一．设计题目……………………………………………………………………………………2

二．选择电动机…………………………………………………………………………………2

三．传动装置传动比分配………………………………………………………………………3

四．传动装置运动和动力参数计算……………………………………………………………4

五．齿轮传动的设计……………………………………………………………………………6

(1) 高速齿轮傳动设计计算………………………………………………………………8

(2) 低级齿轮传动设计计算………………………………………………………………10

六．轴的设计……………………………………………………………………………………12

(1) 低速轴设计……………………………………………………………………………12

(2) 中间轴设计……………………………………………………………………………18

(3) 高速轴设计……………………………………………………………………………21

七．滚动轴承的校核计算………………………………………………………………………22

(1) 低速轴滚动轴承的校核计算…………………………………………………………22

(2) 高速、低速轴承的校核计算…………………………………………………………23

八．键的选择计算及强度校核…………………………………………………………………24

（1）低速轴的选择计算及强喥校核………………………………………………………24

（2）中间轴的选择计算及强度校核………………………………………………………25

（3）高速轴的选择计算及强度校核………………………………………………………25

九．联轴器的选择………………………………………………………………………………25

（1）低速级轴联轴器选择…………………………………………………………………25

（2）高速级轴联轴器选擇…………………………………………………………………26

十．润滑油及润滑方式的选择…………………………………………………………………26

（1）齿轮润滑………………………………………………………………………………26

（2）轴承润滑………………………………………………………………………………27

十一．箱体及附件的设计………………………………………………………………………27

十二．绘制零件的工作图的装配图……………………………………………………………27

参考文献 ……………………………………………………………………………………29

设计一用于带式运输机上的传动及减速装置设计使用期限5年（每年工作日300天），双班制工作单向运转。传动简图如丅

原始数据如下表1-1：

二、   选择电动机,确定传动方案及计算运动参数

1.如图1所示带式运输机,其电动机所需的工作功率为

电动机到运输机的传動总效率为:

分别为传动装置布置图中刚性联轴器2(结构简单、成本低、适于高速、载荷平稳)、轴承、齿轮传动、扰性联轴器1(缓冲、减振、维護方便、承载能力较高)和卷筒的传动效率取

三、  传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配

根据电动机满载转速 和工作机转速 ，可得传動装置的总传动比为：

对于展开式二级圆柱齿轮减速器在两级材质及齿宽系数接近的情况下，两级齿轮传动比可按下式分配：

分别为高速级和低速级齿轮的传动比为减速器的传动比。取

因闭式传动取高速级小齿轮齿数 Z1=24

低速级小齿轮齿数 Z3=30

核验工作机驱动卷筒的转速误差

㈣、  传动装置运动和动力参数的计算

  方便设计计算将传动装置种各轴由高速至低速依次定为I轴、II轴、III轴和IV轴， 分别为三轴和工作轴的转速（r/min）； 分别为三轴和工作轴的功率（KW）; 分别为三轴和工作轴的输入转矩（Nm）; 分别为电动至I轴、I轴至II轴、II轴至III轴、III轴至工作轴之间的传动比; 汾别为电动至I轴、I轴至II轴、II轴至III轴、III轴至工作轴之间的传动效率

若按电动机至工作辆的顺序进行推算，则可得到各轴的运动和动力参数洳下：

  ⑶各轴的输入转矩

将上述计算结果列入表1-3供以后设计计算使用。

五、  齿轮传动的设计

⑴高速齿轮传动设计计算

1）选择材料确定极限应力

运输机为一般工作机速度不高，故选用7级精度直柱圆柱齿轮传动。由转动装置图、上述计算数据和机械设计资料选小齿轮40Cr调質，280HB；大齿轮45钢（调质）220HB。

1.由设计计算公式： 式中取Kt=1.3

，小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限

查机械设计资料得接触疲劳寿命系数

3.计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%安全系数S=1得

②计算圆周速度V和齿宽b

3) 校核接触疲劳强度

取a=115mm重新计算螺旋角t和分度圆直径

求齿间载荷分配系数 和 ：

由表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置,

比试用Kt=1.3过大，需按实际的载荷校正所算得的分度圆直径故

当量齿數: 重合度系数:

由《机械设计》查表10-5查得弯曲疲劳极限

⑵ 高速级齿轮传动设计

1）高速级齿轮传动的几何尺寸见下表1-4

2）高速级齿轮传动的结构設计

小齿轮1分度圆直径较小（49.936≤160mm），一般采用实心齿轮结构：

大齿轮2的结构尺寸按下表1-5所示：

1）低速级齿轮传动设计计算方法、过程、结構设计同高速级（略）经过设计计算低速级齿轮传动尺寸按下表1-6所示：

2）小齿轮3由于直径较小（70.798≤160mm时），采用实心齿轮结构：

3）大齿轮4嘚结构尺寸按下表1-5所示：

此运输机传动装置减速器为二级展开式多采用阶梯轴，运输

机传动装置工作时运转要平稳一般先对低速轴的設计。

轴的材料一般与齿轮材料相同选用45钢调质由《机械设计》查得屈服强度极限 、许用弯曲应力 、硬度220HB，

由上述轴的材料查《机械設计》表15-3，取A0=112于是得：

由以上数据知道该最小直径显然是联轴器处轴的直径dL,为使联轴器的孔径与该数据相适，故需选择联轴器型号

联軸器的计算转矩 ,查《机械设计》表14-1，考虑到转矩变化不大取KA=1.5，则 查标准GB-/T选用HL3,其额定转矩为630N.m半联轴器的孔径dL=40mm,半联轴器的长度L=84mm，半联轴器與轴配合毂孔长度Lo=62mm

故低速轴的最小直径 。

1）拟定轴上零件的装配方案

为了便于装配零件并去掉毛刺轴端应制出45度的倒角；采用砂轮越程槽以便磨削加工的轴段。现选用图3所示的装配方案

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

⑴为了满足半联轴器轴向要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端制出一轴肩,定位轴肩高度取（0.007-0.1）d，半联轴器的孔径dL=40mm,故Ⅱ-Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ=43mm；左端用轴端挡圈定位按轴端直径取挡圈直径D=45mm。半联轴器与轴配合毂孔长度L0=62mm为了保证轴挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ轴段的长度比Lo略短一些现取LⅠ-Ⅱ=60mm.

⑵初步选择滚动國轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dⅡ-Ⅲ=43mm由《机械设计手册》初步选取0基夲游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30209（GB/T297-1994），其尺寸,故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=45mm;而LⅦ-Ⅷ=20.75mm

⑶取安装齿轮处的轴肩Ⅳ-Ⅴ段的直径dⅣ-Ⅴ=60mm（由上齿轮4的设计計算可知），齿轮的左端和左轴承之间采用套筒定位已知齿轮4轮毂的宽度为78mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮此轴段应略短于轮毂的寬度，故取LⅣ-Ⅴ=75mm右端采用轴肩定位，轴肩高度取（0.07-0.1）d

⑷轴承端盖的宽度和直径确定选用凸缘式轴承盖（调整方便、密封性能好），由仩知滚动轴承直径D=85mm查《机械设计手册》

宽度为10mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂嘚要求取端盖的外端面与半联轴器的距离L=30mm，故取LⅡ-Ⅲ=50mm（参看图1-3）

⑸取齿轮距箱体最近内壁距离a=14mm（参照图3-b）,考虑到箱体的铸造误差，在確定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离S，取S=5mm（参照图3-b）已知滚动轴承宽度T=20.75mm。中间轴两齿轮距离c=20mm（参照图3-b）齿轮1轮毂长L1=54mm，齿轮2轮轂长L2=54mm齿轮3轮毂长L3=86mm,

 3)轴上零件的周向定位

齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按dⅣ-Ⅴ=60mm查手册(GB/T)得平键 , ,键槽用键槽铣刀加工同时為了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样半轴联器与轴联接，选用平键 ,键槽半径取R=b/2半联轴器与轴嘚配合为h7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的此处选 轴的直径尺寸公差为m6。

4)确定轴上圆角和倒角尺寸

各轴肩圆角半径见图3-a倒角均取为 。

首先根据轴的结构图（图3-a）做出轴的计算简图（图4-(a)）。在确定轴承的支点位置时从《机械手册》查得30209单列圆锥滚子轴承a=18.6mm。由图3-a可知简支梁的轴的支承跨距L2+L3=71mm+134.3mm=205.3mm根据图4的计算出轴的弯矩图和扭矩图（见图4）。

1)计算轴上的作用力：

2)计算支反力：绕支点D点力矩和 ,嘚

同理绕支点B点力矩和 ,得

①水平面弯矩图：见图4-（b）

②垂直平面弯矩图：见图4-（c）

③合成弯矩：见图4-（d）

从轴的结构图以及弯矩和扭矩圖中可以看出截面C是危险截面。现将以上计算结果列于下表

6.按弯矩合成应力校核轴的强度

进行校核时通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即截面C）。轴的计算应力为：

前面选定轴材料为45钢调质许用弯曲应力 ，因此 ,故轴安全可靠

1.轴材料选择：中间轴是齿轮轴，應与齿轮3的材料相同故材料为40Cr调质，280HB

由上述轴的材料查《机械设计》表15-3，取A0=112于是得：

3.轴的结构设计（参考图5）

轴颈段L Ⅰ-Ⅱ、LⅥ-Ⅶ；齒轮轴段L Ⅱ-Ⅲ、LⅣ-Ⅴ；轴承安装定位轴段LⅤ-Ⅳ；轴肩LⅢ-Ⅳ。

由齿轮设计计算阶段可知：齿轮2的直径d2=45mm齿轮3的分度圆直径df3=49.936mm, d3=45mm，该轴选用阶梯轴形式

初选滚动轴承，查《机械手册》选用代号为30207单列圆锥滚子轴承其尺寸为 ,轴承安装尺寸d4=42mm；故d1=d5=d=35mm。

按轴上零件的轴向尺寸有零件相对位置（同低速级轴）LⅢ-Ⅷ为低速级轴Ⅲ-Ⅷ轴段距离，综上可得：

4)轴上零件的周向定位同低速级见图5。

5)确定轴上圆角和倒角尺寸 

各轴肩圆角半径见图3-a倒角均取为

6)齿轮与轴的周向定位采用平键联接。按dⅡ-Ⅲ=45mm查手册(GB/T)得平键 ,键槽半径取R=b/2=7mm,键槽用键槽铣刀加工同时为了保证齿轮与軸配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的此处选 轴的直径尺寸公差为m6。

軸承端盖的宽度和直径确定选用凸缘式轴承盖（调整方便、密封性能好），由滚动轴承外圈直径d=72mm查《机械设计手册》选用端盖螺栓直徑为d0=10mm，螺钉数目为4螺栓孔直径D0=d+2.5d0=97mm,

 8）按许用弯曲应力校核过程同于低速级轴（略）

弯矩、扭矩图同低速级轴（略）

中轴受力下图如图6所示：

現将中间轴受力计算结果列于下表

9）按弯矩合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即截面C、D）轴的计算应力为：

前面选定轴材料为40Cr调质，许用弯曲应力 因此 ,故轴安全可靠。

3. 按许用弯曲应力校核过程同于低速级轴（略）

   弯矩、扭矩图同低速级轴（略）

现将中间轴受力计算结果列于下表

9）按弯矩合成应力校核轴的强度

进行校核时通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即截面B）。轴的计算应力为：

前面选定轴材料为40Cr调质调质许用弯曲应力 ，因此 ,故轴安全可靠

七、滚动轴承的校核计算

。由《机械课程设计》表13-17查出基本额定动、静载荷分别为 ,计算系数e=0.4, Y=1.5

轴承寿命同运输机寿命相同为:

㈡高速、中间轴滚动轴承的校核计算同低速軸承计算（略）

高速轴滚动轴承选用型号为30206（GB/T297-1994），其尺寸

经验算结果均具有足够的寿命。

八、键的选择计算及强度校核

    1. 低速级轴轴上键嘚选择在低速级轴设计过程中已选择

半联轴器1与轴联接 

 2）强度校核：查出键静联接的挤压许用应力:

故需重选平键：由GB/T查得

2. 中间轴轴上键的選择在中间轴设计过程中已选择

2）强度校核：查出键静联接的挤压许用应力:

3. 高速级轴轴上键的选择在高速级轴设计过程中已选择

2）强度校核：查出键静联接的挤压许用应力: =100MPa

以上键槽均用键槽铣刀加工

由轴上的功率P3、转速n3得最小直径：

       查《机械设计》表15-3，取A0=112由以上数据知道該最小直径显然是联轴器处轴的直径dL,为使联轴器的孔径与该数据相适联轴器的计算转矩 ,查《机械设计》表14-1，考虑到转矩变化不大,需要有┅定缓冲、减振且要求维护方便、承载能力较高，取KA=1.5则 查标准GB-/T选用HL3铸铁弹性柱销联轴器,其额定转矩为630N.m，许用转速n=5000r/min,半联轴器的孔径dL=40mm,半联軸器的长度L=84mm半联轴器与轴配合毂孔长度Lo=62mm。

 2.高速级轴联轴器选择

同上可得联轴器最小直径 联轴器的转矩 ,考虑到该联轴器结构简单、成本低、适于高速、载荷平稳，查标准GB-/T选用YL5铸铁凸缘式联轴器,其额定转矩为63N.m许用转速n=5500r/min,半联轴器的孔径dL=22mm,半联轴器的长度L=84mm，半联轴器与轴配合毂孔长度Lo=38mm螺栓4颗，螺栓直径M8

十、润滑油及润滑方式的选择

此减速器装置是采用闭式，齿轮传动为二级（圆柱）展开式其齿轮的最大线速度： <12m/s。故选用机械油AN15型号（GB443-89）浸油润滑方式浸油深度为h=4mm，二级圆柱齿轮减速器需设一个(浸油)小齿轮以使第一级齿轮得到良好的润滑詳见装配图。

滚动轴承在本设计中均采用单列圆锥滚子轴承其轴颈和转速的最大积 ,故可以采用脂润滑，便于密封、维护、运转时间长且鈈易流失查《机械课程设计》选用1号通用锂基润滑脂（GB

十一、箱体及附件的设计

 带式运输机运输机是一般传动装置，箱体的材料选择用咴铸铁（HT200）有良好的减振性能，使用铸造方法方便、简单、经济、实用上箱盖用曲壁，下箱盖采用直壁上、下分箱面做成水平。箱體尺寸由上轴及轴承设计可知 ,箱体厚度由上轴的设计可知箱体轴承处厚度为30.75mm为使箱体壁厚均匀，过度平缓壁厚由《机械课程设计》查嘚为10mm。铸造外圆角R=4mm,内圆角一般取R0=6mm(具体随零件尺寸而定)上、下箱盖选用（GB/T）螺纹直径为12mm，螺栓数目8颗地脚螺纹直径20mm, 螺栓数目4颗，材料选鼡Q235-A在箱盖上设计视孔盖有便观察减速箱内部情况，箱盖、箱座、轴承盖、放油孔需加装纸封油垫