确定，但并未圆整，故分度圆直径不会改变，即 (式12.18) 由表12.10， 由图12.21 由图12.22 由图12.23c 由表12.14 由图12.24 由图12.25 传动无严重过载，故不作静强度校核 | v=1.86 选9级精度 m=2.5 =20 =86 KA=1.25 KV=1.18 =1.38 K=5.096 ZH=2.5 =1.05 =4800h a=157.5mm 取=50mm
=0.66 =1.52 =1.36 K=3.05 =1.0 |
| 分 析 过 程 | 分 析 结 论 | ||
选用直齿圆柱齿轮传 材料选择。小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HB，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HB。 | 小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HB，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HB。 | ||
| 齿面接触疲劳强度计算 1. 初步计算 转矩 齿宽系数 接触疲劳极限 初步计算的许用接触应力【】 值 初步计算的小齿轮直径 初步齿宽b | （计算过程中提到的表和图都在高等教育出版社出版的《机械设计》第四版） 由表12.13，取 =0.7 由图12.17c []=0.9 (式12.15) =0.9710 [ ]=0.9=0.9580 由表12.16，取=85 （式12.14） =85=88 b==61.6 | =0.7 =710MPa =580MPa []=639MPa [ ]=522MPa 取=90mm
b=63mm | |
| 2. 校核计算 圆周速度v 精度等级 齿数z和模数m 使用系数KA 动载系数KV 齿间载荷分配系数 齿向载荷分布系数 载荷系数K 弹性系数ZE 节点区域系数ZH 接触最细安全系数 总工作时间 应力循环次数 接触寿命系数 许用接触应力 3. 确定传动主要尺寸 实际分度圆直径d 中心距a 齿宽b 齿根弯曲疲劳强度验算 重合度系数 齿间载荷分配系数 齿向载荷分配系数 载荷系数 齿形系数 应力修正系数 弯曲疲劳极限 弯曲最小安全系数 应力循环次数 弯曲寿命系数 尺寸系数YX 许用弯曲应力[] 验算 | " v== 由表12.6 初取齿数=30；==303.1=93 m===3
由表12.9 由表12.9 由表12.10，先求 式（12.6） 式（12.10） 由此得= 由表12.11 式12.5) 由表12.12 由表12.16 由表12.14 （式12.13）
原估计应力循环次数正确 由图12.18 （式12.11） 计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。否则，尺寸调整后还应再进行验算。 因模数取标准值时，齿数已重新确定，但并未圆整，故分度圆直径不会改变，即 (式12.18) 由表12.10， 由图12.21 由图12.22 由图12.23c 由表12.14 由图12.24 由图12.25 传动无严重过载，故不作静强度校核 | " v=0.8 选9级精度 m=3 =30 =93 KA=1.25 KV=1.12 =1.32 K=2.85 ZH=2.5 =1.05 =12000h a=184.5mm 取b3=63mm
=0.68 =1.47 =1.3 K=2.68 =1.0 |
| 分 析 过 程 以 及 分 析 结 论 | |
| （—）高速轴的结构设计、强度校核以及联轴器的选择 1.轴材料的选择 按转矩初步确定轴径和选择联轴器，选择轴的材料为45号钢，经调质处理。 查机械设计手册有： ， ，。 考虑到装联轴器的键槽，将其轴径增大4%—5%，取锥形轴的大端直径为20mm。 2.选择联轴器 考虑动载和过载，取联轴器工作情况系数K=1.5，则联轴器的转矩 选择套筒联轴器型。 3. 轴结构如下图（图7-1）： 考虑到装联轴器的键槽，将其轴径增大4%—5%，取锥形轴的大端直径为20mm。 图7-1 | |
4.高速轴的强度校核 （1）轴的受力分析如图7-2所示:
图7-2 轴传递的转矩T=T1=38740N.mm 齿轮的周向力 齿轮的径向力
(2)求支反力 1）在水平面内的支反力（图7-2b） 由
2）在垂直平面的支反力（图7-2d） 可以求得：
3）作弯矩和扭矩图（7-2c.e.f.g）
（3）强度校核 1） 确定危险截面 根据轴的结构尺寸和弯矩图、扭矩图的综合考虑，截面C（即齿轮出）处弯矩最大，也是危险截面。 2） 安全系数校核计算 弯曲应力幅为
由于是对称循环应力，故 根据公式（参考机械设计手册上册） 将数据代入得 ——45号钢弯曲对称循环应力时的疲劳极限，查机械设计手册=268MPa； ——正应力有效应力集中系数，查机械设计手册得=2.52； β——表面质量系数，轴经车削加工，查手册得β=0.92； ——尺寸系数查手册=0.。 剪切应力幅
根据公式 将数据代入得=40 ——45号钢弯曲对称循环应力时的疲劳极限，查机械设计手册=155MPa； ——正应力有效应力集中系数，查机械设计手册得=1.82； β——表面质量系数，轴经车削加工，查手册得β=0.92； ——尺寸系数查手册=0.。 轴在C截面的安全系数
C截面是安全的。 （二） 低速轴的结构设计、强度校核以及联轴器的选择 1. 轴材料的选择 按转矩初步确定轴径和选择联轴器，选择轴的材料为45号钢，经调质处理。 查机械设计手册有： ， ，。 考虑到装联轴器的键槽，将其轴径增大4%—5%，取锥形轴的大端直径为45mm。 2. 选择联轴器 考虑动载和过载，取联轴器工作情况系数K=1.5，则联轴器的转矩 选择套筒联轴器型。 3. 轴结构如下图（图7-3）： 考虑到装联轴器的键槽，将其轴径增大4%—5%，取锥形轴的大端直径为20mm。 图7-3 4. 低速轴强度校核 （1）轴的受力分析如图7-4所示: 图7-4 轴传递的转矩T=T3=487390N.mm 齿轮的周向力 齿轮的径向力 （2）求支反力 1）在水平面内的支反力 由
2）在垂直平面的支反力 可以求得：
3）作弯矩和扭矩图（6-4b.c.d.e）
（3）强度校核 1） 确定危险截面 根据轴的结构尺寸和弯矩图、扭矩图的综合考虑，截面C（即齿轮出）处弯矩最大，也是危险截面。 2） 安全系数校核计算 弯曲应力幅为
由于是对称循环应力，故 根据公式（参考机械设计手册上册） 将数据代入得 ——45号钢弯曲对称循环应力时的疲劳极限，查机械设计手册=268MPa； ——正应力有效应力集中系数，查机械设计手册得=2.52； β——表面质量系数，轴经车削加工，查手册得β=0.92； ——尺寸系数查手册=0.78。 剪切应力幅
根据公式 将数据代入得=8.4 ——45号钢弯曲对称循环应力时的疲劳极限，查机械设计手册=155MPa； ——正应力有效应力集中系数，查机械设计手册得=1.82； β——表面质量系数，轴经车削加工，查手册得β=0.92； ——尺寸系数查手册=0.。 ——平均应力折算系数查手册=0.21。 轴在C截面的安全系数
C截面是安全的。 （三）中间轴的结构设计、强度校核以及联轴器的选择（具体方法和高速轴、低速轴方法相同，步骤略） （四）最终确定的高速轴、中间轴、低速轴结构图，(如图7-5) 图 7-5 |
| 1.预选以下深沟球轴承 | 高 速 轴 | 中 间 轴 | 低 速 轴 | |
| 轴承型号 | 105 | 205 | 110 | |
| 额定动负荷Cr（kN） | 7.90 | 11.00 | 16.30 | |
| 额定静负荷 | 5.05 | 7.10 | 12.40 |
高速轴上轴承 中间轴上轴承 低速轴上轴承
X、Y的取值 X=1、Y=0 X=1、Y=0 X=1、Y=0
冲击载荷系数 1.2 1.2 1.2
当量动载荷P 677N 595 1526N
计算额定动载荷 5413N 3505N 5142N
| 计算结果与对比 符合要求 符合要求 符合要求 |
| 分 析 过 程 | 分 析 结 论 | |
1.对于齿轮的润滑 通用的闭式齿轮传动的润滑方法大多是采用油润滑，主要润滑方式为浸油润滑。 这种润滑方式适用于齿轮圆周速度v≤12m/s的场合。 中间轴的大齿轮速度计算是： n=1.35r/min =1.35/60 r/s =2.74r/s 输出轴大齿轮的速度计算是： n=53.1r/min =53.1/60 r/s =0.885r/s 有上面的计算可知道齿轮的线速度都少于12m/s,因此可以用浸油润滑 选用的润滑油牌号是：N46机械润滑油。 2．密封方式的选择 由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密。 |
| 分析对象 | 分析过程 | 结论 |
| a | a值对圆柱齿轮传动为低速级中心距 | 193.5mm |
| 机座壁厚δ | δ=0.025a+5 | 10mm |
| 机盖壁厚δ1 | δ1=0.025a+5 | 10mm |
| 机座凸缘壁厚 | b=1.5δ | 12mm |
| 机盖凸缘壁厚 | b1=1.5δ1 | 12mm |
| 机座底凸缘壁厚 | b2=2.5δ | 25mm |
| 地脚螺钉直径 | df =0.036a+12 | 16mm |
| 底座下部凸缘厚度 | P=(0.25-2.75)δ | 27.5mm |
| 底座加强肋厚度 | m=0.85δ | 8.5mm |
| 箱盖加强肋厚度 | m1=0.85δ | 8.5mm |
| 地脚螺钉数目 | a<250,n=6 | 6 mm |
| 轴承旁联接螺栓直径 | d1=0.75 df | 10mm |
| 机盖与机座联接螺栓直径d2 | d2=(0.5～0.6) df | 8mm |
| 轴承盖螺钉直径 | d3=(0.4～0.5) df | 8mm |
| 定位销直径 | d=(0.7～0.8) d2 | 6m |
| 轴承盖螺钉分布 | D1=D+2.5d3 D为轴承座镗孔直径 | 67mm 72mm 80mm |
| 轴承座凸起部分端面直径 | D2= D1+2.5d3 | D21=87mm D22=92mm D23=100mm |
大齿顶圆与箱体内壁距离Δ1 | Δ1>1.2δ | 15mm |
经过1个星期的课程设计，过程曲折可谓一语难尽。在此期间我们也失落过，也曾一度热情高涨。从开始时满富盛激情到最后汗水背后的复杂心情，点点滴滴无不令我回味无长。生活就是这样，汗水预示着结果也见证着收获。劳动是人类生存生活永恒不变的话题。
设计也是一个团队的任务，一起的工作可以让我们有说有笑，相互帮助，配合默契，多少人间欢乐在这里洒下，大学里一年的相处还赶不上这十来天的合作，我感觉我和同学们之间的距离更加近了；我想说，确实很累，但当我们看到自己所做的成果时，心中也不免产生兴奋； 正所谓“三百六十行，行行出状元”。我们同样可以为社会作出我们应该做的一切，这有什么不好？我们不断的反问自己。也许有人不喜欢这类的工作，也许有人认为设计的工作有些枯燥，但我们认为无论干什么，只要人生活的有意义就可。社会需要我们，我们也可以为社会而工作。既然如此，那还有什么必要失落呢？于是我们决定沿着自己的路，执着的走下去。同时我认为我们的工作是一个团队的工作，团队需要个人，个人也离不开团队，必须发扬团结协作的精神。某个人的离群都可能导致导致整项工作的失败。实习中只有一个人知道原理是远远不够的，必须让每个人都知道，否则一个人的错误，就有可能导致整个工作失败。团结协作是我们实习成功的一项非常重要的保证。而这次实习也正好锻炼我们这一点，这也是非常宝贵的。对我们而言，知识上的收获重要，精神上的丰收更加可喜。挫折是一份财富，经历是一份拥有。这次实习必将成为我人生旅途上一个非常美好的回忆！
通过这次课程设计使我懂得了理论与实际相结合是很重要的，只有理论知识是远远不够的，只有把所学的理论知识与实践相结合起来，从理论中得出结论，才能真正为社会服务，从而提高自己的实际动手能力和思考的能力。在设计的过程中遇到问题，可以说得是困难重重，这毕竟第一次做的，难免会遇到过各种各样的问题，同时在设计的过程中发现了自己的不足之处，对以前所学过的知识理解得不够深刻，掌握得不够牢固。
这次课程设计终于顺利完成了，在设计中遇到了很多专业知识问题，最后在老师的辛勤指导下，终于游逆而解。同时，在老师的身上我们学也到很多实用的知识，在次我们表示感谢！同时，对给过我帮助的所有同学和各位指导老师再次表示忠心的感谢！
十二. 参考文献
[1] 杨可桢、程光蕴、李仲生等编，机械设计基础，高等教育出版社，2006.5
[2] 吴宗择、罗圣国等编，机械设计课程设计手册，高等教育出版社，2006.5
[3] 韩晓娟等编，机械设计课程设计指导手册，中国标准出版社，2008.2
[4] 张黎骅、郑严等编，新编机械设计手册，人民邮电出版社，2008.1
十三. 附图
高速轴、中间轴、低速轴结构图
两级圆柱齿轮减速器装配图下载本文
