北航搓絲機傳動裝置設計說明文書

1、、八刖言航空航天大學機械設計課程設計計算說明書搓絲機傳動裝置設計本設計為機械設計根底課程設計的容，在大一到大三先后學習過畫法幾何、機械原理、機械設計、工程材料、加工工藝學等課程之后的次班級：390411 班綜合設計：39041122的練建福習和時間：2012年5月23日應用本設計說明書是對搓絲機傳動裝置的設計， 搓絲機是專業(yè)生產(chǎn)螺 絲的機器，使用廣泛，本次設計是使用的使用和安裝參數(shù)自行設計機 構形式以及具體尺寸、選擇材料、校核強度，并最終確定形成圖紙的 過程。通過設計，我們回憶了之前關于機械設計的課程， 并加深了對很 多概念的理解，并對設計的一些根本思路和方法有了初步的了解和掌 握。在本次設計

2、中，黃教師及身邊同學給予了自身很大的幫助， 在此 表示感。目錄一、設計任務書4二、總體方案設計51、傳動方案的擬定52、電動機的選擇83、傳動比的分配。104、 確定各軸轉速、功率、轉矩。105、傳動零件的設計計算。11I. 帶傳動設計 錯誤!未定義書簽。II. 錐齒輪傳動設計17III. 軸的設計計算31IV .軸承設計計算57V、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 錯誤!未定義書簽。切、減速器機體各局部構造尺寸 錯誤!未定義書簽%、潤滑與密封66毗、減速器附件的選擇 錯誤!未定義書簽。三、設計小結67四、參考文獻67亠、設計任務書搓絲機傳動裝置設計1-SJL 2-f® 身 4-機1、設計題目

3、：搓絲機傳動裝置設計2、設計要求：1搓絲機用于加工軸輥螺紋，根本構造如上圖所示，上搓絲板安裝在機頭4上，下搓絲板安裝在滑塊3上。加工時，下挫絲板隨著滑塊作往復運動。在起始前端位置時，送料裝置將工件送入上、下搓絲板之間，滑塊向后運動時，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 時搓制出工件兩端的螺紋?；瑝K往復運動一次，加工一個工件。2室使用，生產(chǎn)批量為5臺。3）動力源為三相交流電380/220V，電機單向轉動，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)機械廠制造，可加工7、8級精度的齒輪、蝸輪。3、設計參數(shù)：最大加工直徑10mm,最大加工

4、長度180mm,推桿行程320mm-340mm，公稱搓動力9kN，生產(chǎn)率32件/min 。4、設計任務：1設計搓絲機傳動裝置總體方案的設計與論證，繪制總體設計方案原理圖。2完成主要傳動裝置的構造設計。3完成裝配圖1用A0或A1圖紙，零件圖2。編寫設計說明書1份。二、總體方案設計1、傳動方案的擬定根據(jù)設計任務書，該傳動方案的設計分原動機、傳動機構和執(zhí)行機構三局部。1原動機的選擇設計要求：動力源為三相交流電 380/220V。故，原動機選用電動機。2傳動機構的選擇<1>電動機輸出局部的傳動裝置電動機輸出轉速較高，并且輸出不穩(wěn)定，同時在運轉故障或嚴重過載時，可 能燒壞電動機，所以要有一個

5、過載保護裝置?？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；蝸桿傳動效率低，沒有緩沖吸震和過載保護的能力，制造 精度高，本錢大。而帶傳動平穩(wěn)性好，噪音小，有緩沖吸震及過載保護的能力，精度要求不高， 制造、安裝、維護都比擬方便，本錢也較低，雖然傳動效率較低，傳動比不恒定， 壽命短，但還是比擬符合本設計的要求，所以采用帶傳動。<2>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 級錐齒一圓柱齒輪減速器，以實現(xiàn)在滿足傳動比要求的同時擁有較高的效率， 和 比擬緊湊的構造，同

6、時封閉的構造有利于在粉塵較大的環(huán)境下工作。其示意圖如 下所示。<3>執(zhí)行機構應該采用往復移動機構?？蛇x擇的有：連桿機構，凸輪機構，齒輪 齒條機構，螺旋機構，楔塊壓榨機構，行星齒輪簡諧運動機構。本設計是要將旋 轉運動轉換為往復運動，且無須考慮是否等速，是否有急回特性。所以連桿機構， 凸輪機構，齒輪齒條機構均可，但凸輪機構和齒輪齒條機構加工復雜， 本錢都較 高，所以選擇連桿機構。在連桿機構中，根據(jù)本設計的要求，執(zhí)行機構應該帶動下搓絲板，且構造應 該盡量簡單，所以選擇曲柄滑塊機構。執(zhí)行機構設計分析：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

7、度約為600mm，其比約為1 : 4。設計要求滑塊工作行程大于 D=31.4mm，從圖上分析知，假設工作行程取 在最正確傳力段連桿與曲柄接近垂直段，那么對應曲柄轉動的角度很小，此 時，如果再將滑軌位置取在與曲柄最低點同高的位置， 那么可使工作行程搓動力 與曲柄推動力幾乎相等。估算減速器輸出轉矩：9KN xi50mm=1350N m綜上，可得設計方案。2、電動機的選擇(1) 類型和構造形式的選擇按工作條件和要求，選用一般用途的丫系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓380V，50Hz。(2) 電動機功率計算傳動效率：V 帶：ni=0.96一級圓錐齒輪：耳2=0.96一級圓柱齒輪：耳3=0.9

8、7一對軸承:耳4 =0.99摩擦傳動：耳5 =0.9總傳動效率：n= ni x2 x 耳3 x n43 x 耳5 =0.781公稱搓動力：滑塊最大速度：電動機功率：F=9000Nuniax = 2unR = X 0.15 = 0.503m/sPd - 9豊篇販=5796 kw要求二略大于，那么選用Y系列電動機，額定功率7.5KW3電動機轉速計算<1>確定傳動比圍:錐齒圓柱齒輪傳動比圍i1=8-15 ；單級V帶傳動比圍i2=2-4那么電動機轉速圍：川在相關手冊中查閱符合這一轉速圍的電機，綜合考慮總傳動比，構造尺 寸及本錢，選擇堵轉轉矩和最大轉矩較大的 丫160M-6型電機。結論：電動

9、機型號定為丫160M-6，其技術數(shù)據(jù)如下表:型號額定功率(KW)滿載轉速(r/mi n)同步轉速(r/minY160M-67.597010003、傳動比的分配。%970總傳動比i =石=蒂"=30,3125因此，帶傳動比假定為3，即；，錐齒輪傳動比為3, 即卩，那么圓柱齒輪傳動比4、確定各軸轉速、功率、轉矩1各軸轉速：電動機輸出軸：|r)M高速軸：n1 = = 3233r/mLnrij中間軸：-1 r -；l低速軸：n3 = 32r/min2各軸輸入功率：電機軸輸出： Ji網(wǎng)勺高速軸：P】=P° 口 1 二 5,568Kw中間軸：p2 = Piq2H4 = 5.292Kw低

10、速軸：P3 = P2 ri 3 n 4 = 5.082Kw各軸輸出功率為其輸入功率乘以軸承效率0.993計算各軸輸入轉矩：廠瑋電機軸輸出：1, = 9550- = 57.10>1高速軸：I >"- -中間軸:T2 = 9550- = 468.82N * M低速軸：9550-=1516.66N-M各軸輸出轉矩為其輸入轉矩乘以軸承效率0.994運動及動力參數(shù)計算結果如下:軸名功率P/KW 轉矩T/N.M»、_亠iin傳渤率輸入輸出輸入輸出轉速II i/i電機軸由:5.8:57.1970 高速軸由 5.57J®；164.47162.83 323.330.96

11、中間軸由 5.295.24468.82464.14 107.830.955、傳動零件的設計計算帶傳動設計計算工程計算容計算結果工作情況系數(shù)每天工作16小時，載荷較平穩(wěn)由表31-7ka 1.1計算功率Pcka p 1.1 5.86.38kwPc帶型圖 31-15 及四=970r/min與Pc取A型V帶，且dd1 112140mm小帶輪基準表 31-3,A型 v 帶，m=970r/mindd1125mm直徑dm大帶輪取 £=1%直dd2 =dd13 125375取標準值dd2375mm徑dd2帶速V=6.35m/s,滿足ndd1 n1 n 125970v60 100 60 100v5m/

12、s<v<25m/s 的要求初定0.55( dd1dd2 )< a。<2( dqdd2)初取a。600中心距275 a01000基準長度Ld22 ,c冗"，、(dd2dd1 )Ld0 2 ao(dq dd2 )+24a°2011.4mm實際長度Id由表31-2ld = 2000mm實際中心距a|d Id02011.4 2000a a。06002 2a=594.3mm小帶輪包角dd2d d1a118057.3a155.9滿足a >120 °的要求ai單根v帶額疋功率Pi由表31-3得Pi 1.40 kw單根v帶額疋功率增量A由表31-4得

13、A p10.11kwPl包角修正系數(shù)Ka由表31-9得ka0.94-H± /帶長修正系數(shù)Ki由表31-2得ki1.03v帶根數(shù)zPd zPi Pik ki4.25取整得z=5v帶單由表31-1得p=0.1kg/m位長 度 質 量P單根v帶初緊力FoF0 500 25 1 巴v2kazv170.77N作用在軸上的力FqFq2 Fo z sin2_1670.07N帶輪參數(shù)由表31-11得bd 11.0mme 15 0.3mm fmin 10 1 mm帶輪寬度B(z 1) e 2 f =4 X15+2 X10=80B=80mmII .齒輪傳動設計? 直齒圓錐齒輪傳動設計主要參照教材 ？機械

14、設計第八版？輸入功率為P=5.57kw、小齒輪轉速為n =323.33r/min 、齒數(shù)比為3.由電動機驅動。工作壽命10年設每年工作300天，兩班制，帶式 輸送，工作平穩(wěn)，轉向不變。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，應選用8級精度GB10095-88材料選擇 由？機械設計第八版？表10-1小齒輪材料可選為40Cr調質，硬度為260HBS，大齒輪材料取45鋼調質，硬度為240HBS， 二者材料硬度相差20HBS。選小齒輪齒數(shù)Z1 23,那么大齒輪齒數(shù)Z2 3Z1 69，為滿足互質,取 z2 =68.按齒面接觸疲勞強度設計設計計算公式:d1t2.92Ze口

15、2FR(1 0.5 R)U確定公式的各計算值試選載荷系數(shù)kt1=1.4小齒輪傳遞的轉矩T=164.47N 'M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度極限Hlim1 710Mpa大齒輪的接觸疲勞極限Hlim2 580Mpa1查表10-6選取彈性影響系數(shù)Ze =189.8 MPa2由教材公式10-13計算應力值環(huán)數(shù)N1=60n 1jLh =60 X323.33 X1 X2 X8 X300 X10=9.31 x hin8N2=3.1 X1 h查教材 10-19 圖得：K 1=1.17 K 2=1.24齒輪的接觸疲勞強度極限：取失效概率為1%,平安系數(shù)S=1.05,應

16、用 公式10-12丨得：KhN1 H lim 1z123z268kt1=1.4R 1/3H1= S =1.17 X710/1.05=793 MPaKHN1 1.17K 2 =1.24H 1 =793 MPa結果H 2 = KhN2 Hlim2 =1.24 X560/1.05=721MPaL2S（2 ）設計計算1 ）試算小齒輪的分度圓直徑，帶入H中的較小值得d1t 2.92嵇2114.95mm4951/310.5 1/33取 d1=115mm2）計算圓周速度V /d1t,V cc1.95m/s60 10003）計算載荷系數(shù)系數(shù)Ka=1.25，根據(jù)V=1.95m/s , 8級精度查圖表圖10-8丨

17、得動載系數(shù)Kv=1.12查圖表表10-3得齒間載荷分布系數(shù)KhKf =1.33根據(jù)大齒輪兩端支撐，小齒輪懸臂布置查表10-9得Kh卩卩=1.25的 Khb Kf b=1.5X1.25=1.33得載荷系數(shù) K KaKvKh Kh =2.156H 2 =72 1 MPad1t =114.9 5mmv=1.95m/s4) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得d115.9mm5計算模數(shù)Mdi115.9zi235.04 mm1.、按齒根彎曲疲勞強度設計K=2.156設計公式:(1)確定公式各計算數(shù)值1)計算載荷系數(shù)KaKvKf Kf2）計算當量齒數(shù)Zv1 Z1=23.7/ COS 1Mt =5.04

18、mm7v2Z 2/=70.2/cos 2K=2.743）.由教材表10-5查得齒形系數(shù)Yf i 2.66 Yf 22.12應力校正系數(shù)Ys i1.58Ys 2 1.864）由教材圖20-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限fe1 330MPa，大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2 270MPa5）由？機械設計？圖10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù)K fn1 =0.88Kfn2 =0.89Yf 12.66Yf 22.12Ys 11.58Ys 2 1.86FE1330MP afe2 270MPjK FN 1=0.88K fn 2 =0.89KFN1 FE1S0.88 3301.25308.28MPaF】2 =

19、K FN 2 FF 2S0.89 2701.25242.86MPa6）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞平安系數(shù)S=1.25，得7）計算大小齒輪的并加以比擬YFa1 F Sa1F12.66 1.58308.280.0133YFa2F Sa2F 22.12 1.86242.860.016107大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設計計算(2 )設計計算5.015mm4 2.156 164.47I2=mm 1/310.5 1/3 232 321取 M=2.75mm比照計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m大于由齒根彎曲 疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所承載的 能力。而齒面接觸

20、疲勞強度所決定的承載能力，取決于齒輪直徑。按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù)，取m=5 mm 但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d 1=115 mm來計算應有的齒數(shù).計算齒數(shù) Z1=d 23 m取Z1=23那么Z2取684、計算幾何尺寸(1) 5 23=115mm(2) d 2 = z2m 5 68=340mm(3) 1 arccot-d1= 18.4349d2M=5.015 mm(4)290 171.5651(5)R'2d11 21.321d177.92 mm2(6)bR R =59.3 圓整取 b=60 mmZ1=23Z2=68(7)機構設計小錐

21、齒輪分度圓直徑為115mm米用實心構造大錐齒輪分度圓直徑為340mm米用腹板式構造di=115mmd 2 =340mm1 18.43492 71.5651R=177.92 mmb=60 m?斜齒圓柱齒輪傳動設計：斜齒輪嚙合好，且可以抵消一局部軸向力，降低軸承軸向負荷，應選用斜齒輪，批量較小，小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度 241HB286HB，平均取260HB ,大齒輪用45鋼，調質處理，硬度為229HB286HB ,平均取240HB計算工程計算容計算結果（1）初步計算轉矩T,= 9560i7 = 46&82n m468.82N m齒寬系數(shù) d由表9.3-11查取 d 1.2d1.

22、2接觸疲勞極限H lim由圖 9.3-22bH lim1710MPaHl lim 2580MPa初步計算需用 接觸應力 HPhp! 0.9 h lim 10.9 710MPaHP2 0.9 H|im2 0.9 580MPaHP! 639MPaHP2 522MPaAd值由表B1，估計815取Ad 756，Ad 756動載荷系數(shù)KK 1.4K 1.4初步計算小齒輪直徑aa i KT；u 1d1花12d HPU取 d 100mmo 1.5 46882 3.37 1756 3 1.4 522s3.3710399mm初步齒寬bbdd11.2 100 120mmb 120mm2丨校核計算圓周速度dj110

23、0 107.8v60 1000 60 1000v 0.564m/s精度等級由表9.3-1選擇8級精度取乙 32初取乙32，Z2 izi3.37 32 107.84Z2107i 107/323.34傳動比誤差為-0.8%3.34 3.37 /3.370.8%mt d1/z1100/323.125mt3.125齒數(shù)z、模數(shù)m由表9.3-4取mn 3mn3和螺旋角Z1 d1/m 100/3.125 32z232 3.37 107一般K與z2應取為互質數(shù)取乙32Z2107mn 316.26arcco arcco譏3.125由表9.3-6原動機均勻平穩(wěn)，工作Ka1.25使用系數(shù)機有中等沖擊動載系數(shù)由圖9

24、.3-6Kv1.04先求 Ft2/d1 2x468.82/100Ft9376.4N齒間載荷分配KAFt9376.4At 1.2597.67b120100N /mm b系數(shù)由表9.3-7，非硬齒面斜齒輪，精Kh1.78度等級8級齒向載荷分布2Kh ABC 10 3 baKh1 .47系數(shù)1.17 0.16 1.22 0.61 10 3 120區(qū)域系數(shù)由圖.3-17查出Zh2.43Zh2.43由 表9.3-11查出Ze189 .8J MPa彈性系數(shù)ZE 189.8jMPa由表9.3-5.arctan tannt20.76cos丄tan 20arcta n cos16.27at128.10db1 d

25、1 cos tat1ui nonui nonda1d12ha1arccos100cos20.76100 2 4at223.27728.10db2at 2 arccosda2t20.76重合度系數(shù)arccosd2 cos t d2 2ha21.66arccos404.199 cos20.76404.1992 43.5723.277Z0.78由于無變位，端面嚙合角tt1Z1 tan at1tan t2Z2 tan at2tan tbsin120sin 16.27mn4Z F/ 1V 1.627螺旋角系數(shù)ZJcosZ0.98/3Zv iZ / cos23 / cos316.26丫 Fa 12.443

26、7.59/3Zv 2Z2 / COS107/cos316.：26 Fa 22.18齒形系數(shù)YFa125.69由圖9.3-19,查得丫應力修正系數(shù)由圖9.3-20查得Ysa11.67YSa21.81Ysac0 .75Y0.25V丫0.67c0.750 .252/ co &b重合度系數(shù)丫0 750 .250.671 .627/ 0 .9762螺旋角系數(shù)由圖9.3-21查取丫0.84丫齒向載荷分布b/h 120 / 2.25317.78Kf1.45系數(shù)Kf由圖9.3-9查取試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限F lim1300 N / mm2F lim2270 N / mm 2許用彎曲應力F limS

27、F min1.25FP由表9.3-14查最小平安系數(shù)YX1丫X21.0SF min由圖9.3-26確定尺寸系數(shù)Yx由圖9.3-25確定彎曲壽命系數(shù)Y NTY ST1Y ST 22另外取 YVrelT 1YVrelT 21YRrelT 1Y RrelT 21F lim YST YNT X/relT YRrelT YXYnt 10.89Ynt 20.93FP1 427.2N /mm2Fp2401.76N /mm2FP SSF lim驗算FtFKaK/Kf Kf Y FaYsabm2F1 200 N / m m Y YFP 12F2 194 N /mmFP 2合格3許用接觸應力驗算許用接觸應力由表9

28、.3-14取最小平安系數(shù)Sh lim總工作時間th10 300 16應力循環(huán)次數(shù)Nli 60 nth單向運轉取18f|N L !3.110N L2-i3.37接觸壽命系數(shù)Znt由圖9.3-23查出SH lim 1 .°5 th 48000 hN L1 3.110 8NL2 0.93108Zn1 1.09Zn2 1.16齒面工作硬化系數(shù)HB 2130ZwiZw 21.221700ZW1Zw2 1.14接觸強度尺寸系數(shù)Zx由表9.3-15安調Z X1Zx2 1.0質鋼查潤滑油膜影響系數(shù)取為Zl1ZL2ZR1ZR2ZV1Zv2 1H lim Z NT ZL ZVZ RZWZXHP 1284

29、0 N / mmHPSH limHP 22730 N / mmHHmin HP1, HP2驗算ZhZeZ z JkaKvKh KhFtu 1d1b u675.6N/mm2合格4丨確疋三要傳動尺寸中心距ad1 i 1 /2217.5取整a2201 叫（Z1Z2）cos螺旋角2 a1 4(2497 )18 36 27cos2252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 mm5小結:齒輪主要傳動尺寸列表模數(shù)m mn3壓力角n20螺旋角18 3

30、6 27分度圓d1101.3mmd2338.7mm直徑d齒頂咼haha m 1 33mmha齒根高hf hf m 1.2533.75mmhf齒頂間C0.25m0.2530.75mm隙C齒根圓d fidi2hf 101 .32 3.75df1 93.8mm直徑d f 2d22hf 338.723.75df1 331.2mmdf中心a di d 2 2220mm距a齒寬b2bdd11.2100b1125mmbbib25 10 mmb2120 mm齒頂圓直徑dad a1 d1 ha 101 .33d a2 d 2 ha 338 .73da1 104.3mm d1341 .7 mmIII 軸的設計計算

31、?1輸入軸的設計1.求輸入軸上的功率P、轉速n和轉矩TlR =5.57 kwn =323.33r/min Ti =164.47N.2、求作用在齒輪上的力高速級小圓錐齒輪的平均分度圓直徑為dmi di(1 0.5 r)95.83mm那么 Ft 2%i 2 16443095.83343242NFrFt.tan20 cos 11185.19NFFt.tan20 sin 1395 .06 NFt=3432.42NFr=1185.19NFa=395.06N3、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鋼調質,根據(jù)？機械設計第八版？表15-3，取A0 112，得dminA03I ni

32、1123 5.57323.3328.9 mm輸入軸的最小直徑為安裝大帶輪 d12，取d12 =36mm，4、 軸的構造設計1初步定輸入軸設計如圖(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度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段長度應適當小于L所以取L12=78mm2) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力， 應選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)d23 42mm，由？機械設計課程設計？表13-1中初步選取0根本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30309，其尺寸為 d D T 45mm 100mm27.25mm 所

33、以d34 45mm 而 L34 =24mm這對軸承均采用軸肩進展軸向定位，由？機械設計課程設計？表13-1查得30309 型軸承的定位軸肩高度da 52mm，因此取 d45 52mmd12 =36mm3取安裝齒輪處的軸段67的直徑d67 42mm;為使套筒可靠地壓緊軸承，56段應略短于軸承寬度，但考慮到應加一擋油環(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=55mm。5）錐齒輪輪轂寬度為50mm，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪取 L67 63mm由于

34、Lb 2La，故取 L45 106mm3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？機械設計第八版?表 6-1查得平鍵截面b h 12mm 8mm，鍵槽用 鍵槽銑刀加工，長為56mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對H 7中性，應選擇齒輪輪轂與軸的配合為C ;同樣，大帶輪處處平鍵m 6截面為b h l 10mm 8mm 70mm與軸的配合為H 7 ；滾動軸承 m 6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R1.6-R2適中選取。5、 求軸上的載何30309型的a=21.3mm。所以倆軸承

35、間支 點距離為130mm 右軸承與齒輪間的距離為60mm。d23 42mmL12=78mm載荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 961.61NFnv1 3446.05NFnh24735.53NFnv2 -2961.07N彎矩MMh 205945.2N.mmMv1 52179.91N.mmMv2178697.49N.mm總彎矩M =212152.74N.mm扭矩TTi =164.47N.M6按彎扭合成應力校核軸的強度d34 45mmL34=24mm根據(jù)圖四可知右端軸承支點截面為危險截面，由上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取0.6，軸的計算應力為ca2 2M ( Ti)W2

36、 2<21215274(164470 °58)= 56.44Mpa30.1 60前已選定軸的材料為45鋼調質，由？機械設計第八版?表 15-1查得1 60MPa, ca，故平安。中間軸的設計1、求輸入軸上的功率P、轉速n和轉矩TP 5 29kW n =107.8r/min T 2、求作用在齒輪上的力小斜齒輪的分度圓直徑為mz 101 .3mmFt12T 22468820d1101 .39256 .07 NFr1Ft1 tan an9256.07costan 200coso;3554 74 Nd45 52mmd67 42mmL56=40mmd56 45mmL23=55mmL67

37、63mmL45 106mmFaiFti tan3116 .27 N3、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調質，根據(jù)？機械設計第八版？表15-3，取A0 110，得5.29dmin Ac3：41 004 mm飛107.8，中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑d1 2和d5 64、軸的構造設計1擬定中間軸設計如圖。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。因軸承同時受有徑向力和軸向力，應 選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)dm. 41mm，由？機械設計課程設計?表 13.1中初步選取0根本游隙組，標準精度級的 單列圓錐滾子軸承 30311

38、， 其尺寸為d D T 55mm 120mm 31.5mm， d12 d56 55mm。2丨取安裝齒輪的軸段d23 d45 62mm，錐齒輪左端與左軸 承之間采用套筒定位，錐齒輪輪轂長L 80mm，為了使套筒端面可 靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取 123 79m m，齒輪的 右端采用軸肩定位，軸環(huán)處的直徑為 d34 70mm。3圓柱直齒輪齒寬B1 120mm，為了使套筒端面可靠地壓緊 端面，此軸段應略短于輪轂長，故取145119mm。4齒輪距箱體比的距離為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應距箱體壁一段距離 s=10mm。3軸上的周向定位圓

39、錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按d2 3由？機械設計第八版？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，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，同 理圓柱齒輪處用普通平鍵尺寸為b h l 18mm 11mm 110mm。Hy選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R1.6-R2適中選取5、求軸上的載何根據(jù)軸的構造圖做出軸的計算簡圖，在確定支點時查得30311 型的支點距離a=24.9mm。所以軸承跨距分別為L仁68mm ，L2=11

40、8.5mm 。 L3=94.5mm 做出彎矩和扭矩圖見 圖八。由圖八可知斜齒輪支點處的截面為危險截面，算出其彎矩和扭矩值如下：18.607載荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 5549.59NFnv1 223.18NFnh2 6921.21NFnv23407.92N彎矩MMH1 377372.12N.mmMh2 654053.03N.mmMv115176.24N.mmMv214665593N.mmMv3164055.28N.mmMv4322050.17N.mm總彎矩M =729041.61N.mm扭矩TT =468.82N.mm6、按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉，扭轉

41、切應力為脈動循環(huán)變應力，取 0.6，軸的計算應力為caM2 ( T2)2, 1718532 (433750X0.6)2W0.1 45353.16MPa前已選定軸的材料為40Cr調質，由？機械設計第八版？表15-1查得 1 70MPa ca1，故平安。? 3輸出軸的設計1、求輸出軸上的功率Pii、轉速nm和轉矩TiiiRii =5.08 kw n =32r/min Tm =1516.66N M2、求作用在齒輪上的力大斜齒輪的分度圓直徑為d mz 338.7 mm而 Ft2 151660 338.78955.77NFr Ft.tan20 cos 3439.41NF Ft.ta n 301517Nd

42、min41.004mmd12d5655mm3、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鋼調質,根據(jù)？機械設計第八版？表15-3，取A 112，得d23 d4562mm輸出軸上采用兩個平鍵軸徑增大10%-15%，故dmin 65mm4、軸的構造設計(1)擬定輸出軸設計如下:l1100mmd273mmI2 63mm d375mm l3 69mmd484mmI480mmd5 94mm l512mm d6 84mml6119mmd775mmI7 50mm2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，應同中間軸各軸段直徑和長度的選擇，圖示尺寸值如下di 65mL 80mmI

43、23 79mmd34 70mml45119mmc=16mm選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)d3 75mm,由? 機械設計課程設計?表 13-1中初步選取0根本游隙組，標準精 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應距箱體壁一段距離 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？機械設計第 八版？表6-1查得平鍵截面22mm 14mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工， 長為110mm，同時為保證

44、齒 輪與軸配合有良好的對中性，應選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7 ；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R1.6-R2適中選取。5、求軸上的載何根據(jù)軸的構造圖做出軸的計算簡圖，在確定支點時查得30315型的支點距離a=32mm。所以作為簡支梁的軸承跨距分別為L1=182.5mm , L2=90.5mm。做出彎矩和扭矩圖見圖六。由圖六可知齒輪支點處的截面為危險截面，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M =771645.46N.mm扭矩TTiii =1516.66N.M6、按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及