理学课程设计铰车传动装置设计

1、攀枝花学院学生课程设计（论文）题 目： 铰车传动装置设计 学生 姓名：学 号：所在院(系)： 机 电 工 程 学 院 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级：指导 教师：职 称：二零 年 月 日攀枝花学院教务处制课程设计（论文）指导教师成绩评定表题目名称评分项目分值得分评价内涵工作表现20%01学习态度6遵守各项纪律，工作刻苦努力，具有良好的科学工作态度。02科学实践、调研7通过实验、试验、查阅文献、深入生产实践等渠道获取与课程设计有关的材料。03课题工作量7按期圆满完成规定的任务，工作量饱满。能力水平35%04综合运用知识的能力10能运用所学知识和技能去发现与解决实际问题，能正确处理实验数

2、据，能对课题进行理论分析，得出有价值的结论。05应用文献的能力5能独立查阅相关文献和从事其他调研；能提出并较好地论述课题的实施方案；有收集、加工各种信息及获取新知识的能力。06设计（实验）能力，方案的设计能力5能正确设计实验方案，独立进行装置安装、调试、操作等实验工作，数据正确、可靠；研究思路清晰、完整。07计算及计算机应用能力5具有较强的数据运算与处理能力；能运用计算机进行资料搜集、加工、处理和辅助设计等。08对计算或实验结果的分析能力（综合分析能力、技术经济分析能力）10具有较强的数据收集、分析、处理、综合的能力。成果质量45%09插图（或图纸）质量、篇幅、设计（论文）规范化程度5符合本专

3、业相关规范或规定要求；规范化符合本文件第五条要求。10设计说明书（论文）质量30综述简练完整，有见解；立论正确，论述充分，结论严谨合理；实验正确，分析处理科学。11创新10对前人工作有改进或突破，或有独特见解。成绩指导教师评语指导教师签名： 年月日摘 要机械设计课程设计是在完成机械设计课程学习后，一次重要的实践性教学环节。是高等工科院校大多数专业学生第一次较全面的设计能力训练，也是对机械设计课程的全面复习和实践。其目的是培养理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关选修课程的理论，结合生产实际分析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。本次设计的题目是带式运输

4、机的减速传动装置设计。根据题目要求和机械设计的特点作者做了以下几个方面的工作：决定传动装置的总体设计方案，选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数，传动零件以及轴的设计计算，轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校验计算， 机体结构及其附件的设计和参数的确定，绘制装配图及零件图，编写计算说明书。关键词：减速器 带式运输机 机械设计 疲劳强度 目 录一、任务书-1二、传动方案-5三、电机的选择-6四、运动参数的确定-7五、传动零件设计计算-8六、轴的设计-22七、润滑油及润滑方式的选择-56八、密封及密封的选择-57九、主要尺寸及数据-57十、总结-58十一、参考文献-59十二、致谢-59二、传

5、动方案三、 电动机的选择工作总效=: 轴承传动效率： 齿轮传动效率： 联轴器传动效率： 蜗杆蜗轮传动效率工作机输入功率：且工作能力要求储备余量为10%查电机设计手册主编：成大先。选择型号Y2200L4，额定功率为30kw，转速n=1470r/min。铰筒工作转速四、运动参数的确定1、 设定传动装置总传动比：两外齿轮传动比为4：蜗杆涡轮传动比为102、 计算各轮的转速高速轴：轴1：轴2：轴3：轴4：轴5：3、 计算各个轴的输入功率轴1：轴2：轴3：轴4：轴5：4、 计算各个轴的输入转矩轴1：轴2：轴3:轴4：轴5：五、传动零件设计计算一、 外齿轮传动的设计已知输入转矩，小齿轮的转速为，齿轮传动比

6、，工作寿命10年，每年350天，每天8小时，工作平稳，间歇工作。（1）、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。（2）绞车为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）材料选择，选择小齿轮材料为(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS。（4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数2、按齿面接触强度设计即：(1)确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数 2)计算小齿轮传递的转矩 3)由表10-7选取齿宽系数 4)由表10-6查得材料的弹性影响系数 5)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；6)由式10-13计算应力循环次数7)由图10

7、-19查得接触疲劳寿命系数 8)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 1)试算小齿轮分度圆直径，代入数值：2)计算圆周速度v3)计算尺宽b4)计算尺宽与齿高比b/h 模数 齿高 5)计算载荷系数 根据，7级精度，由图10-8查得动载系数；直齿轮，；由表10-2查得使用系数；由表10-4插值查得7级精度，小齿轮相对支承悬臂布置式 由b/h=5.34,查图10-13得,故载荷系数6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径得7)计算模数m（3）按齿根弯曲强度设计 由式（10-17）得弯曲强度的设计公式为1）确定公式内各计算数值2）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳

8、强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 3）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 4）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5）计算载荷系数6)查取齿形系数 由表10-5查得 7)查取应力较正系数 由表10-5查得 8)计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大设计计算：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，并就近圆整为标准值，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径，来计算应有的

9、齿数 ，于是有：小齿轮齿数 取 大齿轮齿数 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费（4） 几何尺寸计算1)计算分度圆直径 2）计算中心距3）计算齿宽 取、二、蜗杆蜗轮传动零件的设计已知转矩，蜗杆的转速，传动比，工作寿命10年，每年350天，每天8小时，工作平稳，间歇工作。1、 选择蜗杆传动类型根据GB/T100851988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）2、 选择材料考虑到蜗杆速度只是中等，故蜗杆用45钢；希望其效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜，金属模铸造。3、 按齿面接触疲劳强度进行

10、设计4、 根据闭式蜗杆传动的设计准则，传动中心距5、（1） 确定作用在蜗杆上的转矩按，估取效率则（2） 确定载荷系数K因工作载荷比较稳定，故取载荷分布不均匀系数；由表115选取使用系数，由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数，则（3） 确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故（4） 确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距a 的比值，从图1118中可查的（5） 确定许用接触应力蜗轮材料为铸锡磷青铜根据，金属铸造，蜗杆螺旋齿面硬度大于45HRC，可从表117中查的蜗轮的基本许用应力应力循环次 寿命系数 则 （6）计算中心距查机械设计手册主编成大先，取中心距a=315mm，取模

11、数m=12.5，蜗杆分度圆直径这时，从图1118中可查的接触系数，因为，因此以上计算结果可用6、蜗杆的主要参数与几何尺寸（1）蜗杆轴向齿距=39.25mm；齿顶圆；齿根圆直径；蜗杆轴向齿厚（2）蜗轮蜗轮齿数；变位系数验算传动比，这时传动比误差为，是可用的。蜗轮分度圆直径 蜗轮喉圆直径 蜗轮齿根圆直径 蜗轮咽喉母圆半径 7、校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数 根据，从图1119中可查的齿形系数螺旋角系数 许用弯曲应力 从表118中查的制造的蜗轮的基本许用应力寿命系数 弯曲强度是满足的8、 验算效率已知；从表1118中查得；代入式中的大于原估计值，因此不用重算。三、内齿轮的零件设计已知输入功率，小齿轮的

12、转速，齿轮传动比工作寿命10年，每年350天，每天8小时，工作平稳，间歇工作。1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。（2）绞车为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）材料选择，选择小齿轮材料为(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS。（4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数；取2、按齿面接触强度设计即：1)确定公式内的各计算数值2)试选载荷系数 3)计算小齿轮传递的转矩 4)由表10-7选取齿宽系数 5)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

13、强度极限；7)由式10-13计算应力循环次数8)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，得:3、计算 1)试算小齿轮分度圆直径，代入数值：2)计算圆周速度v3)计算尺宽b4)计算尺宽与齿高比b/h模数 齿高 5)计算载荷系数 根据，7级精度，由图10-8查得动载系数；直齿轮，；由表10-2查得使用系数；由表10-4插值查得7级精度，小齿轮相对支承悬臂布置式 由,查图10-13得,故载荷系数6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径得7)计算模数m4、按齿根弯曲强度设计 由式（10-17）得弯曲强度的设计公式为(1) 确定公式内各计算数值1

14、）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 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5)查取齿形系数 由表10-5查得 6)查取应力较正系数由表10-5查得 7)计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大8）设计计算：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，并就近圆整为标准值，但为了同时满足接触疲劳强度，需按

15、接触疲劳强度算得分度圆直径，来计算应有的齿数 ，于是有：小齿轮齿数 取 大齿轮齿数 ；取这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费5、 几何尺寸计算1)计算分度圆直径 2）计算中心距 3）计算齿宽取、六、轴的设计一、轴1的设计1、 选择轴的材料选取轴的材料为45钢，调质处理，已知输入功率2、 初步计算轴的最小直径 用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式： ，选用40Cr调质钢，查表15-3，得且此最小直径安装在联轴器处，其最小直径应与联轴器的孔径相适应，故得同时选联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表141，转矩

16、变化较大根据的计算值查机械设计使用手册吴宗泽，选择HL5型（GB501485），其公称转矩为（ ）半联轴的器孔径，故，半联轴器与轴配合的孔长度。3、 轴的结构设计4、各轴的直径和长度 1）、联轴器采用轴肩定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴肩对半联轴器的可靠定位，故选择 2）、初步确定滚动轴承6 因齿轮为直齿轮则轴承受径向力和切向力作用，高速级转速较高，载荷一般，故选用深沟球轴承6013，故与轴承相配的轴的直径为65mm。3）、当轴径变化仅为了装配方便或区别加工表面时，不承受轴向力也不固定轴上零件的，则相邻直径变化较小；如上图所示尺寸。5、其基本受力图如下图所示：1）、求作用在齿轮上的

17、力因已知低速大齿轮的分度圆直径因为是直齿轮，不收轴向力。计算：2）轴的弯矩图：铅垂弯矩图：水平弯矩图：总弯矩图：扭矩图：2、 按弯矩扭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强度，根据（15-5）及表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故取=0.6,轴的计算应力 其中前面已选定轴的材料为40钢（调质），查表15-1，得：，因此，故安全5、精确校核轴的疲劳强度 1）、判断危险截面由轴的结构图以及受力图和各平面的弯矩图综合可知两齿轮中间轴处截面上的应力最大2)、最危险截面 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面的弯矩M为：截面上的扭矩为 截面上的弯曲应力截面

18、上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。由表151查得，轴面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表32查取。因，经插值可查得， 又由附图31可得轴的材料的敏感系数为， 故有效应力集中系数按式（附表34）为由附图32的尺寸系数；由附图33的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由附图34得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按式（312）及式（312a）得综合系数为又由碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数得，则故可知其安全。6、轴承寿命的校核1)已知轴承的预计寿命 L=835010=28000h 2)求两轴承受到的径向载荷 可知轴承2受力大些，故只需要校核受力较大的轴承3）计算载荷由表13-

19、5得径向载荷系数和轴向载荷系数为：轴承1 4)验算轴承寿命，则：所以选的深沟球轴承轴承6013满足工作需要。7、联轴器处键的校核1)选用键的系列 2)键、轴和联轴器的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力，取，键的工作长度，键的接触高度，由式6-1得：，所以合适二、蜗杆轴的设计已知1、选择轴的材料该轴同样选取40Cr钢,调质处理。2、初步计算轴的最小直径根据表15-3，取，于是根据公式有且此最小直径安装在联轴器处，其最小直径应与联轴器的孔径相适应，故得同时选联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表141，转矩变化较大根据的计算值查机械设计使用手册吴宗泽，选择HL5型（GB501485），其公称转矩为

20、（2000 ）半联轴的器孔径，故，因为是从动端选择J型半联轴器与轴配合的孔长度。3、轴的结构设计各轴的直径和长度 1）、联轴器采用轴肩定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴肩对半联轴器的可靠定位，故选择当轴径变化仅为了装配方便或区别加工表面时，不承受轴向力也不固定轴上零件的，则相邻直径变化较小；则轴上其余尺寸分别为， 2）、初步确定滚动轴承3类， 3）、因齿轮为直齿轮则轴承受径向力和切向力作用，高速级转速较高，载荷一般，故选用圆锥滚子轴承31314，故与轴承相配的轴的直径为70mm.4、求作用在蜗杆上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径计算：5、按弯矩扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只

21、校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，根据（15-5）及表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故取 =0.6,轴的计算应力 其中前面已选定轴的材料为40Cr钢（调质），查表15-1，得：，因此，故安全6、精确校核轴的疲劳强度 1）、判断危险截面由轴的结构图以及受力图和各平面的弯矩图综合可知两齿轮中间轴处截面上的应力最大2)、最危险截面 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面的弯矩M为：截面上的扭矩为 截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45Cr，调质处理。由表151查得, 轴面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表32查取。因，经插值可查得， 又由附图31可得轴的材料的敏

22、感系数为， 故有效应力集中系数按式（附表34）为由附图32的尺寸系数；由附图33的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由附图34得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按式（312）及式（312a）得综合系数为又由碳钢的特性系数 取 取于是，计算安全系数得，则故可知其安全。7、轴承寿命的校核1)已知轴承的预计寿命 L=835010=28000h 2)求两轴承受到的径向载荷2)计算两轴承的轴向力 对于31314型轴承，查机械设计实用手册主编；吴宗泽，有:e=，Y=按轴承派生轴向力，则有：因为：所以：计算两轴承的当量载荷轴承1查机械设计实用手册主编；吴宗泽，5-1-20查的，轴承二、故由变5-1-20查

23、得4)验算轴承寿命，则：所以选的圆锥滚子轴承31314满足工作需要。8、联轴器处键的校核1)选用键的系列 2)键、轴和联轴器的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力，取，键的工作长度，键的接触高度，由式6-1得：，所以合适三、蜗轮轴的设计已知1、选择轴的材料该轴同样选取40Cr钢,调质处理。2、初步计算轴的最小直径根据表15-3，取，于是根据公式有且此最小直径安装在联轴器处，其最小直径应与联轴器的孔径相适应，故得同时选联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表141，转矩变化较大根据的计算值查机械设计使用手册吴宗泽，选择HL9型（GB501485），其公称转矩为（16000N.m ）半联轴的器孔径，故

24、，半联轴器与轴配合的孔长度。3、轴的结构设计各轴的直径和长度 1）、联轴器采用轴肩定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴肩对半联轴器的可靠定位，故选择当轴径变化仅为了装配方便或区别加工表面时，不承受轴向力也不固定轴上零件的，则相邻直径变化较小；则轴上其余尺寸分别为，,，, 2）、初步确定滚动轴承3类， 3）、因齿轮为直齿轮则轴承受径向力和切向力作用，高速级转速较高，载荷一般，故选用圆锥滚子轴承30222，故与轴承相配的轴的直径为110mm.4、求作用在蜗轮上的力因为在蜗杆蜗轮力的计算过程中可知；则在蜗轮中的力的计算结果为计算：5、按弯矩扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受

25、最大弯矩和扭矩的截面强度，根据（15-5）及表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故取 =0.6,轴的计算应力 其中前面已选定轴的材料为40Cr钢（调质），查表15-1，得：，因此，故安全6、精确校核轴的疲劳强度 1）、判断危险截面由轴的结构图以及受力图和各平面的弯矩图综合可知两齿轮中间轴处截面上的应力最大2)、最危险截面 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面的弯矩M为：截面上的扭矩为 截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45Cr，调质处理。由表151查得, 轴面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表32查取。因，经插值可查得， 又由附图31可得轴的材料的敏感系数为，

26、故有效应力集中系数按式（附表34）为由附图32的尺寸系数；由附图33的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由附图34得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按式（312）及式（312a）得综合系数为又由碳钢的特性系数 取 取于是，计算安全系数得，则故可知其安全。7、轴承寿命的校核1)已知轴承的预计寿命 L=835010=28000h 2)求两轴承受到的径向载荷3)计算两轴承的轴向力，则有：计算两轴承的内部轴向力因为：所以：计算两轴承的当量载荷，轴承1查机械设计实用手册主编；吴宗泽，5-1-20查的，轴承二、故由变5-1-20查得4)验算轴承寿命，则：所以选的圆锥滚子轴承30222满足工作需要。8、联

27、轴器处键的校核1)选用键的系列 2)键、轴和联轴器的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力，取，键的工作长度，键的接触高度，由式6-1得：，所以合适四、内齿轮轴的设计已知，转速n=36.75r/min1、选择轴的材料该轴同样选取40Cr钢,调质处理。2、初步计算轴的最小直径根据表15-3，取，于是根据公式有且此最小直径安装在联轴器处，其最小直径应与联轴器的孔径相适应，故得同时选联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表141，转矩变化较大根据的计算值查机械设计使用手册吴宗泽，选择HL9型（GB501485），其公称转矩为（16000N.m ）半联轴的器孔径，故，因为是从动端，选择型半联轴器与轴配合的孔

28、长度。3、轴的结构设计各轴的直径和长度 1）、联轴器采用轴肩定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴肩对半联轴器的可靠定位，故选择当轴径变化仅为了装配方便或区别加工表面时，不承受轴向力也不固定轴上零件的，则相邻直径变化较小；则轴上其余尺寸分别为， 2）、初步确定滚动轴承类， 3）、因齿轮为直齿轮则轴承受径向力和切向力作用，高速级转速较高，载荷一般，故选用深沟球轴承，其Cr=KN，故与轴承相配的轴的直径mm.4、求作用在轴上的力因已知齿轮的分度圆直径计算：5 、按弯矩扭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强度，根据（15-5）及表中数据，以及轴单向旋转，扭转

29、切应力为脉动循环变应力，故取 =0.6,轴的计算应力 其中前面已选定轴的材料为40Cr钢（调质），查表15-1，得：，因此，故安全6、精确校核轴的疲劳强度 1）、判断危险截面由轴的结构图以及受力图和各平面的弯矩图综合可知两齿轮中间轴处截面上的应力最大2)、最危险截面 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面的弯矩M为：截面上的扭矩为 截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45Cr，调质处理。由表151查得, 轴面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表32查取。因，经插值可查得， 又由附图31可得轴的材料的敏感系数为， 故有效应力集中系数按式（附表34）为由附图32的尺寸系数；由附图33的扭转

30、尺寸系数。轴按磨削加工，由附图34得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按式（312）及式（312a）得综合系数为又由碳钢的特性系数 取 取于是，计算安全系数得，则故可知其安全。7、轴承寿命的校核1)已知轴承的预计寿命 L=835010=28000h 2)求两轴承受到的径向载荷计算两轴承的当量载荷轴承一，轴承二、4)验算轴承寿命，则：所以选的圆锥滚子轴承满足工作需要。8、联轴器处键的校核1)选用键的系列 2)键、轴和联轴器的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力，取，键的工作长度，键的接触高度，由式6-1得：，所以合适七、润滑油及润滑方式的选择传动件的润滑：对于蜗杆减速器，由传动零件设计部分可知传动件的圆周速度远远小于12m/s，所以采用浸油润滑，为此箱体内需有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时沉渣泛起，齿顶到油池底面的距离不小于3050mm,此减速器为40mm。选用标准号为SH0