北航搓絲機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)

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(shuō)明書(shū)搓絲機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)班級(jí)： 390411班設(shè)計(jì)： 39041122 李建福時(shí)間： 2012年5月23日前言本設(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(guò)畫(huà)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(shuō)明書(shū)是對(duì)搓絲機(jī)傳動(dòng)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(guò)程。通過(guò)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(duì)很多概念的理解，并對(duì)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

2、設(shè)計(jì)中，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(shū)4二、總體方案設(shè)計(jì)51、傳動(dòng)方案的擬定52、電動(dòng)機(jī)的選擇73、傳動(dòng)比的分配。84、確定各軸轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩。85、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算。9、帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)9II錐齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)11III軸的設(shè)計(jì)計(jì)算22IV軸承設(shè)計(jì)計(jì)算37、鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算39、減速器機(jī)體各部分結(jié)構(gòu)尺寸42、潤(rùn)滑與密封43、減速器附件的選擇43三、設(shè)計(jì)小結(jié)44四、參考文獻(xiàn)44一、 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)搓絲機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)1、設(shè)計(jì)題目：搓絲機(jī)傳動(dòng)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。

3、加工時(shí)，下挫絲板隨著滑塊作往復(fù)運(yùn)動(dòng)。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(dòng)時(shí)，工件在上、下搓絲板之間滾動(dòng)，搓制出與搓絲板一致的螺紋。搓絲板共兩對(duì)，可同時(shí)搓制出工件兩端的螺紋。滑塊往復(fù)運(yùn)動(dòng)一次，加工一個(gè)工件。2） 室內(nèi)使用，生產(chǎn)批量為5臺(tái)。3) 動(dòng)力源為三相交流電380/220V，電機(jī)單向轉(zhuǎn)動(dòng)，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(jí)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(zhǎng)度180mm,推桿行程320mm -340mm，公稱搓動(dòng)力9kN，生產(chǎn)率32件/min。 4、設(shè)計(jì)任務(wù)：1）設(shè)

4、計(jì)搓絲機(jī)傳動(dòng)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(dòng)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(xiě)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)1份。二、 總體方案設(shè)計(jì)1、傳動(dòng)方案的擬定根據(jù)設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)，該傳動(dòng)方案的設(shè)計(jì)分原動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和執(zhí)行機(jī)構(gòu)三部分。（1）原動(dòng)機(jī)的選擇設(shè)計(jì)要求：動(dòng)力源為三相交流電380/220V。故，原動(dòng)機(jī)選用電動(dòng)機(jī)。（2）傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的選擇 電動(dòng)機(jī)輸出部分的傳動(dòng)裝置電動(dòng)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(guò)載時(shí)，可能燒壞電動(dòng)機(jī)，所以要有一個(gè)過(guò)載保護(hù)裝置?？蛇x用的有：帶傳動(dòng)，鏈傳動(dòng)，齒輪傳動(dòng)，蝸桿傳動(dòng)。鏈傳動(dòng)與齒輪傳動(dòng)雖然傳動(dòng)效率高，但會(huì)引起一定

5、的振動(dòng)，且緩沖吸振能力差，也沒(méi)有過(guò)載保護(hù)；蝸桿傳動(dòng)效率低，沒(méi)有緩沖吸震和過(guò)載保護(hù)的能力，制造精度高，成本大。而帶傳動(dòng)平穩(wěn)性好，噪音小，有緩沖吸震及過(guò)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(dòng)效率較低，傳動(dòng)比不恒定，壽命短，但還是比較符合本設(shè)計(jì)的要求，所以采用帶傳動(dòng)。 減速器傳動(dòng)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(jí)錐齒圓柱齒輪減速器，以實(shí)現(xiàn)在滿足傳動(dòng)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。 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(dòng)機(jī)構(gòu)?？蛇x擇的有：連桿機(jī)構(gòu)，凸輪機(jī)構(gòu)，齒輪

6、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(jiǎn)諧運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)。本設(shè)計(jì)是要將旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換為往復(fù)運(yùn)動(dòng)，且無(wú)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)。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(dòng)下搓絲板，且結(jié)構(gòu)應(yīng)該盡量簡(jiǎn)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：320340mm通過(guò)畫(huà)圖分析可知滑塊行程主要取決于曲柄長(zhǎng)度，按比例作圖可得曲柄長(zhǎng)度約為150mm，連桿長(zhǎng)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=31.4mm，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(duì)

7、應(yīng)曲柄轉(zhuǎn)動(dòng)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(dòng)力與曲柄推動(dòng)力幾乎相等。估算減速器輸出轉(zhuǎn)矩：9KN150mm=1350Nm綜上，可得設(shè)計(jì)方案。2、電動(dòng)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，選用一般用途的Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)，電壓380V，50Hz。(2) 電動(dòng)機(jī)功率計(jì)算傳動(dòng)效率：V帶： 1 =0.96一級(jí)圓錐齒輪： 2 =0.96一級(jí)圓柱齒輪： 3 =0.97一對(duì)軸承： 4 =0.99摩擦傳動(dòng)： 5 =0.9總傳動(dòng)效率： =123435 =0.781公稱搓動(dòng)力： F=9000N滑塊最大速度: vmax=2nR=2326

8、00.15=0.503m/s電動(dòng)機(jī)功率： Pd=F.VMAX=90000.5030.781=5.796 kw要求Ped略大于Pd，則選用Y系列電動(dòng)機(jī)，額定功率7.5KW。（3）電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速計(jì)算確定傳動(dòng)比范圍：錐齒圓柱齒輪傳動(dòng)比范圍i1=8-15；單級(jí)V帶傳動(dòng)比范圍i2=2-4則電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍n=i1i2nw5121920r/min在相關(guān)手冊(cè)中查閱符合這一轉(zhuǎn)速范圍的電機(jī)，綜合考慮總傳動(dòng)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Y160M-6型電機(jī)。結(jié)論：電動(dòng)機(jī)型號(hào)定為Y160M-6，其技術(shù)數(shù)據(jù)如下表：型號(hào)額定功率(KW)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)同步轉(zhuǎn)速(r/min）Y160M-67.59701

9、0003、傳動(dòng)比的分配?？倐鲃?dòng)比i=ndnw=97032=30.3125因此，帶傳動(dòng)比假定為3，即i01=3，錐齒輪傳動(dòng)比為3，即i02=3，則圓柱齒輪傳動(dòng)比i23=ii01i12=3.374、確定各軸轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩。（1）各軸轉(zhuǎn)速：電動(dòng)機(jī)輸出軸：nw=970r/min高速軸：n1=nMi01=323.3r/min中間軸：n2=n1i12=107.8r/min低速軸：n3=n2i23=32r/min（2）各軸輸入功率：電機(jī)軸（輸出）：P0=Pd=5.8Kw高速軸：P1=P01=5.568Kw中間軸：P2=P124=5.292Kw低速軸：P3=P234=5.082Kw各軸輸出功率為其輸入功率乘

10、以軸承效率0.99（3）計(jì)算各軸輸入轉(zhuǎn)矩：電機(jī)軸（輸出）：T0=9550P0n0=57.10NM高速軸：T1=9550P1n1=164.47NM中間軸：T2=9550P2n2=468.82NM低速軸：T3=9550P3n3=1516.66NM各軸輸出轉(zhuǎn)矩為其輸入轉(zhuǎn)矩乘以軸承效率0.99（4）運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算結(jié)果如下：5、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算。I帶傳動(dòng)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31-7計(jì)算功率6.38kw帶型圖31-15及nM=970r/min與取A型V帶，且小帶輪基準(zhǔn)直徑表31-3,A型V帶，nM=970r/min大帶輪直徑取=1%=取標(biāo)準(zhǔn)值帶速v

11、V=6.35m/s,滿足5m/sv25m/s的要求初定中心距0.55()120的要求單根v帶額定功率由表31-3得單根v帶額定功率增量由表31-4得包角修正系數(shù)由表31-9得帶長(zhǎng)修正系數(shù)由表31-2得v帶根數(shù)z4.25取整得z=5v帶單位長(zhǎng)度質(zhì)量由表31-1得=0.1kg/m單根v帶初張緊力170.77N作用在軸上的力1670.07N帶輪參數(shù)由表31-11得 帶輪寬度B=415+210=80B=80mmII齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 直齒圓錐齒輪傳動(dòng)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=5.57kw、小齒輪轉(zhuǎn)速為=323.33r/min、齒數(shù)比為3.由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)。工作壽命10年（設(shè)每年工作30

12、0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(jí)、材料及齒數(shù)圓錐齒輪減速器為通用減速器，其速度不高，故選用8級(jí)精度（GB10095-88） 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),則大齒輪齒數(shù) ，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： 確定公式內(nèi)的各計(jì)算值試選載荷系數(shù)=1.4小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=164.47NM取齒寬系數(shù)查圖10-21齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限710Mpa 大齒輪的接觸疲勞極限58

13、0Mpa 查表10-6選取彈性影響系數(shù)=189.8 由教材公式10-13計(jì)算應(yīng)力值環(huán)數(shù) N1=60nj =60323.3312830010=9.31108h N2=3.1108h查教材10-19圖得：K=1.17 K=1.24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=1.05,應(yīng)用公式（10-12）得: =1.17710/1.05=793 =1.4 K=1.24=793 結(jié)果 =1.24560/1.05=721 （2） 設(shè)計(jì)計(jì)算1） 試算小齒輪的分度圓直徑，帶入中的較小值得 取d1=115mm2） 計(jì)算圓周速度V 1.95m/s3） 計(jì)算載荷系數(shù) 系數(shù)=1.25，根據(jù)V=1.95m

14、/s，8級(jí)精度查圖表（圖10-8）得動(dòng)載系數(shù)=1.12 查圖表（表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)=1.33 根據(jù)大齒輪兩端支撐，小齒輪懸臂布置查表10-9得=1.25的=1.5X1.25=1.33 得載荷系數(shù) =2.1564） 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得 = 5）計(jì)算模數(shù)M 1. 、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)公式： m（1） 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值1） 計(jì)算載荷系數(shù) =1.25X1.12X1.47X1.33=2.742） 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) =23.7 =70.2 =721=114.95mmv=1.95m/sK=2.156=5.04mmK=2.74 3).由教材表10-5查得齒形系數(shù) 應(yīng)

15、力校正系數(shù) 4) 由教材圖20-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限5) 由機(jī)械設(shè)計(jì)圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.88 K=0.896) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，得 = =7) 計(jì)算大小齒輪的,并加以比較 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 取M=2.75mm 對(duì)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大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的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

16、觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=115來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).計(jì)算齒數(shù) z=23 取z=23 那么z取68 4、計(jì)算幾何尺寸（1） d=115mm （2） d=340mm（3） =（4）（5） mm（6） =59.3圓整取b=60mm（7） 機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 小錐齒輪分度圓直徑為115mm 采用實(shí)心結(jié)構(gòu)大錐齒輪分度圓直徑為340mm 采用腹板式結(jié)構(gòu)K=0.88K=0.89M=5.015mmz=23 =68d=115mmd=340mmR=177.92mmb=60m 斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)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

17、，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為229HB286HB，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T1= 9550P1/ n1=468.82Nm齒寬系數(shù)由表9.3-11查取接觸疲勞極限由圖9.3-22b初步計(jì)算需用接觸應(yīng)力值由表B1，估計(jì)取， 動(dòng)載荷系數(shù)初步計(jì)算小齒輪直徑取初步齒寬（2）校核計(jì)算圓周速度精度等級(jí)由表9.3-1選擇8級(jí)精度齒數(shù)、模數(shù)和螺旋角取初取，傳動(dòng)比誤差為-0.8%由表9.3-4取 一般與應(yīng)取為互質(zhì)數(shù)取使用系數(shù)由表9.3-6原動(dòng)機(jī)均勻平穩(wěn)，工作機(jī)有中等沖擊動(dòng)載系數(shù)由圖9.3-6齒間載荷分配系數(shù)先求由表9.3-7，

18、非硬齒面斜齒輪，精度等級(jí)8級(jí)齒向載荷分布系數(shù)區(qū)域系數(shù)由圖.3-17查出彈性系數(shù)由表9.3-11查出重合度系數(shù)由表9.3-5由于無(wú)變位，端面嚙合角螺旋角系數(shù)齒形系數(shù)由圖9.3-19,查得應(yīng)力修正系數(shù)由圖9.3-20查得重合度系數(shù)螺旋角系數(shù)由圖9.3-21查取齒向載荷分布系數(shù)由圖9.3-9查取許用彎曲應(yīng)力試驗(yàn)齒輪的齒根彎曲疲勞極限由表9.3-14查最小安全系數(shù)由圖9.3-26確定尺寸系數(shù)由圖9.3-25確定彎曲壽命系數(shù)另外取驗(yàn)算合格（3）許用接觸應(yīng)力驗(yàn)算許用接觸應(yīng)力由表9.3-14取最小安全系數(shù)總工作時(shí)間應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （單向運(yùn)轉(zhuǎn)?。┙佑|壽命系數(shù)由圖9.3-23查出齒面工作硬化系數(shù)接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù)由

19、表9.3-15安調(diào)質(zhì)鋼查潤(rùn)滑油膜影響系數(shù)取為驗(yàn)算合格（4）確定主要傳動(dòng)尺寸中心距取整螺旋角切向模數(shù)分度圓直徑齒寬（5）小結(jié)：齒輪主要傳動(dòng)尺寸列表模數(shù)3壓力角螺旋角分度圓直徑齒頂高3mm齒根高3.75mm齒頂間隙0.75mm齒根圓直徑 中 心 距220mm齒 寬齒頂圓直徑III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、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =5.57 kw =323.33r/min =164.47N.2. 、求作用在齒輪上的力 已知高速級(jí)小圓錐齒輪的平均分度圓直徑為 則 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，得mm

20、輸入軸的最小直徑為安裝大帶輪，取 =36mm，4、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）初步定輸入軸設(shè)計(jì)如圖。 （2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)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。12段長(zhǎng)度應(yīng)適當(dāng)小于L所以取=78mm2） 初步選擇滾動(dòng)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)，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(jí)的單列圓錐滾子軸承30309，其尺寸為 45mm100mm27.25mm所以而=24mm這對(duì)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，

21、因此取3）取安裝齒輪處的軸段67的直徑；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=40mm，4）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)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=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由于，故取 （3）軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由機(jī)械 設(shè)計(jì)（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為56mm，同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，大帶輪處處平鍵截面為與軸的配合為；滾動(dòng)軸承與軸的周向定

22、位是由過(guò)渡配合來(lái)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，軸肩處的倒角可按R1.6-R2適當(dāng)選取。5、 求軸上的載荷（30309型的a=21.3mm。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。）載荷水平面H垂直面V支反力F 彎矩M 總彎矩=212152.74N.mm扭矩T =164.47N.M6、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(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力為= 56.44Mpa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，故安全。

23、 2中間軸的設(shè)計(jì) 1、求輸入軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T =107.8r/min =468.82N.M 2、求作用在齒輪上的力 已知小斜齒輪的分度圓直徑為 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40Cr（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-3，取，得，中間軸最小直徑顯然是安裝滾動(dòng)軸承的直徑和4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定中間軸設(shè)計(jì)如圖。 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度1）初步選擇滾動(dòng)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)，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(jí)的單列圓錐滾子軸承30311，其

24、尺寸為，。 2）取安裝齒輪的軸段，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(zhǎng)，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(zhǎng)，故取，齒輪的右端采用軸肩定位，軸環(huán)處的直徑為。3）已知圓柱直齒輪齒寬，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(zhǎng)，故取。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=16mm，在確定滾動(dòng)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，按由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為70mm，同時(shí)為保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，同理圓柱齒輪處用普通平鍵尺寸

25、為。選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)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，軸肩處的倒角可按R1.6-R2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(jiǎn)圖，在確定支點(diǎn)時(shí)查得30311型的支點(diǎn)距離a=24.9mm。所以軸承跨距分別為L(zhǎng)1=68mm，L2=118.5mm。L3=94.5mm做出彎矩和扭矩圖（見(jiàn)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：載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩=729041.61N.mm扭矩T =468.82N.mm 6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)上表中

26、的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力為前已選定軸的材料為（調(diào)質(zhì)），由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-1查得，故安全。 3輸出軸的設(shè)計(jì) 1、求輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =5.08 kw =32r/min =1516.66NM 2、求作用在齒輪上的力 已知大斜齒輪的分度圓直徑為 而 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，得 輸出軸上采用兩個(gè)平鍵軸徑增大10%-15%，故4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1) 擬定輸出軸設(shè)計(jì)如下：同中間軸各軸段直徑和長(zhǎng)度的選擇，圖示尺寸值如下，2） 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)

27、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)，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(jí)的單列圓錐滾子軸承30315，其尺寸為，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(dòng)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，按由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為110mm，同時(shí)為保證齒 輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣外部連桿與軸的連接，選用平鍵，滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的尺寸公差為

28、H7。（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，軸肩處的倒角可按R1.6-R2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(jiǎn)圖，在確定支點(diǎn)時(shí)查得30315型的支點(diǎn)距離a=32mm。所以作為簡(jiǎn)支梁的軸承跨距分別為L(zhǎng)1=182.5mm，L2=90.5mm。做出彎矩和扭矩圖（見(jiàn)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F彎矩M 總彎矩=771645.46N.mm扭矩T =1516.66N.M 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(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力=54.7mpa前已選定軸的材料

29、為45鋼（調(diào)質(zhì)），由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-1查得，故安全。 7、精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（1） 判斷危險(xiǎn)截面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(duì)軸的影響來(lái)看，齒輪兩端處過(guò)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(guò)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) 抗扭截面系數(shù) 截面右側(cè)彎矩 截面上的扭矩=1516.66N.M 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。

30、由表15-1查得 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， ，經(jīng)查值后查得 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 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）附圖3-2的尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。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)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為又取碳鋼的特性系數(shù)為 計(jì)算安全系數(shù)值故可知安全。（3） 截面右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側(cè)彎矩 截面上的扭矩=1516.66N.M 截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力過(guò)盈配合處取 則 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為又取碳鋼的特性系數(shù)為計(jì)算安全系數(shù)值故可知

31、安全。 Ft=3432.42NFr=1185.19NFa=395.06N=36mm=78mm=24mm=40mm=55mmc=16mm，IV軸承設(shè)計(jì)計(jì)算 1輸入軸滾動(dòng)軸承計(jì)算 初步選擇的滾動(dòng)軸承為0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30309，其尺寸為，軸向力 Fa=395.06N ， ，Y=1.7，X=0.4載荷水平面H垂直面V支反力F 則 Fr1=3577.70N Fr2=5585.14N則 Fs1=1052.26N(右) Fs2=1642.69N（左）則 Fa1=2037.75N（右） Fa2=1642.69N（左）則 P1=4914.06N P2=6143.65N則 P=P2=6

32、143.65N 則Lh=10660nCP=7.28108Lh故軸承驗(yàn)證合格。 2中間軸滾動(dòng)軸承計(jì)算 初步選擇的滾動(dòng)軸承為0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30311, 。軸向力Fa=1109.96N， ，Y=1.9，X=0.4載荷水平面H垂直面V支反力F則 Fr1=5549.64N Fr2=7714.73N則 Fs1=1632.24N(左) Fs2=2269.04N（右）則 Fa1=1632.24N(左) Fa2=3638.55N（右）則 P1=6104.6N P2=9358.06N則 P=P2=9358.06N 則Lh=10660nCP=1.68106Lh故軸承驗(yàn)證合格。 3輸出軸軸

33、滾動(dòng)軸承計(jì)算 初步選擇的滾動(dòng)軸承為0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30315. 軸向力Fa=3015.17N， ，Y=1.7，X=0.4載荷水平面H垂直面V支反力F則 Fr1=4228.19N Fr2=6002.26N則 Fs1=1243.59N(右) Fs2=1765.37N（左）則 Fa1=4780.54N(右) Fa2=1765.37N（左）則 P1=9695.7N P2=6602.49N則 P=P2=9358.06N 則Lh=10660nCP=8.04106Lh故軸承驗(yàn)證合格。 V、鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算 1輸入軸鍵計(jì)算 1）校核大帶輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸

34、長(zhǎng)度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強(qiáng)度為：故單鍵即可。 2）校核圓錐齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長(zhǎng)度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強(qiáng)度為： 故單鍵即可。 2中間軸鍵計(jì)算1）校核圓錐齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長(zhǎng)度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強(qiáng)度為： 故單鍵合格。 2）校核圓柱齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長(zhǎng)度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強(qiáng)度為： 故單鍵合格。 3輸出軸鍵計(jì)算1）校核圓柱齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長(zhǎng)度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強(qiáng)度為： 故單鍵合格。 2）校核輸出軸箱體露出鍵強(qiáng)度 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長(zhǎng)度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強(qiáng)度為： 故單鍵合格。 VI、減速器機(jī)體各部分結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號(hào)減速器型式及尺寸（mm）箱座壁厚箱蓋壁厚箱座凸緣厚度箱蓋凸緣厚度機(jī)座底凸緣厚度 取地腳螺釘直徑取地腳螺釘數(shù)目取窺視孔蓋螺釘直徑 取定位銷直徑