大学本科机械设计课程设计,(葡萄收获机的传动部分),绝对的原创!

1、目 录1 设计任务················································

2、83;···11.1 已知条件·············································

3、················11.2 设计要求································

4、83;···························· 11.3 设计示意图···················

5、3;·······································12 电机选择·········

6、83;··········································12.1各传动效率的确定·····

7、83;················································22.2 各主要功

8、率的计算·················································&#

9、183;···22.3 各传动比及其分配············································&

10、#183;········23 带轮皮带的设计·······································

11、83;······34 直齿圆柱齿轮的设计44.1 轴和轴上一对齿轮的设计·······································

12、;····44.2 轴和轴上一对齿轮的设计···········································7

13、4.3 轴和轴上一对齿轮的设计···········································105 轴的设计及轴承的校核135.1 轴的设计计算&

14、#183;·················································&

15、#183;····135.2轴承的校核···········································

16、83;···············186 键的设计196.1键的选择·······························

17、3;·····························196.2校核键连接的强度··················

18、83;··································197 联轴器的选择计算207.1轴端的联轴器选择计算···········

19、····································207.2轴的联轴器选择计算···········

20、3;·····································208 减速器箱体及其附件的设计218.1减速器附件的选择········

21、;·············································218.2选择适当型号···

22、··················································

23、····219 润滑与密封219.1齿轮的润滑···········································

24、;················219.2轴承润滑································&#

25、183;····························229.3减速器密封···················

26、3;·······································229.4密封方法的选取········

27、3;··············································2210 设计总结23参考文献·&

28、#183;·················································&

29、#183;··242231 设计任务 1.1已知条件： 数据编号：48 输出力矩1：10N/m 输出速度1：20r/min 输出力矩2：200N/m 输出速度2：50r/min1.2 设计要求工作条件：一班制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带与卷筒及支承间，包括）卷筒轴承的摩擦阻力影响已在F中考虑）。使用期限：十年，大修期三年。生产批量：10台。生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮及蜗轮。动力来源：电力，三相交流（220/380V）。运输带速度允许误差：±5%。1.3 设计示意图： 图 任务设计示意图2 电机选择2.1各传动效率的确定

30、联轴器效率：=0.99 闭式圆柱齿轮传动效率：=0.98 一对滚动轴承效率：= 0.99 运输机皮带效率：= 0.95 =()（）(）=0.8442.2 各主要功率的计算 由以上计算，可以初步确定电机的型号为Y100L-6 1.5KW。2.3 各传动比及其分配 电机转速：n=940r/min，输出轴转速n=20r/min，所以i=940/20=47。 由此可以确定各个传动比分别为： i-皮带之间的传动比：i=2.5 iI-轴I与轴II之间齿轮的传动比：iI=3 iII-轴II与轴III之间小齿轮与大齿轮的传动比：iII=2.5 iIII-轴III与轴IV之间小齿轮与大齿轮的传动比：iIII=2

31、.5 由此可得各轴的转速为： 轴I：940/2.5=376r/min 轴II:376/3=125r/min 轴III:125/2.5=50r/min 轴IV:50/2.5=20r/min(2) 各轴的输入功率计算：=1.265kw =1.2650.95=1.165kW=1.165 0.990.98=1.10 kW=1.10 p0.99 0.98=1.067kW = 1.035kW(3)各轴的输入转矩计算： =9550 /= 12.851 N·m =9550 / = 30.517 N·m =9550/ = 88.83 N·m =9550 / =209.03 N

32、83;m =9550/ =501 N·m3 带轮皮带的设计 由所确定的电机功率p=1.5KW，转速n=940r/min，传动比i=4，可以确定以下参数：3.1 确定计算功率p 由表8-7查得工作情况系数k=1.1，故p=kp=1.11.5kw=1.65kw。3.2 选择V带的带型根据p、n，由图8-10选用A型。3.3 确定带轮的基准直径d，并验算带速1）初选小带轮d=112mm。2）验算带速。按式（8-13）=，因为5m/s<<30m/s,故所选带速合适。计算大带轮的基准直径。d=id=1122.5=280mm，由表8.8取整得d=280mm。3.4 确定V带的中心距a

33、，基准长度L1）根据式（8-20），0.7（d+d）a2（d+d），初定中心距a=400。2）根据式（8-22）计算所需的基准长度 L2a+=1432mm，由表8-2，选带的基准直径L=1400mm。3）根据式（8-23），计算实际中心距aaa+，a=384-0.015L=363mm，a=384+0.03L=426mm。3.5 验算小带轮上的包角180-（d-d）。3.6 计算带的根数Z。1）计算单根V带的和额定功率p 由d=112mm和n=940r/min，查表8-4a得p=1.15KW，由i=2.5，以及Z型带，查表8-4b得p=0.11KW。查表8-5得k=0.91。查表8-2得k=1.

34、03。所以p=（p+p）kk=1.1809。计算V带根数Z Z=1.15/1.1809=1.393.7 计算单根V带的初拉力的最小值（F）由表8-3A型带的单位长度质量q=0.1kg/m,得（F）=133.08N3.8 计算压轴力F压轴力的最小值为（F）=22133sin=519.38N。3.9 带轮的结构设计4、直齿圆柱齿轮的设计4.1 轴和轴上一对齿轮的设计1.选用直齿圆柱齿轮，7级精度，小齿轮采用HT350，硬度为260HBS，大齿轮采用HT300，硬度为220HBS，两者相差40HBS。2.选用小齿轮的齿数Z=22，则Z=322=66。3.按齿面接触强度设计由表10-9a进行试算，即d

35、2.32。（1）确定公式内的各个计算数值。试选k=1.3。计算小齿轮传递的转矩 T=。由表10-7选取=1。由表10-6，取Z=161.4MPa。由表10-21（d）按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限。对于大齿轮，由表10-21（b）可得。由式10-73计算应力循环次数对于小齿轮,N=60njL=。对于大齿轮,N=N/3=2.16。由图10-19，取。计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1，由式10-12得 : ，。计算 1）试算小齿轮的分度圆直径d。 d2.32mm。 2）计算圆周速度。 V=。 3)计算齿宽b。 b=。 4)计算齿宽与齿高之比。 模数m=，h=2.25m=2

36、.252.0168=4.537。 5)计算载荷系数。 由v=0.88m/s，7级精度，查动载系数k=1.12，直齿轮，由表10-2，查得k=1,由表10-4，小齿轮非对称布置,由查图10-13得。 6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径。 。 7)计算模数m。 。按齿根弯曲强度设计 由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为。(1)确定公式内的各计算数值 1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为，由图10-20a查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限为。 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。 取弯曲安全系数S=1.4，得，。 4）计算载荷系数k。 。 5）查取齿形

37、系数。 由表10-5查得。 6）查取应力校正系数。 由表10-5查得。 7）计算大小齿轮,并加以比较。 ,大齿轮的数值大。(2)设计计算。 由机械原理p表10-1，就近圆整m=2mm，。几何尺寸计算 计算分度圆直径：。计算中心距：。计算齿轮宽度：，取B=40mm，B=45mm。6.结构设计及绘制齿轮零件图(略)4.2 轴和轴上一对齿轮的设计同理，由以上计算过程可得轴和轴上一对齿轮的各个参数计算。1.选用直齿圆柱齿轮，7级精度，小齿轮采用40Cr，硬度为300HBS，大齿轮采用40Cr，硬度为250HBS，两者相差50HBS。2.选用小齿轮的齿数Z=22，则Z=322=55。3.按齿面接触强度设

38、计由表10-9a进行试算，即d2.32。（1）确定公式内的各个计算数值。 1）试选k=1.3。 2）计算小齿轮传递的转矩T=。 3）由表10-7选取=1。 4）由表10-6，取Z=189.9MPa。 5）由表10-21（d）按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限。对于大齿轮，由表10-21（b）可得。 6）由式10-73计算应力循环次数对于小齿轮,N=60njL=。对于大齿轮,N=N/3=8.64。 7）由图10-19，取。 8）计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1.2，由式10-12得：，。计算 1）试算小齿轮的分度圆直径d。 d2.32mm。 2）计算圆周速度。 V=。 3）

39、计算齿宽b。 b=。 4）计算齿宽与齿高之比。模数m=，齿高h=2.25m=2.252.97=6.68。 5）计算载荷系数。由v=0.477m/s，7级精度，查动载系数k=1.12，直齿轮，由表10-2，查得k=1,由表10-4，小齿轮非对称布置,由查图10-13得。 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径。 。 7）计算模数m。 。4.按齿根弯曲强度设计 由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为。（1）确定公式内的各计算数值 1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为，由图10-20a查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限为。 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

40、。 取弯曲安全系数S=1.4，得，。 4）计算载荷系数k。 。 5）查取齿形系数。 由表10-5查得。 6）查取应力校正系数。 由表10-5查得。 7）计算大小齿轮,并加以比较。 ,大齿轮的数值大。（2）设计计算。由机械原理p表10-1，就近圆整m=2mm，。5.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径：。（2）计算中心距：。（3）计算齿轮宽度：，取B=60mm，B=65mm。6.结构设计及绘制齿轮零件图（略）4.3 轴和轴上一对齿轮的设计同理，由以上计算过程可得轴和轴上一对齿轮的各个参数计算。1.选用直齿圆柱齿轮，7级精度，小齿轮采用40Cr，硬度为300HBS，大齿轮采用40Cr，硬度为250HB

41、S，两者相差50HBS。2.选用小齿轮的齿数Z=22，则Z=322=55。3.按齿面接触强度设计由表10-9a进行试算，即d2.32。（1）确定公式内的各个计算数值。 1）试选k=1.3。 2）计算小齿轮传递的转矩T=。3）由表10-7选取=1。4）由表10-6，取Z=189.8MPa。5)由表10-21（d）按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限。对于大齿轮，由表10-21（b）可得。6)由式10-73计算应力循环次数对于小齿轮,N=60njL=。对于大齿轮,N=N/3=3.45。7)由图10-19，取。8)计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1.2，由式10-12得：，。(2)

42、计算 1）试算小齿轮的分度圆直径d。 mm。 2）计算圆周速度。 V=。3)计算齿宽b。 b=。4)计算齿宽与齿高之比。模数m=，齿高h=2.25m=2.253.98=8.96mm。5)计算载荷系数。由v=0.299m/s，7级精度，查动载系数k=1.12，直齿轮，由表10-2，查得k=1,由表10-4，小齿轮非对称布置,由查图10-13得。6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径。 。7)计算模数m。 。按齿根弯曲强度设计 由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为。（1）确定公式内的各计算数值 1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为，由图10-20a查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限为。

43、 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。 取弯曲安全系数S=1.4，得，。 4）计算载荷系数k。 。 5）查取齿形系数。 由表10-5查得。 6）查取应力校正系数。 由表10-5查得。 7）计算大小齿轮,并加以比较。 ,大齿轮的数值大。(2)设计计算。由机械原理p表10-1，就近圆整m=2.5mm，。5.几何尺寸计算(1)计算分度圆直径：。(2)计算中心距：。(3)计算齿轮宽度：，取B=80mm，B=90mm。6.结构设计及绘制齿轮零件图（略）5 轴的设计5.1 轴的设计计算1.初步确定轴的最小直径 由来初步计算。高速轴的功率 =0.922，=260r/min，=

44、33.88Nm （2）作用在齿轮上的力 由于结构和工作需要将该轴定位齿轮轴，其材料选为40Cr，调质处理，材料系数取A=112,轴的一端接皮带轮，整根轴上不需使用联轴器。2.轴的结构设计 根据结构及使用要求，把该轴设计图如下：(1）设计轴上零件的装配方案 其中左端1处是直径最小处，连接大带轮，2处安装深沟球轴承，其与右边的阶梯轴用套筒定位。3处接的是小齿轮，用键以及套筒定位，最右端5处接的是另外一个深沟球轴承。(2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径长度 1)初选滚动轴承。因主要承受径向载荷，轴向载荷不大，故选用深沟球轴承。参照工作要求及相关机械手册查询，选取深沟球轴承代号为6205，内孔孔径

45、直径d=25mm，外孔孔径D=52mm，轴承宽度B=15mm，0级公差，0组游隙，左端轴承以套筒和透盖固定，考虑到箱体的铸造误，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体位置有一定距离，因此取第2段直径取25mm。第5段采用轴肩和闷盖固定，因此直径也是取25mm。考虑整体结构，两段长度分别取225mm和20mm。 2）第3段安装圆柱直齿齿轮。由于齿轮轮毂长度为52.25mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂长度，故取长度为43mm。因齿轮的孔径为30mm，故第二段轴的直径也是取30mm，齿轮的右端采用轴肩定位，左端采用套筒定位，以及键槽定位。轴肩高度h>0.07d，故取轴肩直径36

46、mm，取长度为6mm。 3）在第1段，根据左边轴承端盖的拆装及便于轴承添加润滑脂的要求，故取端盖距带轮为20mm，带轮的宽度为68.45mm，所以取80mm。 4）对于其他没有零件安装的轴段，根据整体结构以及前面齿轮计算的数据，以及内部齿轮距离箱体内壁的距离，取第4段轴段的长度为121mm，整根轴的总长度为475mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 由此可以得到轴的示意图为：（5）轴向零件的周向定位齿轮、皮带轮与轴的周向定位均采用平键链接，同时，为了使带轮具有更准确、牢固的定位，在带轮的左端采用螺栓固定。根据齿轮的轮毂长度及安装齿轮轴的直径，由表6-1查得第3段平键截面，长度为36mm

47、，第1段平键截面，长度为36mm，键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴的配合为。参考15-2，取轴段倒角为1.045°3.求轴上的载荷及其校核1) 中间轴的各参数如下： =122.0375N·m =181.89r/min =2.324kW2) 中间轴上的各力： 低速级小齿轮：Ft2=3178.639N Fr2=1156.930N Fa2=694.79N d2=70.5 高速级大齿：Ft1=1034.21N Fr1=376.437N Fa1=245.440N d1=247.4453）绘制轴的计算简图 4) 校核轴的强度 （1）计算支反力垂

48、直面内轴承支反力:RH1=Ft1265+Ft2152.5/(58+81.5+70.5)=1490.749RH2=2558.389水平面内 d1=280.568 d2=64.03 m1=fa1d10.5= m2=（2）计算弯矩水平面（3）合成弯矩（4）计算扭矩 减速器单向运转，扭转剪应力按脉动循环变应力，取系数=0.59，则（5）计算弯矩判断危险截面：由计算弯矩图可见，C剖面处得计算弯矩最大，该处得计算应力为： 查表轴的材料为45号钢调质，可知： 由图可看出第二段轴的截面是危险截面，现将计算出该截面处的MV、MH 、M，如下表所示载荷水平面H垂直面V弯矩MMH=475x111.5=433556.

49、3NmmMV1=229321Nmm总弯矩M总=320203Nmm扭矩TT1=33880N.mm按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度根据式（15-5）及表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环切应力，取=0.6，轴的计算应力前面已选定的材料为40cr，调质处理，有表15-1查得=70MPa,因此，故安全5.2轴承的校核对轴进行受力分析，轴承上受到的力为，如图6图6求支反力垂直方向：水平方向：所以轴承上受到的力为： ,轴承只受到径向力，没有轴向力，计算当量动载荷P，根据2中公式13-8 取，则 n求轴承应有的基本额定动载荷值查机械设计手册，选

50、择C=52800n的6206轴承。同理，对另外三对轴承进行计算选择，得： 深沟球轴承 参数第一对 第二对 第三对 型号620762086208内径（mm） 35 40 40 额定动载荷 Cr(KN) 48.8 52.8 52.8轴承示意图6 键的设计6.1键的选择 一般8级精度以上的的齿轮有定心精度的要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键。在轴装齿轮处轴的尺寸d=30mm，查表6-1得键的剖面尺寸为：键宽b=8mm,键高h=7mm,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=l6mm。6.2校核键连接的强度 键、轴的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力，取其平均值，。键的工作

51、长度l=L-b=16-8=8mm。键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=3.5mm。由式（6-1）可得MPa。按照同样的方法选择其他键，均会满足设计要求和强度要求。具体主要参数如下：轴尺寸bxh键长力矩TN.mm接触高度k校核公式许用挤压应力MPa是否合格轴6x62030.518350.86120-150全部合格轴8x72088.833.584.610x820461.69轴12x836209.03469.1212x846454.108x7323.5136.62轴14x9455014.5107.5712x8504131.847 联轴器的选择计算7.1轴端的联轴器选择计算（1）类型选择 选用CLZ型

52、齿式联轴器（2）载荷计算 转矩，查得，故计算转矩为（3）型号选择 从JB/ZQ4219-86查得CLZ1型销联轴器的许用转矩为710N.m许用最大转速为3780，轴径为18-60mm，故合用。7.2轴的联轴器选择计算（1）类型选择 选用弹性套柱销联轴器（2）载荷计算 转矩，查得，故计算转矩为（3）型号选择 从JB/ZQ4219-86查得CLZ1型销联轴器的许用转矩为710N.m许用最大转速为3780，轴径为18-60mm，故合用。8 减速器箱体及其附件的设计8.1减速器附件的选择（1)通气器 为使防尘性能好，选通气器（两次过滤），采用M25。（2)油面指示器 选用游标尺M10。（3)放油螺塞

53、选用外六角油塞及垫片M14-1.5。8.2选择适当型号高速轴轴承盖上的螺钉：GB70-85 4-M8,材料Q235中间两轴轴承盖上的螺钉：GB70-85 4-M8,材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB70-85 4-M8,材料Q235箱盖连接螺栓直径：GB578286 14-M16，材料Q235箱座连接螺栓直径：GB578286 4-M36，材料Q235箱体的主要尺寸：(1)箱座壁厚，考虑到轴承的宽度，取箱体的壁厚为20mm。 (2)箱盖壁厚取20mm。(3)箱盖凸缘厚度20mm。(4)箱座凸缘厚度20mm。(5)箱座底底板厚度20mm，为了减少耗材，底板中间挖空。(6)箱底壁厚为30mm。

54、(7)由之前的轴长设计箱体的总宽度为315mm。(8)上箱盖加上凸缘宽度的设计共取宽度为412mm。 (9)箱底为了固定平稳 ，设计得比上箱盖大，取宽度为422mm。 (10)在齿轮的设计中，通过中心距，以及轴与箱体之间应有的合适距离，共得出箱体的底座长度为813mm，上下箱盖的接合处长度为754mm，箱身长度为620mm。(11)轴处是大齿轮，为了使大齿轮在箱体内与箱壁有合适的间隙，此处设计一个圆弧箱盖，半径为150mm。同理，在轴处设计的圆弧箱盖半径为100mm。两圆弧之间是一块平板连接，由箱体的宽度可取得该处的长度为365mm。(12)此时可知上箱体最高处为轴处，下箱体的高度也有此处设计。由最大齿轮的分度圆直径，以及使其与箱壁有合适的间隙，取下箱体的高度为240mm。(13)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。(14)内箱壁至齿轮断面的距离在20-25之间，取决于齿轮的轮毂大小。(15)轴齿轮顶圆与内箱壁间的距离：12mm (16)箱体内齿轮与齿轮之间的距离在15-25之间，也是取决于各相邻齿轮的轮毂大小。 (17)上箱盖弯曲边缘为使箱体具有一定的刚度以及