北航搓絲機(jī)傳動裝置設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)說明書

1、北京航空航天大學(xué)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 計(jì)算說明書搓絲機(jī)傳動裝置設(shè)計(jì)班級：390411班設(shè)計(jì)：李建福時(shí)間：2012年5月23日本設(shè)計(jì)為機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容， 在大一到大三先后學(xué)習(xí) 過畫法幾何、機(jī)械原理、機(jī)械設(shè)計(jì)、工程材料、加工工藝學(xué)等課程之 后的一次綜合的練習(xí)和應(yīng)用。本設(shè)計(jì)說明書是對搓絲機(jī)傳動裝置的設(shè)計(jì)， 搓絲機(jī)是專業(yè)生產(chǎn)螺 絲的機(jī)器，使用廣泛，本次設(shè)計(jì)是使用已知的使用和安裝參數(shù)自行設(shè) 計(jì)機(jī)構(gòu)形式以及具體尺寸、選擇材料、校核強(qiáng)度，并最終確定形成圖 紙的過程。通過設(shè)計(jì)，我們回顧了之前關(guān)于機(jī)械設(shè)計(jì)的課程， 并加深了對很 多概念的理解，并對設(shè)計(jì)的一些基本思路和方法有了初步的了解和掌 握。在本次設(shè)計(jì)中

2、，黃老師及身邊同學(xué)給予了自身很大的幫助， 在此 表示感謝。目錄一、設(shè)計(jì)任務(wù)書 4二、總體方案設(shè)計(jì) 錯(cuò)誤 !未定義書簽。1、傳動方案的擬定 錯(cuò)誤 !未定義書簽。2、電動機(jī)的選擇 錯(cuò)誤 !未定義書簽。3、傳動比的分配。 錯(cuò)誤 !未定義書簽。4、確定各軸轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩。 錯(cuò)誤 !未定義書簽。5、傳動零件的設(shè)計(jì)計(jì)算。 錯(cuò)誤 !未定義書簽。I、帶傳動設(shè)計(jì) 錯(cuò)誤!未定義書簽。II 錐齒輪傳動設(shè)計(jì) 錯(cuò)誤 !未定義書簽。III 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 錯(cuò)誤!未定義書簽。IV 軸承設(shè)計(jì)計(jì)算 錯(cuò)誤!未定義書簽。V、鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算 錯(cuò)誤!未定義書簽。切、減速器機(jī)體各部分結(jié)構(gòu)尺寸 錯(cuò)誤!未定義書簽。%、潤滑與密封 錯(cuò)

3、誤!未定義書簽。毗、減速器附件的選擇 錯(cuò)誤!未定義書簽。三、設(shè)計(jì)小結(jié) 錯(cuò)誤!未定義書簽。四、參考文獻(xiàn) 錯(cuò)誤!未定義書簽。亠、設(shè)計(jì)任務(wù)書搓絲機(jī)傳動裝置設(shè)計(jì)Q/I1、設(shè)計(jì)題目：搓絲機(jī)傳動裝置設(shè)計(jì)2、設(shè)計(jì)要求：1） 搓絲機(jī)用于加工軸輥螺紋，基本結(jié)構(gòu)如上圖所示，上搓絲板安裝在機(jī)頭4 上，下搓絲板安裝在滑塊3上。加工時(shí)，下挫絲板隨著滑塊作往復(fù)運(yùn)動。在起始（前端）位置時(shí)，送料裝置將工件送入上、下搓絲板之間，滑塊向后運(yùn)動時(shí)，工 件在上、下搓絲板之間滾動，搓制出與搓絲板一致的螺紋。搓絲板共兩對，可同 時(shí)搓制出工件兩端的螺紋?；瑝K往復(fù)運(yùn)動一次，加工一個(gè)工件。2）室內(nèi)使用，生產(chǎn)批量為5臺。3）動力源為三相交流電3

4、80/220V,電機(jī)單向轉(zhuǎn)動，載荷較平穩(wěn)。4）使用期限為10年，大修周期為三年，雙班制工作。5） 專業(yè)機(jī)械廠制造，可加工7、8級精度的齒輪、蝸輪。3、設(shè)計(jì)參數(shù)：最大加工直徑10mm最大加工長度180mm推桿行程320mm -340mm公稱搓 動力9kN，生產(chǎn)率32件/min。4、設(shè)計(jì)任務(wù)：1）設(shè)計(jì)搓絲機(jī)傳動裝置總體方案的設(shè)計(jì)與論證，繪制總體設(shè)計(jì)方案原理圖。2）完成主要傳動裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。3）完成裝配圖1張（用A0或A1圖紙），零件圖2張。編寫設(shè)計(jì)說明書1份。二、總體方案設(shè)計(jì)1、傳動方案的擬定根據(jù)設(shè)計(jì)任務(wù)書，該傳動方案的設(shè)計(jì)分原動機(jī)、 傳動機(jī)構(gòu)和執(zhí)行機(jī)構(gòu)三部分。（ 1 ）原動機(jī)的選擇設(shè)計(jì)要求：動

5、力源為三相交流電 380/220V。故，原動機(jī)選用電動機(jī)。（ 2）傳動機(jī)構(gòu)的選擇 電動機(jī)輸出部分的傳動裝置電動機(jī)輸出轉(zhuǎn)速較高， 并且輸出不穩(wěn)定， 同時(shí)在運(yùn)轉(zhuǎn)故障或嚴(yán)重過載時(shí)， 可 能燒壞電動機(jī)，所以要有一個(gè)過載保護(hù)裝置?？蛇x用的有：帶傳動，鏈傳動，齒輪傳動，蝸桿傳動。 鏈傳動與齒輪傳動雖然傳動效率高， 但會引起一定的振動， 且緩沖吸振能力 差，也沒有過載保護(hù)；蝸桿傳動效率低，沒有緩沖吸震和過載保護(hù)的能力，制造 精度高，成本大。而帶傳動平穩(wěn)性好， 噪音小，有緩沖吸震及過載保護(hù)的能力， 精度要求不高， 制造、安裝、維護(hù)都比較方便， 成本也較低， 雖然傳動效率較低， 傳動比不恒定， 壽命短，但還是比

6、較符合本設(shè)計(jì)的要求，所以采用帶傳動。 減速器傳動比不是很大， 但是傳到方向發(fā)生了改變， 由此，方案中初步?jīng)Q定采用二 級錐齒圓柱齒輪減速器， 以實(shí)現(xiàn)在滿足傳動比要求的同時(shí)擁有較高的效率， 和 比較緊湊的結(jié)構(gòu)， 同時(shí)封閉的結(jié)構(gòu)有利于在粉塵較大的環(huán)境下工作。 其示意圖如下所示。*!7執(zhí)行機(jī)構(gòu)選擇執(zhí)行機(jī)構(gòu)應(yīng)該采用往復(fù)移動機(jī)構(gòu)?？蛇x擇的有：連桿機(jī)構(gòu)，凸輪機(jī)構(gòu)，齒輪 齒條機(jī)構(gòu)，螺旋機(jī)構(gòu)，楔塊壓榨機(jī)構(gòu)，行星齒輪簡諧運(yùn)動機(jī)構(gòu)。本設(shè)計(jì)是要將旋 轉(zhuǎn)運(yùn)動轉(zhuǎn)換為往復(fù)運(yùn)動，且無須考慮是否等速，是否有急回特性。所以連桿機(jī)構(gòu)， 凸輪機(jī)構(gòu)，齒輪齒條機(jī)構(gòu)均可，但凸輪機(jī)構(gòu)和齒輪齒條機(jī)構(gòu)加工復(fù)雜， 成本都較 高，所以選擇連桿機(jī)構(gòu)。

7、在連桿機(jī)構(gòu)中，根據(jù)本設(shè)計(jì)的要求，執(zhí)行機(jī)構(gòu)應(yīng)該帶動下搓絲板，且結(jié)構(gòu)應(yīng) 該盡量簡單，所以選擇曲柄滑塊機(jī)構(gòu)。執(zhí)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)分析：通過畫圖分析可知滑塊行程主要取決于曲柄長度，按比例作圖可得曲柄長度 約為150mm連桿長度約為600mm其比約為1: 4設(shè)計(jì)要求滑塊工作行程大于 D=，從圖上分析知，若工作行程取在最佳傳力 段(連桿與曲柄接近垂直段)，則對應(yīng)曲柄轉(zhuǎn)動的角度很小，此時(shí)，如果再將滑 軌位置取在與曲柄最低點(diǎn)同高的位置，則可使工作行程搓動力與曲柄推動力幾乎 相等。估算減速器輸出轉(zhuǎn)矩：9KNX 150mm=1350Nm綜上，可得設(shè)計(jì)方案。2、電動機(jī)的選擇(1) 類型和結(jié)構(gòu)形式的選擇按工作條件和要求，選用

8、一般用途的丫系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電 動機(jī)，電壓380V, 50Hz。(2) 電動機(jī)功率計(jì)算傳動效率：V帶：n i =一級圓錐齒輪：n 2 =一級圓柱齒輪：n 3 =一對軸承：n 4 =摩擦傳動：n 5 =總傳動效率：n = n i x公稱搓動力：F=9000N滑塊最大速度：Vmax -電動機(jī)功率：F.1Pd 二3n 2 x n 3 x n 4 x n 5 =2nnR 二 2口 詈 X 0.15 二 0, 503m/s加X9000 X 0.503 廠 rr”n 一 匚亦-一 796 kw要求一略大于|，則選用丫系列電動機(jī)，額定功率。(3) 電動機(jī)轉(zhuǎn)速計(jì)算確定傳動比范圍：錐齒圓柱齒輪傳動

9、比范圍i 1=8-15 ；單級V帶傳動比范圍i 2=2-4則電動機(jī)轉(zhuǎn)速范圍匸- |- I I | |在相關(guān)手冊中查閱符合這一轉(zhuǎn)速范圍的電機(jī)，綜合考慮總傳動比，結(jié)構(gòu) 尺寸及成本，選擇堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩和最大轉(zhuǎn)矩較大的丫160M-6型電機(jī)。結(jié)論：電動機(jī)型號定為丫160M-6其技術(shù)數(shù)據(jù)如下表：型號額定功率(KW)滿載轉(zhuǎn)速(r/mi n)同步轉(zhuǎn)速(r/min )Y160M-697010003、傳動比的分配。rd 970總傳動比i二憶二五二30. 3125因此，帶傳動比假定為3,即心=3,錐齒輪傳動比為3,即 = d貝y圓柱齒輪傳動比i 23二i訓(xùn)x帀二374、確定各軸轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩。(1)各軸轉(zhuǎn)速：電動機(jī)輸出

10、軸：% = 970min高速軸： 323L 3r/n i n中間軸：門2 二二二 107. 8r/min低速軸：；工I*23(2)各軸輸入功率：電機(jī)軸(輸出):Po 二 Pd ；=5. 8Kw高速軸：h二Pm = s568Kw中間軸：P2二Pm f 4 =5.292Kw低速軸：P3二P 3 F 4 =5.082Kw各軸輸出功率為其輸入功率乘以軸承效率(3) 計(jì)算各軸輸入轉(zhuǎn)矩：電機(jī)軸(輸出)：To 二 9550-二 57.10N - M高速軸：Ti 二 9550?1 二 164. 47N Mp2中間軸：h 二 9550 二 468. 82N M低速軸：T3 二 9550-二 1516. 66N

11、M各軸輸出轉(zhuǎn)矩為其輸入轉(zhuǎn)矩乘以軸承效率(4) 運(yùn)動及動力參數(shù)計(jì)算結(jié)果如下：軸名功率P/KWM轉(zhuǎn)矩T/N.M轉(zhuǎn)速n r/miin傳亍效率輸入輸出輸入輸出電機(jī)軸由5.857.1970高速軸由 5.575.51164.47162.83 323.330.96中間軸由 5.295.24468.82464.14 107.830.955、傳動零件的設(shè)計(jì)計(jì)算帶傳動設(shè)計(jì)計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算內(nèi)容計(jì)算結(jié)果工作情況系數(shù)每天工作16小時(shí)，載荷較平穩(wěn)由表31-7ka 1.1計(jì)算功率Pc ka P 1.1 5.8Pc取A型V帶，且?guī)蛨D 31-15 及M=970r/min 與 pcdd1 112 140mm小帶輪基準(zhǔn)直徑表31-3

12、,A型V帶，nw=970r/mindd1125mmdm大帶輪直取& =1%取標(biāo)準(zhǔn)值徑d d 2dd2=idd13125375dd2375mmV=s,滿足帶速VVn dd1 n1 n 125 97060 100 60 1005m/sv25m/s的要求初定中心dd2 ) a0 120的要求單根V帶額定功率Pl由表31-3得p11.40kw單根V帶額定功率 增量Pi由表31-4得 p10.11kw包角修正系數(shù)Ka由表31-9得ka 0.94帶長修正系數(shù)Ki由表31-2得kl 1.03V帶根數(shù)zzPdP1 P1 k ki取整得z=5V帶單位長度質(zhì)量P由表31-1得p =m單根V帶初張緊力Fo匸匚CC

13、25 彳 Pd2F0500 1 VkaZV作用在軸上的力Fq匸c匸.aFq2 F0 z sin-帶輪參數(shù)由表31-11得bd 11.0mme 15 0.3mm 2 fmin 10 1 mm帶輪寬度B(z 1) e 2 f =4X 15+2X 10=80B=80mmII .齒輪傳動設(shè)計(jì)直齒圓錐齒輪傳動設(shè)計(jì)（主要參照教材機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）已知輸入功率為P =、小齒輪轉(zhuǎn)速為n =min、齒數(shù)比為3.由電動機(jī)驅(qū) 動。工作壽命10年（設(shè)每年工作300天），兩班制，帶式輸送，工作平穩(wěn)， 轉(zhuǎn)向不變。選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)圓錐齒輪減速器為通用減速器，其速度不咼，故選用8級精度（GB10095-88

14、材料選擇 由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表10-1小齒輪材料可選為40Cr （調(diào)質(zhì)），硬度為260HBS大齒輪材料取45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS 二者材料硬度相差20HBS選小齒輪齒數(shù)z1 23,則大齒輪齒數(shù)z2 3z1 69，為滿足互質(zhì)，取 z2 =68.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)計(jì)算公式：Z1 23 z268kt1 =R 1/32.92 I Zed1tKTR(1”5 R)U確定公式內(nèi)的各計(jì)算值試選載荷系數(shù)KHN1 1.17小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T =取齒寬系數(shù)R 1/3查圖10-21齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim 1710Mpa大齒輪的接觸疲勞極限 Hlim 2 580Mpah 1 =1

15、查表10-6選取彈性影響系數(shù)Ze= MPa2793MPa由教材公式10-13計(jì)算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N1=60n1j - =60 xx 1 x 2X 8x 300x 10=x i . h查教材10-19圖得：K 1= K 2齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限：取失效概率為1%安全系數(shù)S=,應(yīng)用公式(10-12 )得:K HN1 H lim 1 H 1= S =x 710/=793 MPaKH 2 = HN2 Hlim2 =x 560/=721 MPa2 S(2)設(shè)計(jì)計(jì)算1)試算小齒輪的分度圓直徑，帶入H中的較小值得結(jié)果H 2 =721 MPad1t 2.92318984 16447 2114.95mm1/31 0.

16、5 1/33取 d1=115mmd1t =2)計(jì)算圓周速度VVdlt ni_ s60 1000v=s3）計(jì)算載荷系數(shù)10-8)得動載系數(shù)Kv =hKf =系數(shù) 心=,根據(jù)V=s, 8級精度查圖表（圖 查圖表（表10-3）得齒間載荷分布系數(shù) K根據(jù)大齒輪兩端支撐，小齒輪懸臂布置查表10-9 得 Kh 33=的k=Kh 3 KfB=得載荷系數(shù)KKaKvKh Kh =4)按實(shí)際旳載何糸數(shù)校正所得旳分度圓直徑，得3,fK12.156115.9mmKt 1.45)計(jì)算模數(shù)MMt =d1115.9 廠 exm 5.04 mmZ1231.、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)公式：3、/4KT1m 1.YFaYsaV

17、 r(10.5 R)2Z12Ju21F（1）確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值k=1)計(jì)算載荷系數(shù)K KaKvKf Kf =計(jì)算當(dāng)里齒數(shù)Zv1=cos 1Zv2Z 2=cos 23).由教材表10-5查得齒形系數(shù)Yf 12.66Yf 1 2.66Yf2 2.12Yf 22.12應(yīng)力校正系數(shù)Ys 11.58 Ys 21.861.581.864)由教材圖20-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1 330MPa，齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 FE2 270MPa5)由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KfN1= K fN2 =FE1330MPa6)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)s=，得FE2270M7)

18、K FN1 FE1 f1=!T-K FN 2 FF 2F20.88 3301.250.89 2701.25計(jì)算大小齒輪的YFaFsa ,并加以比較fYFa1F Sa1F12.661.580.0133308.28YFa2 Fsa2308.28MPa242.86MPaKfN 1KFN22.12 1.860.016107242.86大齒輪的數(shù)值大，選用大齒輪的尺寸設(shè)計(jì)計(jì)算.(2)設(shè)計(jì)計(jì)算4 2.156 164.472j=mm1/310.5 1/3 23. 3215.015mm取 M=2.75mmM=對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲Z1=23疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的

19、大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所承載的 能力。而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，取決于齒輪直徑。按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=5 mm但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=115mm來計(jì)算應(yīng)有的齒z2=68計(jì)算齒數(shù)z尸d1 23 取z1=23m那么z2取68d1=115mm4、計(jì)算幾何尺寸d2 =340mm(1)di =pm 5 23=115mm118.4349(2)d2= z?m 5 68=340mm271.5651(3)1d1arccot= 18.4349d2(4)290171.5651R=(5)Rdj 2 1dj3 1 177.92mmX 22

20、mm(6)bR R=圓整取b=60mmb=60m(7)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)小錐齒輪分度圓直徑為115mm米用實(shí)心結(jié)構(gòu)大錐齒輪分度圓直徑為340mm米用腹板式結(jié)構(gòu)斜齒圓柱齒輪傳動設(shè)計(jì):斜齒輪嚙合好，且可以抵消一部分軸向力，降低軸承軸向負(fù)荷，故選用斜齒輪，批量較小，小齒輪用40Cr,調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB-286HB平均取260HB大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為229HB-286HB平均取240HB計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算內(nèi)容計(jì)算結(jié)果(1)初步計(jì)算轉(zhuǎn)矩T1Ti = 9550Pi/ m = 468. 82N mT；468.82N m齒寬系數(shù) d由表查取 d 1.2d1.2接觸疲勞極限H lim由圖H lim 171MP

21、aHl lim 2 580MPa初步計(jì)算需用 接觸應(yīng)力 HPHP!.9 h lim 1.9 710MPaHP! 639MPaHP2.9 Hl lim 20.9 580MPaHP2 522MPaAd值由表B1，估計(jì)815取Ad756Ad 756，動載荷系數(shù)KK 1.4K1.4初步計(jì)算小齒KT1u1di 厲32輪直徑d1d HPU取d100mm/i.5 46882 3.37 1756 32 1.4 5223.3710399mm初步齒寬bbdd1 1.2 100120mmb120mm(2)校核計(jì)算dg100 107.8v0.564m/s圓周速度V60 1000 601000精度等級由表選擇8級精度取

22、 z132初取乙32，z2iz13.37 32107.84Z2107i 107/323.34傳動比誤差為%3.34 3.37 /3.370.8%齒數(shù)z、模數(shù)m和螺旋角mt d1 /z1100/ 323.125mt3.125由表取mn 3mn3z1 d1 /m 100/3.125 32z232 3.37107一般Z1與Z2應(yīng)取為互質(zhì)數(shù)取z132Z2107mn316.26d 1 vzwvJO01 wwvJOmt3.125使用系數(shù)由表原動機(jī)均勻平穩(wěn)，工作機(jī)有中等沖擊KA1.25動載系數(shù)由圖Kv1.04先求 Ft 2Ti/di 2x468.82/100Ft93764N齒間載荷分配KAFt9376.4A

23、 t 1 2597 67KAIFt丄 100 N / mmIdZH 2 1b120b1 JJ IM / 1 1 II 1 1系數(shù)由表，非硬齒面斜齒輪，精度等Kh1.78級8級齒向載荷分布系數(shù)2kh Ab c 103 b d1K H1.471.17 0.16 1.220.61 10 3 120區(qū)域系數(shù)由圖.3-17查出ZH 2.43Zh2.43彈性系數(shù)由表查出Ze 189 .8JMPaZe189 . MPa由表一tan nt20.76t arctancos丄tan 20重合度系數(shù)arcta n cos16.27db1d1COS tat 128.10at 1 arccosarccosda1d! 2

24、 ha!100cos20.76 arccos100 2 4at 223 .27728.10t20.76db2at 2 arccosda21.66d2 cos tarccos d2 2ha23.57404.199 cos 20.76arccosZ0.78404.1992 423.277由于無變位，端面嚙合角tt1z! tan atitan t2Z2 tan at2tan tbsin120 sin 16.27mn4Z廠/ 1V1.627Y螺旋角系數(shù)ZJ cosZ0.98/3Zv 1Z / cos323 / cos 16.26YFa 12.4437 .59/3Zv 2Z2 / cos107 / co

25、s 3 16.：26丫Fa 22.18齒形系數(shù)YFa125 .69由圖,查得YFa應(yīng)力修正系數(shù)由圖查得Ysa11.67YsaYSa21.810 .75Y0.25VY0.67重合度系數(shù)丫0 .750 .252/ co sb-一0.750 .25c0.671 627/ 0 9762螺旋角系數(shù)由圖查取Y0.84Y齒向載荷分布b/h 120 / 2.25 317.78Kf1.45系數(shù)Kf由圖查取試驗(yàn)齒輪的齒根彎曲疲勞極限F lim1300 N / mm2F limF lim22270 N / mm由表查最小安全系數(shù)SFmi nSF min1.25由圖確定尺寸系數(shù)YxYX1Yx21.0許用彎曲應(yīng)力由圖確

26、定彎曲壽命系數(shù)YntY NT 1YNT 20.890.93FPYST1YST 22FP1427.2N / mm2另外取 YVrelT 1YVrelT 21FP2401.76N /mm2YY1RrelT 1 RrelT 21F lim YSTYNT X/relT YRrelT YXFP SSF lim|Z |Z |Z|ZFt V VF1丫丫200 N /mm2FKAKVKFKF丫FaYSabmFP 1驗(yàn)算F 22194 N / mmFP 2合格(3)許用接觸應(yīng)力驗(yàn)算許用接觸應(yīng)力由表取最小安全系數(shù)SHlim總工作時(shí)間th1030016應(yīng)力循環(huán)次數(shù)Nli 60 mth(單向運(yùn)轉(zhuǎn)取1)8MN L13.

27、110N l 2 i3.37接觸壽命系數(shù)Znt由圖查出 齒面工作硬化系數(shù)rrHB 2130Z w 1Z w 21 .21700接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù)Zx由表安調(diào)質(zhì)鋼查潤滑油膜影響系數(shù)取為ZL1ZL2ZR1 ZR2 ZV1ZV21H lim Z NT Z L ZVZ RZWZXHPSh limSH lim 1 .05 th 48000 hN L1 3.110 8NL2 0.93108Z n11.09Zn2 1.16ZW1Z W214Z X1 Z X2 1.0HP1 840 N / mm22HP 2730N / mm驗(yàn)算HHmnHP1, HP2合格ZhZeZ z JkaKvKh Kh t u 1 d1b

28、 u2675.6N/mm(4)確疋主三要傳動尺寸中心距a d, i 1 /2217.5取整a 220i mn (ZiZ2)cos螺旋角2a18 36 271 4(2497 )cos2252切向模mtmn/cos3/cos18 36 27mt3.1655數(shù)分度圓dmnz / cosd1101 .3mm直徑d2338 .7mm取b1125 mm齒寬bdd11.2101 .3b2120 mm(5)小結(jié):齒輪主要傳動尺寸列表模數(shù)3m mn壓力角n20螺旋角18 36 27分度圓d1101.3mmd2338.7mm直徑d齒頂咼haham 1 33mmha齒根高h(yuǎn)f hf m 1.253hf齒頂間C 0.

29、25m0.253隙C齒根圓直徑dfd f1 d1 2hf 101 .323.75df2 d2 2hf 338 .723.75d f 193.8mmd f1 331 .2 mm中心距aa 1 d1 d 22220mm齒寬bb2bdd1 1.2 100b1 b25 10 mmd 125mm b2120 mm齒頂圓直徑dad a1d1ha101 .3 3d a 2d 2h a 338 . 73da1 104.3mm341 .7 mmIII .軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1輸入軸的設(shè)計(jì)1. 求輸入軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩Pi = kwn =minTi =.2. 、求作用在齒輪上的力已知咼速級小圓錐齒輪的平均分度圓直

30、徑為dmi di(1 0.5 r)95.83mm則 Ft 2Tdmi 2 16443%5.833432.42NFr Ft.tan20 cos i 1185.19NFFt.tan20 sin 1 395 .06 NFt=Fr=Fa=3、初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根 據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-3，取A0 112，得P1 557dmin A。3一 112328.9mmY m 323.33輸入軸的最小直徑為安裝大帶輪di2，取d12 =36mm4、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）初步定輸入軸設(shè)計(jì)如圖。d12 =36mmB-屯今（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直

31、徑和長度1） 為了滿足大帶輪的軸向定位，12段軸右端需制出一軸肩， 故取23段的直徑d23 42mm。12段長度應(yīng)適當(dāng)小于L所 以取 L12 =78mm2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力，故 選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)d23 42mm，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表 13-1中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承 30309,其尺寸為d D T所以d34 45mm而L34 =24mm這對軸承均采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表13-1查得30309型軸承的定位軸肩高度da 52mm，因此取d45 52mm3）取安裝齒輪處的軸段67的直徑d67 42mm

32、 ；為使套筒可靠 地壓緊軸承，56段應(yīng)略短于軸承寬度，但考慮到應(yīng)加一擋 油環(huán)，故取 L56 =40mm d56 45mm4）軸承端蓋的總寬度為20mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對d23 42mmL12 =78mmd34 45mmLa4=24mmd45 52mmd67 42mm軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與大帶輪右端面間的距離 l=20mm 取 L23=55mm5）錐齒輪輪轂寬度為50mn,為使套筒端面可靠地壓緊齒輪取L67 63mm由于 Lb 2La，故取 L45 106mm（3）軸上的周向定位圓錐齒輪的周向疋位米用平鍵連接，按d67 40mm由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表6-1查得平鍵截面b

33、h 12mm 8mm，鍵槽用 鍵槽銑刀加工，長為56mm同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對中 性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 H 7 ；同樣，大帶輪處處平鍵截m 6面為b h l 10mm 8mm 70mm與軸的配合為 H 7 ；滾動軸承與m 6軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為H7。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2 45，軸肩處的倒角可按適當(dāng)選取。5、 求軸上的載何（30309型的a=0所以倆軸承間支點(diǎn)距離為130mm右軸承與齒輪間的距離為 60mm）L56=40mm d56 45mm L23=55mm L67 63mm L45 106mm載荷水平面H垂直面V支反

34、力FFnh1 961.61NFnv1 3446.05NFnh24735.53NFnv2 -2961.07N彎矩MMh 205945.2N.mmMv1 52179.91N.mmMv2178697.49N.mm總彎矩M =扭矩TTi =、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)圖四可知右端軸承支點(diǎn)截面為危險(xiǎn)截面，由上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力為,M 2 ( Ti)2212152742 (164470 0.58)2ca3= W0.1 603前已選定軸的材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，由機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版)表15-1 查得 1 60MPa，ca 1，故安全。2中間軸的設(shè)計(jì)1

35、、求輸入軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩TP25.29kWn =min T =2、求作用在齒輪上的力已知小斜齒輪的分度圓直徑為mz 101 .3mmFt12T2d124688209256 .07 NFr1Ft1 tana ncosFa1Ft1 tan101 .39256 .073116.27Ntan 20003554 .74 N cos 18.60718.6073、初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr （調(diào)質(zhì)）,根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-3，取A 110，得I 5.29dmm A03i07.841.004mm ,中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑d1 2和d5

36、64、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定中間軸設(shè)計(jì)如圖。dmin41.004mm（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）初步選擇滾動軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力，故 選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù) dmin 41mm，由機(jī) 械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表中初步選取 0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列 圓錐滾子軸承 30311， 其尺寸為d D T 55mm 120mm 31.5mm， d12 d56 55mm。2）取安裝齒輪的軸段d23d45 62mm，錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪輪轂長l 80mm，為了使套筒端面 可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長，故取 123 79m m,

37、齒輪 的右端采用軸肩定位，軸環(huán)處的直徑為 d34 70mm。3）已知圓柱直齒輪齒寬B1120mm，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長，故取145119mm。d12 d56 55mmd23 d45 62mmL 80mml23 79mmd34 70mm4）齒輪距箱體內(nèi)比的距離為 a=10mm大錐齒輪于大斜齒輪的 距離為c=16mm在確定滾動軸承的位置時(shí)應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s=10mm（3）軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按 d2 3由機(jī)械設(shè)計(jì)（第 八版）表6-1查得平鍵截面b h 18mm 11mm，鍵槽用鍵槽銑刀 加工，長為70mm同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對中

38、性，同理 圓柱齒輪處用普通平鍵尺寸為b h l 18mm 11mm 110mm。選h7擇齒輪輪轂與軸的配合為 k6 ；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡 配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為 H7。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2 45，軸肩處的倒角可按適當(dāng)選取5 、求軸上的載何根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡圖，在確定支點(diǎn)時(shí)查得30311 型的支點(diǎn)距離a=。所以軸承跨距分別為L仁68mm L2=。L3=故出彎 矩和扭矩圖（見圖八）。由圖八可知斜齒輪支點(diǎn)處的截面為危險(xiǎn)截面， 算出其彎矩和扭矩值如下：l45119mmc=16mm載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1 5549.59NFNV1 22

39、3.18NFnh2 6921.21NFnv23407.92N彎矩MMH1 377372.12N.mmMh2 654053.03N.mmMv115176.24N.mmMv2146655.93N.mmMv3164055.28N.mmMv4322050.17N.mm總彎矩M =扭矩TT =6 、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng) 力，取 .6，軸的計(jì)算應(yīng)力為ca0.1 453加(空)2旳涼(433750X.6)253.16MPaW前已選定軸的材料為40。（調(diào)質(zhì)），由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-1 查得 1 70MPa ca 1，故安全。3輸出軸的設(shè)計(jì)1、

40、求輸出軸上的功率Pii、轉(zhuǎn)速n皿和轉(zhuǎn)矩TiiiPii = kw n 皿=32r/m inTiii =-2 、求作用在齒輪上的力已知大斜齒輪的分度圓直徑為d mz 338.7mm而 Ft 2T/ 2 151660338 7 8955.77NFr Ft.tan20 cos3439.41NFt.ta n 301517N3、初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-3，取A 112，得lpiii5 08dmin Ao1123/60.64mm n川V 32輸出軸上米用兩個(gè)平鍵軸徑增大10%-15%故dmin 65mm4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定

41、輸出軸設(shè)計(jì)如下：d165m11 100mm d2 73mm12 63mmd3 75mm13 69mmd4 84mm14 80mmd5 94mm15 12mmd6 84mm16 119mmd7 75mmri l7 50mmd-4G同中間軸各軸段直徑和長度的選擇，圖示尺寸值如下di 65mh 100mmd273mm I263mm d375mm 1369mmd4 84mm1480mm d594mm 1512mm d684mml6119mmd775mm 1750mm2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力，故選用 單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù) d375mm，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表13-

42、1中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精 度級的單列圓錐滾子軸承30315,其尺寸為d D T 75mm 160mm 40mm， d3 d7 75mm，4）齒輪距箱體內(nèi)比的距離為a=10mm大錐齒輪于大斜齒輪的距離為c=20mm在確定滾動軸承的位置時(shí)應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s=10mm（3）軸上的周向定位齒輪的周向定位采用平鍵連接，按d7 75mm由機(jī)械設(shè)計(jì)（第 八版）表6-1查得平鍵截面22mm l4mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工， 長為110mm同時(shí)為保證齒 輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒 輪輪轂與軸的配合為H 7 ;同樣外部連桿與軸的連接，選用平鍵18mm 11mm，滾動軸k6承與軸的周向定位是由過渡

43、配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為H7。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2 45，軸肩處的倒角可按適當(dāng)選取。5 、求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡圖，在確定支點(diǎn)時(shí)查得30315 型的支點(diǎn)距離a=32m。所以作為簡支梁的軸承跨距分別為 L仁,L2=。 做出彎矩和扭矩圖（見圖六）。由圖六可知齒輪支點(diǎn)處的截面為危險(xiǎn) 截面，算出其彎矩和扭矩值如下：載荷水平面H垂直面V支反力FFnh12968.85NFnv1 3010.51NFnh25986.92NFnv2 428.83N彎矩MMh541815.88N.mmMv1549429.05N.mmMv238809.99N.mm總彎矩MTiii

44、=ca15-1查得1 60MPa，ca 1，故安全。扭矩T由彎矩和扭矩圖可以看出齒輪中點(diǎn)處的應(yīng)力最大，從應(yīng)力集中 對軸的影響來看，齒輪兩端處過盈配合引起的應(yīng)力集中最為嚴(yán)重， 且影響程度相當(dāng)。但是左截面不受扭矩作用故不用校核。中點(diǎn)處雖 然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且這里軸的直徑比較大，故也不 要校核。其他截面顯然不要校核，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合 的小，因而該軸只需校核齒輪右端處的截面。（2）截面左側(cè)校核抗彎截面系數(shù)W 0.1d 3 0.1 753 42187.5mm3抗扭截面系數(shù) Wt0.2d 3 0.2 753 84375 mm3截面右側(cè)彎矩 MJMh2 M v2771645 .46

45、N .m截面上的扭矩Tiii =截面上的彎曲應(yīng)力M 771645.46匚”仆c 17.57MPaW42187.5截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力T1516660cd 仆T 17.98MPaWT84375軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 b 640MPa1 275MPa1 155MPa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）附表3-2查取。因r2.0小D1600.0272.13d 75， d 75，經(jīng)查值后查得2.191.545又由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）附圖3-2可得軸的材料敏感系數(shù)為q 0.82q 0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù)為k 1 q (1) 1 0.82 (2.11 1) 1.91k 1 q (1) 1 0.85 (1.545 1) 1.46由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）附圖3-2的尺寸系數(shù)0.69，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 0.83。軸按磨削加工，由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為0.92軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即q 1則綜合系數(shù)為1.1.911 0.69d 1.461 0.8311 2.86 0.9211 1.85 0.92又取碳鋼的特性系數(shù)為0.10.05計(jì)算安全系數(shù)Sca值S,1b(T/r SmPa21.8S.(T 118.67TaJs sSca 2214.23 s = 1.5S s.故可知安全