1、目 錄一、設計任務書1二、電動機的選擇2 1、電動機類型的選擇2 2、電動機功率的選擇2 3、電動機轉速的選擇2 4、電動機型號的確定3三、傳動比的分配4 1、帶傳動機構的轉速4 2、傳動比的分配4四、傳動裝置的運動和動力參數計算5 1、各軸轉速的計算5 2、各軸輸入功率的計算5 3、各軸的輸入轉矩計算5五、高速級齒輪的傳動設計7 1、選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數7 2、按齒面接觸疲勞強度設計7 3、按齒根彎曲疲勞強度校核9 4、齒輪的結構設計10六、低速級齒輪的傳動設計12 1、選定低速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數12 2、按齒面接觸疲勞強度設計12 3、按齒根彎曲疲勞強度校

2、核14 4、齒輪的結構設計15七、軸的設計17 1、軸的材料選擇和最小直徑估算17 2、軸的結構設計17八、軸的校核21 1、軸的力學模型的建立21 2、計算軸上的作用力21 3、計算支反力21 4、繪轉矩、彎矩圖23 5、彎矩合成強度校核25九、鍵的選擇與校核26十、滾動軸承的選擇與校核27 1、滾動軸承的選擇27 2、滾動軸承的校核27十一、聯軸器的選擇29十二、箱體及其附件設計30十三、潤滑、密封的設計32一、設計任務書：1、課程設計的目：機械設計課程設計是機械設計課程一個重要環節。其目的是：1）、進一步鞏固和加深學生所學的理論知識，通過本環節把機械設計及其他有關先修課程（如機械制圖、理

3、論力學、材料力學、工程材料及機械制造基礎等）中所獲得的理論知識在設計實踐中加以綜合運用，使理論知識和生產實踐密切地結合起來。2）、機械設計課程設計是高校工科相關專業學生首次進行完整綜合的機械設計，通過設計實踐，樹立正確的設計思想；初步培養學生對機械工程設計的獨立工作能力；使學生具有初步的結構選型與組合和確定傳動方案的能力；使學生借助于計算機掌握機械運動、動力分析和設計的基本方法和步驟，為今后的設計工作打下良好的基礎；培養團結合作、相互配合的工作作風。3）、通過設計實踐，提高學生的計算、制圖能力；使學生能熟練地應用有關參考資料、計算圖表、手冊、圖集、規范；熟悉有關的國家標準和行業標準（如gb、j

4、b等），以完成一個工程技術人員在機械設計方面所必須具備的基本技能訓練。2、設計題目：帶式輸機的傳動裝置，兩班置工作，連續單向傳動，有輕微振動，小批量生產。3、原始數據：輸送帶的拉力，輸送帶的線速度，驅動滾輪直徑。4、工作條件：工作年限：5年。5、傳動方案：如圖所示：二、電動機的選擇1、電動機類型的選擇: 根據動力源和工作條件，選用y系列三相異步電動機。2、電動機功率的選擇工作機所需要的有效功率為：為了計算電動機所需功率,需確定傳動裝置總效率。設各效率分別為：-彈性聯軸器效率-閉式齒輪傳動效率-滾動軸承效率-傳動帶機構效率由表3-4（席偉光等，機械設計課程設計）查得：，傳動裝置的總效率為電動機所

5、需功率為：3、電動機轉速的選擇：由p188表16.1，電機的額定功率選3kw，符合這一范圍的電機同步轉速有750，1000，1500，3000r/min。選用常用同步轉速和兩種作對比。工作機轉速總傳動比，其中為電動機的滿載轉速。現將兩種電動機的有關數據列于表1中比較。由表1可知方案總傳動比過大，為了合理的分配傳動比，使傳動裝置結構緊湊，決定選用方案。表1 兩種電動機的數據比較方案電動機型號額定功率同步轉速滿載轉速y132s-63kw1000960y100l2-43kw150014204、電動機型號的確定：根據電動機功率和同步轉速，選定電動機型號為y132s-6。查表16.2（林怡青等。機械設計

6、基礎課程設計指導書）知電動機的機座中心高為132mm，外伸軸徑為38mm，外伸軸長度為80mm。三、傳動比的分配1、帶傳動機構的轉速：2、傳動比的分配：總傳動比五、高速級齒輪的傳動設計1、選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數1）選定齒輪類型：按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動。2）選定齒輪精度等級：輸送機為一般工作機械，速度不高，又因有輕微振動，故選用8級精度。3）齒輪材料的選擇：為防止小齒輪過早失效，采用軟、硬齒面組合較為合理，其失效形式以齒面點蝕為主。由所引用表5-6（彭文生等，機械設計），選擇小齒輪材料為45號鋼，調質處理，齒面硬度為hbs。大齒輪材料為45號鋼，正火，硬度為hbs。4）

7、齒輪的齒數選擇：選小齒輪齒數，。齒數比。5）初選螺旋角：初選螺旋角2、按齒面接觸疲勞強度設計1）確定公式內的各項數值載荷系數k：“載荷系數，單通常可近似的取。當原動機為電動機等，工作機載荷平穩，且齒輪支撐對稱布置時應取小值。”（彭文生等，機械設計），試選載荷系數。彈性系數：由表5-7（彭文生等，機械設計）選取材料的彈性影響系數（大小齒輪均采用鍛造）。轉矩： 經前面計算的齒寬系數：“當為軟齒面時，齒輪相對于軸承對稱布置時，”（彭文生等，機械設計），試選齒寬系數。齒面許用接觸應力：式中：齒輪的接觸疲勞極限。查圖5-33（彭文生等，機械設計），。接觸強度的最小安全系數。“一般傳動取”（彭文生等，機械

8、設計），取。接觸疲勞強的計算的壽命系數，“一般”（彭文生等，機械設計）。工作硬化系數，“大齒輪的由圖5-36查取，小齒輪的應略去”（彭文生等，機械設計），得。齒數比u：2）計算幾何尺寸：計算小齒輪分度圓直徑：計算模：，取標準模數。計算中心距a：為便于箱體加工和校驗，取。按標準模數和中心距校正分度圓直徑d：計算齒寬b：，取，取。3、按齒根彎曲疲勞進行校核：1）確定公式內的各項數值：載荷系數k：載荷系數。轉矩：轉矩，齒寬b：齒寬，。標準模數：法面模數。齒數z：齒數，。齒形系數：查圖5-38（彭文生等，機械設計）得，。許用彎曲應力：式中：齒輪齒根的彎曲疲勞極限。查圖5-32（彭文生等，機械設計），。

9、彎曲強度的最小安全系數。“一般傳動取”（彭文生等，機械設計），取。彎曲疲勞強的計算的壽命系數，“一般”（彭文生等，機械設計）。2）按齒根彎曲疲勞進行校核：所以彎曲疲勞強度合格。 4、齒輪的結構設計： 圖3 大齒輪結構草圖1）小齒輪1由于直徑小，采用齒輪軸結構；齒輪2采用孔板式結構，結構尺寸按經驗公式和后續設計的中間軸配合段直徑計算，見表4；大齒輪2結構草圖如圖3。高速級齒輪傳動的尺寸歸于表5。表4 大齒輪結構設計名稱結構尺寸經驗計算公式結果/mm轂孔直徑d由中間軸設計而定30輪轂直徑48輪轂寬度l52（取為與齒寬相等）腹板最大直徑板孔分布圓直徑板孔直徑腹板厚度c13表5 高速級齒輪傳動尺寸名稱

10、計算公式結果/mm法面模數齒數傳動比分度圓直徑齒頂圓直徑55.763212.237中心距齒寬六、低速級齒輪的傳動設計1、選定低速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數1）選定齒輪類型：按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動。2）選定齒輪精度等級：輸送機為一般工作機械，速度不高，又因有輕微振動，故選用8級精度。3）齒輪材料的選擇：為防止小齒輪過早失效，采用軟、硬齒面組合較為合理，其失效形式以齒面點蝕為主。由所引用表5-6（彭文生等，機械設計），選擇小齒輪材料為45號鋼，調質處理，齒面硬度為hbs。大齒輪材料為45號鋼，正火，硬度為hbs。4）齒輪的齒數選擇：選小齒輪齒數，取。齒數比。5）初選螺旋角：初選螺旋角

11、2、按齒面接觸疲勞強度設計1）確定公式內的各項數值載荷系數k：“載荷系數，單通常可近似的取。當原動機為電動機等，工作機載荷平穩，且齒輪支撐對稱布置時應取小值。”（彭文生等，機械設計），試選載荷系數。彈性系數：由表5-7（彭文生等，機械設計）選取材料的彈性影響系數（大小齒輪均采用鍛造）。轉矩： 經前面計算的齒寬系數：“當為軟齒面時，齒輪相對于軸承對稱布置時，”（彭文生等，機械設計），試選齒寬系數。齒面許用接觸應力：式中：齒輪的接觸疲勞極限。查圖5-33（彭文生等，機械設計），。接觸強度的最小安全系數。“一般傳動取”（彭文生等，機械設計），取。接觸疲勞強的計算的壽命系數，“一般”（彭文生等，機械設

12、計）。工作硬化系數，“大齒輪的由圖5-36查取，小齒輪的應略去”（彭文生等，機械設計），得。齒數比u：2）計算幾何尺寸：計算小齒輪分度圓直徑：計算模：，取標準模數。計算中心距a：為便于箱體加工和校驗，取。按標準模數和中心距校正分度圓直徑d：計算齒寬b：，取，取。3、按齒根彎曲疲勞進行校核：1）確定公式內的各項數值：載荷系數k：載荷系數。轉矩：轉矩， 齒寬b：齒寬，。標準模數：法面模數。齒數z：齒數，。齒形系數：查圖5-38（彭文生等，機械設計）得，。許用彎曲應力：式中：齒輪齒根的彎曲疲勞極限。查圖5-32（彭文生等，機械設計），。彎曲強度的最小安全系數。“一般傳動取”（彭文生等，機械設計），取

13、。彎曲疲勞強的計算的壽命系數，“一般”（彭文生等，機械設計）。2）按齒根彎曲疲勞進行校核：所以彎曲疲勞強度合格。4、齒輪的結構設計： 1）小齒輪3由于直徑小，采用齒輪軸結構；低速級齒輪傳動的尺寸歸于表6。表6 低速級齒輪傳動尺寸名稱計算公式結果法面模數法面壓力角螺旋角齒數24傳動比分度圓直徑齒頂圓直徑78.540237.540中心距齒寬七、軸的設計1、軸的材料選擇和最小直徑估算：根據工作條件，初選軸的材料為45號鋼，調制處理。按扭轉強度法進行最小直徑估算，即。初算軸徑時，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強度的影響。當該軸段截面上有一個鍵槽時，d增大，兩個鍵槽時，d增大。c值由所引用表1

14、2-4（彭文生等，機械設計）：高速軸，中間軸，低速軸。高速軸：,因高速軸最小直徑處安裝聯軸器，設有一個鍵槽，則：。中間軸：，因中間軸最小直徑處安裝滾動軸承，取為標準值。低速軸：,因低速軸最小直徑處安裝聯軸器，設有一個鍵槽，則：,參見9-4聯軸器的選擇（席偉光等，機械設計課程設計），取為聯軸器的孔徑，。2、軸的結構設計: 1）、高速軸的結構設計:各軸段直徑的確定:：最小直徑處。參見9-4聯軸器的選擇（席偉光等，機械設計課程設計），取為聯軸器的孔徑，取。聯軸器選取yl7型。:密封處軸段。根據聯軸器的軸向定位要求，定位高度,以及密封圈的標準（擬采用氈圈密封），,取。：滾動軸承處軸段。參見9-3滾動軸

15、承（席偉光等，機械設計課程設計），取,滾動軸承選取30206，其尺寸為。：過渡軸段。根據高速小齒輪的軸向定位要求，定位高度，并考慮擋油盤的軸向定位要求，取。：高速級小齒輪軸段。根據軸承的軸向定位要求，取。：滾動軸承處軸段。各軸段長度的確定：由聯軸器的軸孔長度確定，。：有箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等確定，。：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系確定，。：由裝配關系、箱體結構等確定，。：由高速級小齒輪寬度確定，。：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系確定，。細部結構設計略，參見中間軸。2）、中間軸的結構設計：各軸段直徑的確定:：最小直徑處, 滾動軸承處軸段。參見9-3滾動軸承（席偉光等，機械設計課程設計），取,

16、滾動軸承選取30205，其尺寸為。：低速級小齒輪軸段。根據軸承的軸向定位要求，取：軸環。根據齒輪的軸向定位要求，取。：高速級大齒輪軸段。：滾動軸承處軸段。各軸段長度的確定：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系確定，。：由低速級小齒輪寬度確定，。：軸環寬度。：由高速級大齒輪寬度確定，。：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系確定，。細部結構設計：由表9-14（席偉光等，機械設計課程設計）查得，低速級小齒輪處鍵（，）；高速級大齒輪處鍵（，）；齒輪輪轂與軸的配合選為；滾動軸承與軸的配合采用過渡配合，此軸段的直徑公差選為。3）、低速軸的結構設計：各軸段直徑的確定:：滾動軸承處軸段。參見9-3滾動軸承（席偉光等，機械設計

17、課程設計），滾動軸承選取30210，其尺寸為。：低速級大齒輪軸段。：軸環。根據齒輪的軸向定位要求，：過渡軸段。考慮擋油盤的軸向定位，。：滾動軸承處軸段。取。：密封處軸段。根據聯軸器的軸向定位要求，以及密封圈的標準（擬采用氈圈密封），去。：最小直徑處, 安裝聯軸器的外伸軸段。各軸段長度的確定：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系確定，。：由低速級大齒輪寬度確定，。：軸環寬度。：由裝配關系、箱體結構等確定，。：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系確定，。：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系確定，。：有聯軸器的轂孔寬。圖7 軸設計草圖八、軸的校核這里是以中間軸為例。 1、軸的力學模型的建立：1）、軸上力的作用點位置和支

18、點跨距的確定：齒輪對軸的力作用點按簡化原則應在齒輪寬度的中點，因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點位置。軸上安裝的30205軸承，從表9-16（席偉光等，機械設計課程設計）可知，取故可計算出支點跨距和軸上各力作用點相互位置尺寸。支點跨距；低速級小齒輪的力作用點c到左支點a的距離（實際57.5mm）；兩齒輪的力作用點之間的距離（實際73.5mm）；高速級大齒輪的力作用點d到右支點b的距離。2）、繪制軸的力學模型：初步選定高速級小齒輪為右旋，高速級大齒輪為左旋；根據中間軸所受軸向力最小的要求，低速級小齒輪為左旋，低速級大齒輪為右旋。根據要求的船東速度方向，繪制的軸力學模型見圖8-a。2、計算軸上的作

19、用力：齒輪2： 齒輪3： 3、計算支反力：1）、垂直面支反力（xz）平面，參看圖8-b。由繞支點b的力矩和=0，得：九、鍵的選擇與校核：這里只以中間軸上的鍵為例。由于中間軸的細部結構設計，選定：1、高速級大齒輪處鍵，（，），標記：鍵：。2、低速級小齒輪處鍵（，），標記：鍵：。3、由于是同一根軸上的鍵，傳遞的轉矩相同，所以只需校核短的鍵1即可。齒輪軸段；鍵的工作長度；鍵的接觸高度；傳遞的轉矩；按所引用教材表6-2查處鍵靜連接時的積壓許用應力。，鍵連接強度足夠。十、滾動軸承的選擇與校核：這里只以中間軸上的滾動軸承為例。1、滾動軸承的選擇：根據載荷及速度情況，擬定選用圓錐滾子軸承。由中間軸的機構設計

20、，根據，選取30205。其基本參數查表12-4，。2、滾動軸承的校核：軸承的受力圖如圖9所示。1）、縱向載荷：根據軸的分析，可知：a點總支反力，b點總支反力。 圖9 軸承受力圖2）、軸向載荷： 外部軸向力，從最不利受力情況考慮，指向a處1軸承（方向向左）；軸承派生軸向力由圓錐滾子軸承的計算公式求出：（方向向右）；（方向向左）。因為，所以a處1軸承被壓緊，b處2軸承放松。故：n，。3）當量動載荷p：根據工況（無沖擊或輕微沖擊），由所引教材表15-1（彭文生等，機械設計）查出載荷系數。1軸承：因，由表15-10（彭文生等，機械設計），。2軸承：因，由表15-10（彭文生等，機械設計），。4）、驗算

21、軸承壽命：因，故只需驗算1軸承。軸承預期壽命與整機壽命相同為。十一、聯軸器的選擇與校核 1、選擇聯軸器的類型 由于減速器功率不大，速度不高，運轉平穩，沒有特殊要求，考慮裝拆方便及經濟性問題，選用彈性套柱銷聯軸器。 2、計算轉矩 取工作情況系數 則選擇聯軸器型號根據、，查附表選用公稱尺寸轉矩，采用y型軸孔，a型鍵，軸孔直徑，軸孔長度。hl4型彈性套柱銷聯軸器有關參數如表7：表7：hl4型彈性套柱銷聯軸器有關參數型號lh4公稱轉矩t/（nm）1250許用轉數n/(r/min)2800軸孔直徑d/mm40軸孔長度l/mm112外徑d/mm195材料ht200軸孔類型y型鍵槽類型a型十二、箱體的設計 箱體主要結構尺寸：參考彭宇輝主編的教材p35 箱座壁厚，（齒輪中心距） 因為需要，故取 箱蓋厚度 同樣需要，故