机械设计课设(含CAD图)

；大齿轮的接触疲劳强度极限
结果
6）由式 10-13 计算应力循环次数，
7）由图 10-19 取接触疲劳寿命系数
8)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1% 安全系数 S=1.由式 10-12 得
2.计算 1）试算小齿 轮分度圆直 径 ，代入
中较小 的值
N
设计内容
2）计算圆
周速度
计算及说明
结果
3）计算齿 宽b
k
设计内容
6）按实际 的载荷系 数校所算 得的分度 圆直径，由 式 10-10a 得
7）计算模 数m
设计及说明
结果
d1 65.85mm
m 2.74
3. 按 齿 根 弯曲强度 计算的设 计公式为
4. 确 定 公 1）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳极限 式内的各 计算数值
大齿轮的弯曲疲劳强度极限
4.求轴承当量载荷 P1 和 P2
Fa1 0.31 e Fa2 0.75 e
Fr1
Fa 2
对轴承 1， X1 1 Y1 0
对轴承 2， X 2 0.4 Y2 1.6
因轴承运转中有中等冲击载荷，按表 13-6，取
P1 f p x1Fr1 Y1Fa1 3045N
H
1
648MPa
H
2
618.75MPa
d1t 48.318mm
0 2） 计算齿宽
1SKK 3）计算齿宽与齿高之比 模数 0 齿高
b 31.254mm
mt 2.103mm h 4.53mm
4） 计算载荷系数
根据
，8 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数
bd，直齿锥齿轮使用系数由表10-2查得
Fte
1929N
T 32N m
Fr1v 632.23N Fr2v 192N Fr1H 1929N
Fr2H Fte Fr1H 654N
Fr1
F2 r1v
F2 r1H
2030N
Fr2
F2 r 2v
F2 r2H
682N
2. 求两轴的计算轴向力 和 对于 30205 型轴承，由表 8-145，轴承派生轴向力
滚子轴承 30208，其尺寸为
，
故
；而
。
右端轴径仅是为了装配方便，并不承受轴向力亦不对轴上零件
起定位和固定作用时，则相邻直径的变化差可以较小，一般可取直
径差 1~3mm，因此取
。
3）取安装齿轮处的轴段
；齿轮的左端与左轴承之
间采用套筒定位。已知齿轮轮縠的宽度为
，为了是套筒端面
可靠地压紧齿轮，此轴段应略短与轮縠宽度，故取
生的，扭转切应力 ，则常常不是对称循环应力，为了考虑两者循环 应力特性不同的影响，引入折合系数 ，则计算应力为
。当扭转切应力为静应力时，取 转切应力亦为对称循环变应力为脉动循环变应力时，取
；若扭 ；若
扭转切应力亦为对称循环变应力时，取
。
对于直径为 d 的圆轴，弯曲应力为
，扭转切应力
,J
将 和 代入式，则轴的弯扭合成强度条件为
设计小结………………………………………………………28
参考资料………………………………………………………28
一， 设计任务书
1.
原始条件和数据：胶带输送机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载启动，
室内工作，有粉尘；使用期限 10 年，大修期 3 年。该机动力来源为三相交流电，在 中等规模机械厂小批生产。输送带速度允许误差为±5%。
2 肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径
=24mm;半联轴器与轴配合的孔长度
，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端
面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比wk.baidu.com略短一些，现取
。
2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，
b 故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据
=24mm,
由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥
5） 齿间载荷分配系数可按下试计算
1t 6） 由表 10-9 中查得取轴承系数
故载荷系数
k 2.063
设计内容
设计及说明
7） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a） 得
结果
8） 计算模数
10. 按 齿 根
弯曲强度
设计
弯曲强度的设计公式为
d1 56.36mm m 1.79mm
功率
I 轴：
II
轴
： iin'
设计内容
III 轴：
工作轴 ：
计算及说明
9. 各 轴 输
入转矩
I 轴：
II 轴：
III 轴：
工作轴：
电动机输出转矩：
结果
TTTPP
设计内容
1. 直 齿 圆 柱齿轮的 设计
设计及说明
二，传动零件的设计计算
1. 选定直齿圆柱齿轮，8 级精度，小齿轮材料为 40Gr(调质)， 硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢(调质)，硬度为 240HBS，二者材料硬度相差 40HBS。
FF 由表10-5查取
F
1
328.57MPa
F
2
257.86MPa
k 2.063
设计内容
设计及说明
7)计算大，小齿轮的
,并加以比较
结果
大齿轮的数值大 9） 设计计算
m 1.26mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模数 m 大于由齿根弯曲 疲劳强大计算的模数，由于齿轮模数 m 大小主要取决于弯曲疲劳强 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，反 于齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的
并加以比较
结果
大齿轮的数值大 6. 设 计 计 算
m 2.09mm
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，由于齿轮模数主要取决于弯曲疲劳所决定的 承载能力，而齿面接触强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关， 即模数和齿数的乘积，可由弯曲强度算得的模数 2.09 并就近元稹为
标准值 m=2.5mm,按接触强度计算的分度圆直径
。
YYY 算出小齿轮齿数
大齿轮齿数
取
Z1 27
SFSaa 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触强度，又满足了齿根弯
曲强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
Fa 7.几何尺
Fa 寸计算
1）计算分度圆直径
d1 67.5mm d2 225mm
d 2）计算中心距
沈阳理工大学课程设计机械设计 CAD 图 圆柱齿轮：
传动轴零件图：
装
备
图
：
机械设计课程设计计算说明书 目录
设计任务书……………………………………………………3 题目分析﹑传动方案的拟定…………………………………3 电动机选择，传动系统运动学和动力学计算………………4 传动零件的设计计算…………………………………………12 轴的设计计算及校核…………………………………………16 轴承的选择和计算……………………………………………16 键联接的选择和校核…………………………………………21 联轴器的选择和校核…………………………………………22 箱体的设计……………………………………………………22 润滑和密封的选择，润滑剂的牌号及装油量计算…………25
Y 模数 1.26 并就圆整为标准值
按接触强度算得的分度圆直径
d1 48.318mm
Y Fa 算出小齿轮齿数
Z1 25
大齿轮齿数
FFa 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。
Z2 94
a 11.几何计 1）计算分度圆直径
算
d1 50mm
柱齿轮传动比 所以总传动比范围是
一般传动比为总体传动比的 可见电动机可选
P，圆
inP范 围
设计内容
计算及说明
选用
的 Y 系列电动机 YB2M-8,其满载转速
结果
5.总转动比
6. 分 配 传 动 比
令
7. 计 算 传 动 装置的运动 和动力参数
I 轴：
II 轴：
III 轴：
工作轴
8. 各 轴 输 入
。
1. Ⅰ 轴 的 校核。
dddl5IlVVII0IMH354Nm IMY 94Nm VIV M 366Nm
1.已知轴的弯矩和扭矩，可针对某些危险截面（即弯矩和扭矩）而轴 径可能不足的截面，做弯矩合成强度校核计算，按第三强度理论，计
算应力。
2.通常由弯矩所产生的弯曲应力 是对称循环环变应力而由扭矩所产
T1 3.215104 N mm
1rZ 6）由式10-13计算应力循环次数
ktN13.067109Nmm
设计内容
设计及说明
7）由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 8)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为 ，安全系数
，由式（10-12）得
结果
9.计算
1） 试验算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值。
结果
2. 选 小 齿 轮 齿 数
， 大齿轮齿数
3. 齿 面 接 触强度设 计
4. 确 定 公 式 内 各 计 1）选载荷系数
算数值
2）计算小齿轮传递的转矩
3）由表 10-7 取得齿宽系数 4）有表 10-6 查得材料的弹性影响系数
T
设计内容
计算及说明
5）有图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
Fr2H 654N Fr1 2030N Fr2 682N
假设
eYFFFaaa1a Fd1
Fr1 2Y
634.37N
Fd 2
Fr 2 2Y
213.125N
因为 Fae Fd 2 Fd1 所以轴承 1 被放松，轴承 2 被压紧
所以 Fa1 Fd1 637.37N
Fa2 Fd1 Fae 513N
a 146.25mm
设计内容
设计及说明
结果
3）计算齿轮宽度 取
b 67.5mm
二， 选第一级传动的直齿，锥齿轮的设计
1.选轴夹角为 90 度的直齿圆锥齿轮，为 8 级精度，由表 10-1 选择
小齿轮材料为 40 （调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差 40HBS。
设计内容
计算及说明
结果
1.电动机的选 选用 Y 系列一般用途的三相异步电动机 择
Fwvw 22000.9
Pw
Kw
2.106kw
2.确定电动机
1000w 10000.94
功率
w 0.94
3.电动机输出 功率
P0 Pw
因载荷平稳，电动机额定功率
4.确定电动机 转速
按表 2-1 各传动机构传动比范围，圆锥齿轮转动比
2.
输送带工作拉力：2200N，输送带速度：0.9m/s
卷筒直径：300mm.
3. 方
案
4.传动方案的拟定和说明
由题目所知传动机构类型为：圆锥—圆柱两级齿轮减速器。故只要对本传动机构进 行分析论证。
本传动机构的特点是：共三根轴，每根轴直径依次增大，利用圆锥圆柱齿轮进行传动， 宽度尺寸较小，但锥齿轮加工比圆柱齿轮困难，一般置于高速级，以减小其直径和模数。
ca 68
2.轴承Ⅰ
的校核
选用
安全。
如图附页 C 所示：
Fr1 F tan cos1 439.838N
Fa1 Ft tan sin 1 121.14N
ca Fr1v
Fre
165
Fae
d 2
110
632.23N
Fr2v Fre Fr1v 192N
4ca0 Fr1H
165 110
md 3) 计算中心距
d2 188mm a 177.75mm
设计内容
2） 计算齿轮齿宽
设计及说明
结果
b 32.02mm
取
三， 轴的设计计算及校核
1. 初 步 确 定 轴 的 最 选取轴的材料为 40 ，取
小直径
2. 轴 的 结 1） 拟定轴上零件的装配方案 构设计
dmin 14.99mm
BCBA1r 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴
dm1KK 2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数
5. 计 算 弯 曲 疲 劳 许 取弯曲疲劳安全系数 用应力
，由式 10-12 得；
计算载荷系数
查取齿形系数 由表 10-5 查得
F
1
217.86MPa
F
2
252.43MPa
k 1.377
设计内容
查取应力校正系数 由表 10-5 查得
设计及说明
计算大小齿轮的
1) 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
由式（10-12）得
4）计算载荷系数 k
dmSK 5)查取齿形系数 由表 10-5 查得： 6）查取应力校正系数
b 63.50mm
4) 计 算 齿 宽与齿高
模数
mt 2.646mm
之比
齿高
5）计算载 根据
荷系数
直齿轮
，8 级精度，由图 10-8 查得动载系数
vh5.95mm
由表 10-2 查得使用系数
；
由表 10-4 用插值法查得 8 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，
由
，
故载荷系数
査图 10-13 得
2.选小齿轮的齿数
大齿轮齿数
8. 按 齿 面 接触强度 设计
由设计计算公式
z2 90
1) 试选载荷系数
BbB2B 2) 计算小齿轮传递的转矩
3）最常用的值，齿宽系数
CZZ1B 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 ；大齿轮的齿面的接触疲劳强度极限为