机械设计课程设计

1、 目录一选择电机 .3页二传动比分配 .4页三计算各轴转速 .4页四计算各轴的转矩 .5页五、皮带设计 .6页六链设计 9页七高速齿轮设计 11页八低速齿轮设计 . 15页九轴(齿轮轴)的结构设计 .19页十轴(中间轴)的结构设计.24页十一轴(输出轴)的结构设计.30页十二 轴承的校核计算 . 37页1. 轴轴承 . 37页2. 轴轴承 . 37页3. 轴轴承 . 39页十三、键的校核 .39页1. 轴键的校核 .39页2. 轴键的校核 .40页3. 轴键的校核 .40页十四箱体的结构设计 . 41页十五减速器的附件. 43页课程设计任务书设计数据：运输带传递的有效圆周力f=7700n运输带

2、速度v=0.75m/s滚筒的计算直径d=560mm设计要求：原动机为电动机，齿轮单向传动，有轻微冲击。工作条件：工作时间10年，每年按300天计 单班工作（每班8小时）。传动示意图如下：一选择电机1确定工作机功率 2原动机功率、 3估计电动机转速 4选择电动机根据电动机的功率和转速范围，选择电机为：表1.1 电动机选择型号功率转速效率yb2m-47.5kw1440r/min87二传动比分配 三计算各轴转速 四计算各轴的转矩 五、皮带设计 由已知得：1确定计算功率由表8-7查得工况系数：故 2、选择v带的带型 根据由图8-11选用a型带 3确定带轮的基准直径 初选小带轮的基准直径。由表8-6和表

3、8-8，取得 小带轮的基准直径 验算带速，按式（8-13）验算皮带的速度 计算大带轮的基准直径 根据式（8-13a），得大带轮的基准直径 4确定v带中心距和基准长度 根据式（8-20） 由式（8-22）计算所需的基准长度 按式（8-23）计算实际中心距 中心距的变化范围5验算小带轮的包角 6计算皮带的根数z 计算单根v带的额定功率 由,查表8-4a得 根据 查表8-4b得 查表8-5得 查表8-2得 计算v带的根数 取5根 7计算单根v带的初始拉力的最小值由表8-3得a型带的单位长度质量所以 因使带的实际初拉力 8计算压轴力 取5根六链设计 确定传动功率 1选择小链轮齿数取小链轮的齿数，大链轮

4、的齿数为 2确定计算功率 由表9-6查得 由图9-13查得 单排链，则计算功率为 3选择链条型号和节距 根据 查图9-11，可选28a-1 查表9-1，链条的节距为 4计算链节数和中心距 初选中心距： 取，相应的链节数为： 取 查表9-7得到中心距计算系数 则链传动的最大中心距为： 5计算链速，确定润滑方式 由,查图9-14，选择滴油润滑 6计算压轴力 有效圆周力： 链轮水平布置时的压轴系数 则压轴力为： 七高速齿轮设计1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 选用直齿圆柱齿轮传动 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度 材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40cr(调质)，硬度为280

5、hbs。大齿轮为45钢（调质），硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs。 选小齿轮齿数，大齿轮齿数为 2 按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式（10-9a）进行试算，即 确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 计算小齿轮的转矩 查表10-17选取齿宽系数 查表10-6得材料的弹性影响系数 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 由式（10-13）计算应力循环次数 由图10-19取接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳应力 取失效概率为1%，安全系数s=1。由式（10-12） 计算 试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值 计算圆周速度 计算齿宽 计算齿宽与

6、齿高之比 模数 齿高 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用插值的法查得7级精度，小齿轮相对轴承非对称布置时求得 查图10-13 故载荷系数： 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径 计算模数 3按齿根弯曲强度设计 确定公式内的各计算数值 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数： 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数s=1.4 计算载荷系数 查取齿形系数由表10-5查得 查取应力校正系数由表10-5查得 计算大，小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大 设计计算 圆整为标准值,

7、按接触强度算的分度圆径 算得 大齿轮齿数 取 4几何尺寸的计算1 计算分度圆直径 2 计算中心距 3 计算齿轮宽度 取 八低速齿轮设计1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 选用直齿圆柱齿轮传动 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度 材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40cr(调质)，硬度为250hbs。大齿轮为45钢（调质），硬度为210hbs，二者材料硬度差为40hbs。 选小齿轮齿数，大齿轮齿数为 2 按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式（10-9a）进行试算，即 确定公式内的各计算数值试选载荷系数计算小齿轮的转矩 查表10-17选取齿宽系数 查表10-6得材料的弹性影响系

8、数 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 由式（10-13）计算应力循环次数 由图10-19取接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳应力 取失效概率为1%，安全系数s=1。由式（10-12） 计算 试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值 计算圆周速度 计算齿宽 计算齿宽与齿高之比 模数 齿高 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用插值的法查得7级精度，小齿轮相对轴承非对称布置时求得 查图10-13 故载荷系数： 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径 计算模数 3按齿根弯曲强度设计 确定公式内的各

9、计算数值 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数： 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数s=1.4 计算载荷系数 查取齿形系数由表10-5查得 查取应力校正系数由表10-5查得 计算大，小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大 设计计算 圆整为标准值,按接触强度算的分度圆径 ,算得 大齿轮齿数 取 4几何尺寸的计算1 计算分度圆直径 2 计算中心距 3 计算齿轮宽度 取 九轴(齿轮轴)的结构设计1求轴上的功率 2求作用在齿轮上的力因为已知高速级小齿轮的分度圆直径为 而 带轮的压轴力 3初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45号刚调质处理，按扭

10、转强度法计算的直径，取4确定轴的结构与尺寸1 拟定轴上零件的装配方案,如图所示：2 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 根据带轮结构和轴上有键槽，所以轴的的最小直径为了满足带轮的轴向定位要求，1-2轴端右端需制出一轴肩，故取1-2段的直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径，由图8-14知皮带轮宽：取。为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短些，现取 初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力的作用，故选深沟轴承。参照工作并根据，由轴承产品目录中初选深沟轴承6309，轴承尺寸为故。左右端轴承都采取轴间定位，由手册上查得6209型轴承的定位轴肩高度，因此取。轴

11、上小齿轮的轮毂宽度,取齿轮距离箱体内壁的距离，两圆柱齿轮的距离，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，因距离箱体内壁一段距离，取，所以：。 取齿轮处的轴段5-6的直径;轴上小齿轮轮毂宽度，所以。取齿轮距离箱体内壁的距离，两圆柱齿轮的距离，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，因距离箱体内壁一段距离，取。所以：，。 取轴承端盖的总宽度为。根据润滑要求和传动空间的要求，取轴承端盖外端面与带轮的距离为所以至此，已初步确定轴的各段直径和长度，如下图所示:3 轴上零件的周向定位 带轮与轴的周向定位采用平键连接。按 查表6-1得平键截面,键槽长为.带轮与轴的配合为，为过盈配合。 确定轴上的圆角

12、和倒角参考表15-2，取轴端倒角为各轴肩 求轴上的载荷： 轴的计算简图 先计算作用在轴承水平面上的力，简图如下： 水平作用图由题意可得：得到弯矩方程如下： 弯矩图如下：水平面弯矩图 再计算垂直面上的力。垂直面由题意可得：得到弯矩方程如下： 弯矩图如下：垂直面弯矩图分析两弯矩图，可知最大弯矩存在于b,c两点。 b点的合成弯矩为 c点的合成弯矩为： 扭矩图如下：扭矩图4 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和扭矩截面的强度。根据以上计算的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得，因此，故安全。十轴(中间轴)

13、的结构设计1求轴上的功率 2求作用在齿轮上的力 求作用在轴上大齿轮上的力。（与轴上齿轮啮合的齿轮）因为已知轴大齿轮的分度圆直径为： 而 求作用在轴上小齿轮的力（与轴大齿轮啮合的齿轮）。因为已知轴小齿轮的分度圆直径为 而 3初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45号钢调质处理，按扭转强度法计算的直径，取4确定轴的结构与尺寸1 拟定轴上零件的装配方案,如图所示：2 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 根据轴上有俩个键槽，所以轴的的最小直径。 初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力的作用，故选深沟轴承。参照工作并根据，由轴承产品目录中初选深沟轴承6209，轴承尺寸为，故 取齿轮处的轴段2-3的直径;

14、齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知轴上小齿轮轮毂宽度，为了使套筒可靠地压紧齿轮此轴端应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度，故取，则轴环处的直径同样可知， 取齿轮距离箱体内壁的距离，两圆柱齿轮的距离，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，因距离箱体内壁一段距离，取，还因为齿轮轮毂的宽度要大于轴上安装的长度一点，我们取该长度为。考虑齿轮间的正确配合，还应加上，轴承总宽。考虑轴上齿轮轮毂宽大于轴大齿轮轮毂宽，所以：。 确定两齿轮之间的距离取为：至此，已初步确定轴的各段直径和长度，如下图所示。3 轴上零件的周向定位小齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按 查表6-1得平键

15、截面,键槽长为.小齿轮轮与轴的配合为，为过盈配合。同样，大齿轮与轴配合的键槽为 确定轴上的圆角和倒角 参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩 求轴上的载荷 轴的计算简图 先计算作用在轴承水平面上的力，简图如下： 水平作用图由题意可得：得到弯矩方程如下： 弯矩图如下：水平面弯矩图 再计算垂直面上的力垂直面由题意可得：得到弯矩方程如下：弯矩图如下：垂直面弯矩图 分析两弯矩图，可知最大弯矩存在于b点。 b点的合成弯矩为 扭矩图如下：扭矩图4 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和扭矩截面的强度。根据以上计算的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 前

16、已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得，因此，故安全。十一轴(输出轴)的结构设计1求轴上的功率 2求作用在齿轮上的力因为已知齿轮的分度圆直径为 而 链轮的压轴力 3初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45号刚调质处理，按扭转强度法计算的直径，取4确定轴的结构与尺寸1 拟定轴上零件的装配方案,如图所示：2 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 根据链轮结构和轴上有键槽，所以轴的的最小直径。为了满足链轮的轴向定位要求，轴端左端需制出一轴肩，故取6-7段的直径；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径，查机械设计书知链轮轮毂宽：为了保证轴端挡圈只压在链轮上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短

17、些，现取 初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力的作用，故选深沟轴承。参照工作并根据，由轴承产品目录中初选深沟轴承6215，轴承尺寸为故。左右端轴承都采取轴间定位，由手册上查得6215型轴承的定位轴肩高度，因此取。 取齿轮处的轴段2-3的直径;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。轴上齿轮轮毂宽度，为了使套筒可靠地压紧齿轮此轴端应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度故取,则轴环处的直径，长度 取齿轮距离箱体内壁的距离，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，因距离箱体内壁一段距离，取所以：， 取轴承端盖的总宽度为。根据润滑要求 和传动空间的要求，取轴承端盖外端面与链轮的距离为

18、所以 考虑轴能和轴正确配合，所以至此，已初步确定轴的各段直径和长度，如下图所示。3 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按 查表6-1得平键截面,键槽长为.带轮与轴的配合为，为过盈配合。链轮与轴的周向定位采用平键连接。按 查表6-1得平键截面,键槽长为.链轮与轴的配合为，为过盈配合 确定轴上的圆角和倒角参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩 求轴上的载荷 轴的计算简图 先计算作用在轴承水平面上的力，简图如下： 水平作用图由题意可得：得到弯矩方程如下：水平面弯矩图 再计算垂直上的力垂直面由题意可得：得到弯矩方程如下： 弯矩图如下：垂直面弯矩图 分析两弯矩图，可知最大弯矩存在于b,c两

19、点。 b点的合成弯矩为 c点的合成弯矩为 扭矩图如下：扭矩图5 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和扭矩截面的强度。根据以上计算的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得，因此，故安全。平键：,键槽长为小齿轮平键截面,键槽长为大齿轮与轴配合的键槽为平键截面:,键槽长为.链轮与轴平键截面：键槽长为 十二 轴承的校核计算轴轴承 初选深沟轴承6209，查设计手册可得轴承的基本额定静载荷，基本额定动载荷。(1) 求相对轴向载荷对应的e值与y值。由于是直齿齿轮，所以产生的轴向力近似为。相对轴向载荷为，在表中小于

20、0.025,对应的e值小于0.22。在校核轴的强度时，已知轴承2承受的径向力比轴承1大，为：=，故求得。(2) 求y值。查表可得，x=1，y=0。(3) 求当量动载荷。查表可得，取载荷系数,根据：(4) 验算6209轴承的寿命，根据 高于预期计算寿命，所以满足要求，选用6209号轴承。轴轴承 初选深沟轴承6209，查设计手册可得轴承的基本额定静载荷，基本额定动载荷。(1) 求相对轴向载荷对应的e值与y值。由于是直齿齿轮，所以产生的轴向力近似为。相对轴向载荷为，在表中小于0.025,对应的e值小于0.22。在校核轴的强度时，已知轴承1承受的径向力比轴承1大，为：=，故求得。(2) 求y值。查表可

21、得，x=1，y=0。(3) 求当量动载荷。查表可得，取载荷系数,根据： (4) 验算6209轴承的寿命，根据 低于预期计算寿命，重新选择6309号轴承，由于轴承宽度远小于轴的总长度，故求的的力相差不大，当量动载荷。此时6309轴承基本额定动载荷。满足要求，此时轴的结构尺寸如下：轴轴承 初选深沟轴承6215，查设计手册可得轴承的基本额定静载荷，基本额定动载荷。(1) 求相对轴向载荷对应的e值与y值。由于是直齿齿轮，所以产生的轴向力近似为。相对轴向载荷为，在表中小于0.025,对应的e值小于0.22。在校核轴的强度时，已求得轴承2承受的径向力大于轴承1为：=，故求得。(2) 求y值。查表可得，x=

22、1，y=0。(3) 求当量动载荷。查表可得，取载荷系数,根据： (4) 验算6307轴承的寿命，根据 高于预期计算寿命，所以满足要求，选用6217号轴承。十三 键的校核计算 轴的键校核 键，轴和轮毂的材料都是钢，查表可得许用挤压应力取平均值，=110mpa。(1) 对带轮轴向定位的键的截面尺寸：bh=8mm7mm,轴径,根据轮毂长度，取键长l=50mm，所以，键的工作长度=42mm，键与轮毂槽的接触高度,根据: 所以，此键满足要求。轴的键校核 键，轴和轮毂的材料都是钢，查表可得许用挤压应力取平均值，=110mpa。(1) 轴径,对高速级大齿轮轴向定位的键的截面尺寸：bh=14mm9mm,根据轮

23、毂长度，取键长l=50mm，所以，键的工作长度=36mm，键与轮毂槽的接触高度,根据 所以，此键满足要求。(2) 轴径,对低速级小齿轮轴向定位的键的截面尺寸：bh=14mm9mm,根据轮毂长度，取键长l=80mm，所以，键的工作长度=66mm，键与轮毂槽的接触高度,根据 所以，此键满足要求。轴的键校核 键，轴和轮毂的材料都是钢，查表可得许用挤压应力取平均值，=110mpa。(1) 轴径,对低速级大齿轮轴向定位的键的截面尺寸：bh=22mm14mm,根据轮毂长度，取键长l=80mm，所以，键的工作长度=58mm，键与轮毂槽的接触高度,根据 所以，此键满足要求。(2) 轴径,对链轮轴向定位的键的截

24、面尺寸：bh=18mm11mm,根据轮毂长度，取键长l=80mm，所以，键的工作长度=62mm，键与轮毂槽的接触高度,根据： 所以，此键满足要求。=十四箱体的结构设计箱体是加速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。设计减速器的具体结构尺寸如下表：表6-1 减速器铸造箱体的结构尺寸名称符号结构尺寸箱座壁厚9箱盖壁厚9箱盖凸缘厚度13.5箱座凸缘厚度13.5箱座底凸缘厚度23地脚螺栓直径20地脚螺栓数目4轴承旁

25、连接螺栓直径16盖与座连接螺栓直径12连接螺栓d2的间距180轴承端盖螺钉直径8检查孔盖螺钉直径8定位销直径8df,d1,d2至外箱壁距离见表4.2df,d1,d2至凸缘边缘距离见表4.2轴承旁凸台半径凸台半高度根据低速级轴承座外径确定。外箱壁至轴承座端面的距离齿轮顶圆与内壁间的距离20齿轮端面与内壁间的距离20箱盖，箱底肋后8轴承端盖外径，为轴承外径轴承旁连接螺栓距离由表4.2可知：df=20至外箱壁的距离c126df=20至凸缘边缘的距离c224d1=16至外箱壁的距离c122d1=16至凸缘边缘的距离c220d2=12至外箱壁的距离c118d2=12至凸缘边缘的距离c216d1=16轴承旁凸台半径r1 20十五、减速度器的附件为了保证减速器正常工作和具备完善的性能，如检查传动件的啮合情况、注油、排油、通气和便于安装、吊运等。减速器箱体上常设置某些必要的装置和零件，这些装置和零件及箱体上相应的局部结构统称为附件。(一) 窥视孔和视孔盖窥视孔用于检查传动件的啮合情况和润滑情