1、機械設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計計算說明書設(shè)計題目： 設(shè)計者: 學(xué) 號: 專業(yè)班級: 指導(dǎo)教師:完成日期：2013年6月5日天津理工大學(xué)機械工程學(xué)院目 錄一課程設(shè)計的任務(wù) 2二電動機的選擇 3三傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比 4四傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算5五傳動零件的設(shè)計計算 6六軸的設(shè)計、校核 18七滾動軸承的選擇和計算 25八鍵連接的選擇和計算 26九聯(lián)軸器的選擇 27十潤滑和密封的選擇 27十一設(shè)計總結(jié)29十二參考資料 30課程設(shè)計的任務(wù)1 設(shè)計目的課程設(shè)計是機械設(shè)計課程重要的教學(xué)環(huán)節(jié)，是培養(yǎng)學(xué)生機械設(shè)計能力的技術(shù)基礎(chǔ)課。課 程設(shè)計的主要目的是：（1）通過課程設(shè)計使學(xué)生綜合運用機械設(shè)計課程

2、及有關(guān)先修課程的知識，起到鞏固、深化、融會貫通及擴展有關(guān)機械設(shè)計方面知識的作用，樹立正確的設(shè)計思想。（2）通過課程設(shè)計的實踐，培養(yǎng)學(xué)生分析和解決工程實際問題的能力，使學(xué)生掌握機械零 件、機械傳動裝置或簡單機械的一般設(shè)計方法和步驟。（3）提高學(xué)生的有關(guān)設(shè)計能力，如計算能力、繪圖能力以及計算機輔助設(shè)計（CAD）能力等，使學(xué)生熟悉設(shè)計資料（手冊、圖冊等）的使用，掌握經(jīng)驗估算等機械設(shè)計的基本技能。2 設(shè)計題目：執(zhí)行機構(gòu)方案設(shè)計、傳動裝置總體設(shè)計及機構(gòu)運動簡圖已經(jīng)在機械原理課程設(shè)計中完成 （詳見機械原理課程設(shè)計資料，在此略），現(xiàn)將對傳動裝置進行具體設(shè)計。設(shè)計題目：玻璃瓶印花機構(gòu)及傳動裝置原始數(shù)據(jù)：方案號

3、12345678910分配軸轉(zhuǎn)速n（r/min）60606050505045454545分配軸輸入功率P （kw）1.41.31.21.21.11.01.11.00.90.8玻璃瓶單程移距（mr）120115110印花圖章上下移距（m）555250定位壓塊左右移距（m）302520說明：（1）工作條件：2班制，工作環(huán)境良好，有輕微振動；（2）使用期限十年，大修期三年；（3）生產(chǎn)批量：小批量生產(chǎn)（<20臺）；（4）帶傳動比i < 4;（5）采用Y型電動機驅(qū)動。（6）分配軸：與減速器輸出軸相連接（各執(zhí)行機構(gòu)的輸入軸）2、設(shè)計任務(wù)1）總體設(shè)計計算（1）選擇電動型號計算所需電機功率，確定電

4、機轉(zhuǎn)速，選定電機型號；（2）計算傳動裝置的運動、動力參數(shù)；a. 確定總傳動比i，分配各級傳動比；b. 計算各軸轉(zhuǎn)速n、轉(zhuǎn)矩T；c. 傳動零件設(shè)計計算；d. 校核中間軸的強度、軸承壽命、鍵強度；2 ）繪制減速器裝配圖（草圖和正式圖各一）；3 ）繪制零件工作圖：減速器齒輪和中間軸零件工作圖；（注：當(dāng)中間軸為齒輪軸時，可僅繪一中間軸零件工作圖即可）4 ）編寫設(shè)計計算說明書。3、傳動裝置部分簡圖6-一執(zhí)行機構(gòu)III軸1電動機 2T帶傳動3二級圓柱齒輪減速器4圓柱齒駝5圓柱齒輪 6圓柱齒輪7圓柱齒輪8聯(lián)軸器 9分配軸（IV軸二、電動機的選擇1 電動機類型的選擇按已知工作要求和條件選用丫系列一般用途的全封

5、閉自扇冷式籠型三相異步電動。2.確定電動機輸出功率Pd電動機所需的輸出功率Pd=PJ n其中：Pw-工作機分配軸的輸入功率n -由電動機至分配軸的傳動總效率工作機的分配軸輸入功率: T 9.55106 (N mm)n32n 軸承，n 齒輪，n聯(lián)軸器=n帶.總效率n = n查表可得：n 帶=0.96 ,n齒輪 =0.98 ,n 軸承=0.99 ,n聯(lián)軸器 =0.99 ,n = 0.96 x 0.99 3x 0.982x 0.99=0.886電動機所需的功率：Pd = Pw/n =1.13 KW3確定電動機轉(zhuǎn)速 工作機轉(zhuǎn)速 nwn w= 45 r/min 確定電動機轉(zhuǎn)速可選圍 :V帶傳動常用傳動比

6、圍為：i帶=34, 雙級圓柱齒輪傳動比圍為i減=1418,則電動機轉(zhuǎn)速可選圍為 ： n'd=nw i 總=（34）（ 14 18） nw=（4272）x 45 = 1890 3456 r/min其中：i總=i帶x i減=（34） x （1418） =4272i 減減速器傳動比符合這一轉(zhuǎn)速圍的同步轉(zhuǎn)速有 1000 、1500 、 3000 r/min ,根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速,由有關(guān) 手冊查出適用的電動機型號。 （建議：在考慮保證減速器傳動比 i 減14 時,來確定電機同步 轉(zhuǎn)速）。4. 確定電動機型號 根據(jù)所需效率、轉(zhuǎn)速,由機械設(shè)計手冊 或指導(dǎo)書 選定電動機：丫90S-2型號（丫系列）數(shù)據(jù)如下

7、 ： 額定功率 P： 1.5 kw （ 額定功率應(yīng)大于計算功率 ） 滿載轉(zhuǎn)速：nm = 2840 r/min（nm電動機滿載轉(zhuǎn)速）同步轉(zhuǎn)速： 3000 r/min 電動機軸徑 ： 24 mm三、傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比1 傳動裝置的總傳動比i 總=i 帶 x i 減=n" n w = 2840/45 = 63.11nw工作機分配軸轉(zhuǎn)速2分配各級傳動比為使V帶傳動外部尺寸不要太大，可初步取i帶=3.7左右貝: i 減=i 總/i 帶=17.06 減速器傳動比分配原則：各級傳動尺寸協(xié)調(diào)，承載能力接近，兩個大齒輪直徑接近以便潤 滑（浸油深度）。i減=i高*i低i 高高速級傳動比i

8、 低低速級傳動比建議取：i 高=（1.21.3）i低貝： i 減=（1.21.3） i 2低i 高=4.71, i 減=3.62四、傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算1 計算各軸的轉(zhuǎn)速I軸（高速級小齒輪軸）：ni=ni帶=767.57 r/minII 軸（中間軸）:n = n i / i 高=162.97 r/min 川軸（低速級大齒輪軸）：nm=nn/i低=45.02 r/minW軸（與川軸通過聯(lián)軸器相連的軸）：n w= n皿=45 r/min2 計算各軸的輸入功率和輸出功率i軸：P入=幾n帶=1.13 x 0.96=1.085 kwPi出=P i入n軸承=1.085x 0.99 =1.074

9、kwn軸：PnN =P i出 n齒輪：=1.074x 0.98 =1.053 kwPn出 =P n入n軸承=1.053x 0.99 =1.043 kwm軸:Pm入=P n出 n齒輪：=1.043x 0.98 =1.022 kwPm出 =P m入n軸承:=1.022x 0.99 =1.012 kwW軸（分配軸）Pm入=P m 出 n 聯(lián)軸器=1.012 x 0.99 = 1.002 kwPw=Piv出=P 入軸承=1.002 x 0.99 = 0.992 kw3.計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩和輸出轉(zhuǎn)矩公式：T=9.55 x 106x P/n (N mm)I 軸：Ti入=9.55 x 106x Pi入/ n

10、i= 13.499 x 103 (N mm)Ti出=9.55 x 106x Pi出/ ni= 13.363 x 103 (N mm)n軸：T1入=9.55 x 106x Pn入/nn= 61.706 x 103 (N mm)Tn出=9.55 x 106x Pn出/ nn= 61.120 x 103 (N mm)m軸：Tm入=9.55 x 106x Pm入/ nm= 216.795 x 103 (N mm)Tm出=9.55 x 106x Pm出/ nm= 214.674 x 103 (N mm)W軸：T吸=9.55 x 106x Rv入/nm= 212.552 x 103 (N mm)TwfTi

11、v出=9.55 x 106x Pv出/ n m = 210.431 x 103 (N mm)將運動和動力參數(shù)計算結(jié)果進行整理并列于下表：軸名功率P (kw)轉(zhuǎn)矩T (N - mm轉(zhuǎn)速 n (r/min )傳動比i效率n輸入輸出輸入輸出電機軸1.1333.80 x 1028403.700.96i軸1.0851.0741349913366767.574.710.98n軸1.0531.0436170661120162.973.620.98m軸1.0221.012216.795214.67445.0210.99分配軸1.0020.992212.552210.43145.02五、傳動零件的設(shè)計計算1.

12、V帶傳動的設(shè)計計算計算項目計算容計算結(jié)果定V帶型號和 帶輪直徑工作情況系數(shù)計算功率選帶型號小帶輪直徑大帶輪直徑大帶輪轉(zhuǎn)速計算帶長求Dm求厶初取中心距-H± /帶長基準(zhǔn)長度由表11.5Pe= KAP=1.2X 1.5由圖11.15由表11.4Dm85 2840D2(1)1 1(10.01)n2767.57314.499mm“、D1 n1“ ca、85 2840n2 (1)D2(1 °.01)315D2 D1315 85Dm 2 2D2 D1315 852 2a=550mm2L Dm 2aa1152L2002 550 550KA=1.21.8kwZ型取D仁85mm取 D2=31

13、5mmn2=767.349 r/mi nDm =210mm =120mmL=1728.528mmLd=1800mm求中心距和包 角計算項目計算容計算結(jié)果中心距小輪包角求帶根數(shù) 帶速傳動比帶根數(shù)求軸上載荷緊力軸上載荷a L Dm j _Dm)2 8 24418002001_c ,"2a J (1800 200 )8 12044D2 D11 180 2 1 60a1 180 315 85 60573.28285 284060 1000 60 10002840in2766.80由表 11.8 P0=0.58kW ，由表 11.7 Ka=0.933 由 表 11.12Kl=1.18 ,由 表

14、 11.10 P0=0.04kWZ卩。(P 卩0山燈1.8cccrz 2.637(0.58 0.04) 0.933 1.18q=0.06kg/mPe 2.5 ka2Fa500()qvvzka1.82.5 0.9332Fa500() 0.06 12.6412.64 30.933Fq 2zF°s in12155.928Fq 2 3 49.448 sinQ 2a=573.282mma1=155.928 ° >12 0°v=12.640m/si=3.7取z=3根F =49.448NFQ=290.166N2.齒輪傳動的設(shè)計計算高速級齒輪校核材料選擇：小齒輪45鋼，調(diào)制

15、處理，硬度 229HB-286HB,平均240HB 大齒輪45鋼，正火處理，硬度 162HB-217HB,平均190HB計算步驟如下:計算項目計算容計算結(jié)果齒面接觸疲勞強度計 算1. 初步計算轉(zhuǎn)矩Ti齒寬系數(shù)書d接觸疲勞極限C Hlim初步計算的許用接觸應(yīng)力C HA值初步計算小齒輪的直 徑2. 校核計算齒數(shù)Z模數(shù)m-_ ,c6PlclL1.074T19.55 109.55 10n1766.349由表 12.13 (p222),取書 d=1 由圖 12.17c (p223)H10.9H lim 1 0.9 580H 2°.9H lim 2 09 540由表 12.16 (p227)估計

16、 B =15° 取 Ad=871T1u 1d1 Ad2 d H U“ J'13384.854.711“87 幼 35.631 1 48624.71取 Z1=20, Z2=95d136mncoscos151.739Z120書d=1H lim1580MpaHlim2 540MpaH1 522MpaH2 486Mpa Ad=87取 d1=36mm乙=32,乙=95取 m=2mm(p206)計算項目計算容計算結(jié)果中心距a螺旋角B小齒輪的直徑di大齒輪的直徑d2 齒寬b圓周速度vmn(Z1 Z2)2(30 95)a 119.057mm2 cos2cos15mn(z1 Z2)2 (30

17、95)arccos arccos2a2 120mnz12 20d1n 141.739( mm)coscos16.598mn z22 95d2n 2198.261(mm)coscos16.598bdd11 41.739取 a=120mmB =16.598 ° =16° 35' 53”d1=42mmd2=198.261mm取 b2=45mmb1=55mmv=1.675m/s精度等級v 60 1000841739 7663491.675m/s60 1000選8級精度傳動比相對誤差使用系數(shù)Ka 動載荷系數(shù)kv 齒間載荷分配系數(shù)計算項目齒向載荷分配系數(shù)Kh由表 12.6 (p

18、207).95i 30由表由圖由表Ft4.754.710.85% 5%i=4.75相對誤差5%Ka=1.35Kv=1.1(p215)(p216)12.912.912.10 (p217),先求2T1 2 13384.850 641.359(N)KaRd141.7391.35 641.35919.241 N / mm 100 N / mm451.883.2Z1一 cos Z21.883.2 1cos2095bsi n45sin 16.5982mn計算容20COSKhKh2.0461.616 2.0463.662arctantan n cos47'49"cos cosKfcos1.

19、616A B11.6162.0463.662計算結(jié)果arctan tan20 20.797cos16.598/COS2cos16.598cos200.963cos 20.7971.616/0.96321.743a =1.74312.11p21820.6 d；c 10 3b載荷系數(shù)K彈性系數(shù)Ze節(jié)點區(qū)域系數(shù)Zh重合度系數(shù)乙螺旋角系數(shù)乙 接觸最小安全系數(shù)SHmin總工作時間th應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL4523Kh1.17 0.16 1()0.61 104541.7391.513K KAKvKh Kh1.35 1.1 1.743 1.5133.916由表 12.12 (p221)由圖 12.16 (p222

20、)由式 12.31，因& B >1,取& B =1,故4 =1.513K=3.916Ze 189.MpaZh=2.41乙=0.787Zb =0.979SHmiri1.05th=58400hN_1=2.7x109Zi'41J1J 10.7873丫 1.616ZJCOS/COS6.598 0.979由表 12.14 (p225)th 10 365 8 258400(h)由表 12.15 (p226),Nl1 60 nth 60 1 766.8 5840092.7 10原故計應(yīng)力循環(huán)次數(shù)正確。計算項目計算容計算結(jié)果接觸壽命系數(shù)Zn許用接觸應(yīng)力C h驗算Nl2 Nl1 /

21、i 2.7 109 /4.755.7 108由圖 12.18 (p224)r,H lim 1 Zn1 580 0.96 lcccclu”H1 530.285MpaSh min1.05riHlim 2 ZN2540 O6廠鼻廠h2545.143MpaSH min1 05N_2=5.7x108Zn1=0.96Zn2=1.06C H1=530.285MpaC H2=545.143Mpac h=448.386<c h2|齒根彎曲疲勞強度計算：齒形系數(shù)YFa：應(yīng)力修正系數(shù)Ya：重合度系數(shù)Ye :HZe Zh ZZh bd1i189.8 2.41 O.787 0.979448.386Mpa2 3.9

22、16 13384.8504.75 14.75V85 83.1492Zv1乙2022.7243 cos3 cos16.598Zv2Z295107.938cos3cos316.598由圖12.21(P229)由圖12.22(P23O)v1.8813.2(1)cosZv1Zv2=1.883.2(11)cos 16.598 =1.638Zvi=22.724Zv2=107.938YFa1=2.68 YFa2=2.18Ysa1 = 1.66Ysa2=1.82Ye =0.693螺旋角系數(shù)Yb22.724107.9380.25 O'750.250.750.6931.638Yb =0.862齒間載荷分配

23、系數(shù)KfY min10.251 0.250.751時，按1計算1200.862 Y min1-1 何598120計算項目由表12.1O注（p217）計算容計算結(jié)果齒向載荷分布系數(shù)&載荷系數(shù)K:彎曲疲勞極限(T Fmin：彎曲最小安全系數(shù)SFmin應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL彎曲壽命系數(shù)Yn：尺寸系數(shù)YX:許用彎曲應(yīng)力T F驗算4.954.326 1.743 Y 1.616 0.708故 Ka =1.743由圖 12.14 (p219)b/h=45/(2*2.25)=10, KfP =1.46K KAKvKh Kh1.35 1.1 1.743 1.463.779由圖 12.23c(p231)T Fm

24、in1=450Mpa, T Fmin2=370Mpa由表 12.14 (p225)SFmin=1.25由表 12.15 (p226)NL1 60 nth 60 1 766.8 5840092.7 10原故計應(yīng)力循環(huán)次數(shù)正確。NL2 NL1 /i 2.7 109 /4.755.7 108由圖 12,24 (p232) Yn1=0.86 , Yn2=0.88由圖 12.25 (p232) Y<=1r、Flim1 YN1 Yx450 0.86 1 ccccn”._F1 309.6 MpaSFmin1.25r、Flim2 YN2Yx450 0.97 1 一 L F2415.714MpaSFmin

25、1.052KT1F1 _1 Yf31 Ysa1 Y Ybd1mn2 3.779 13384.850 2.68 1.57 0.708 0.86245 41.739 269.153Mpa F1YFa2Ysa22.15 1.82F2F169.153YFa1Ysa12.68 1.5764.311Mpa F2KFa =1.743Kfb =1.46K=3.779T Fmin1=450MpaT Fmin2=370Mpa SFmin=1.25gN_1=2.7x10N_2=5.7x108Yn1=0.86Yn2=0.88YX=1F1 =309.6MpaF1 =415.714MpaT F1< T F1T F2

26、< T F2故滿足要求低速級齒輪校核材料選擇:小齒輪45鋼，調(diào)制處理，硬度 229HB-286HB平均240HB 大齒輪45鋼，正火處理，硬度 162HB-217HB,平均190HB計算步驟如下:計算項目計算容計算結(jié)果齒面接觸疲勞強度計 算2.初步計算轉(zhuǎn)矩Ti6 Pi61.053Ti 9.55 109.55 10齒寬系數(shù)書dni162.97由表 12.13 (p222)，取書 d=1嘰=1接觸疲勞極限C Hlim由圖 12.17c (p223)H lim 1580Mpa初步計算的許用接觸Hlim 2 540Mpa應(yīng)力C hH1°.9H lim 1°.9580H1 52

27、2MpaH 2°.9H lim 2°9540H2 486MpaA值由表 12.16 (p227)估計 B =15° 取 Ad=87Ad=87初步計算小齒輪的直1T1u 1d1Add h2u徑873.1'61705.5293.62160 37取 d1=61mm2.校核計算87260.32/ 1 48623.62乙=32, Z2=95齒數(shù)Z取乙=30，Z2=109模數(shù)md1109mncoscos15 1.96z130取 m=1.96mm(p206)計算項目計算容計算結(jié)果中心距aamn(Z1 Z2)2(30 109) 143 903mm取 a=144mm2 co

28、s;2cos15螺旋角Barccosmn(Z1 Z2)2a2 (30 109) arccos2 144B =15.143 ° =15° 8' 35”小齒輪的直徑didimnZ12 3062.158(mm)d1=62.158mmcoscos15.143大齒輪的直徑d2d2mnZ2cos2 109 cos15.143225.842(mm)d2=225.842mm齒寬bbdd11 62.158取 b2=65mm b1=75mm圓周速度vvd1n162158侃.97心v=0.53m/s60 1000 60. 05 1 1 / O1000精度等級由表12.6(p207)選8級

29、精度傳動比i1093.63330i=3.633相對誤差j原_ i實 i原3.620.36%5%相對誤差5%使用系數(shù)K由表12.9(p215)K=1.35動載荷系數(shù)K由圖12.9(p216)K=1.1齒間載荷分配系數(shù)匕由表12.10 (p217)，先求aFt2T12 61705.5291985.441(N)d162.158KaFt1.35 1985.44140.320 N / mm 100N / mmb651.88113.2 丄iZ1Z2cos1.881 13.2 130 109cos15.1431.6831.683bsi n65 sin15.1432.702mn22. 7 021.683 2.

30、7024.3854.385計算項目計算容計算結(jié)果齒向載荷分配系數(shù)Kh載荷系數(shù)K彈性系數(shù)Ze節(jié)點區(qū)域系數(shù)Zh重合度系數(shù)乙螺旋角系數(shù)乙 接觸最小安全系數(shù)SHmin總工作時間th應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N丄 tan n丄tan 20“t arcta narctan20.660coscos15.14320 3936"cos cos n cos15.143 cos20 小小“cos b0.969cos tcos 20.660KhKf/COS2 b 1.683/0.96921.792由表 12.11 ( p218)2Kh a B1 0.6 c 10 3bd16523Kh 1.17 0.16 1()0.61

31、106562.1581.499KK aKvKh Kh1.35 1.1 1.792 1.499 3.989由表 12.12( p221)由圖 12.16 (p222)由式12.31，因& b >1,取&尸1,故Z1-110.771y 3V 1.683ZJcosJCOS5.143 0.983由表 12.14 (p225)th 10 365 8 258340(h)由表 12.15 (p226),Nl1 60 nth 60 1 162.97 5840085.7 10原故計應(yīng)力循環(huán)次數(shù)正確。21.792Khb=1.499K=3.989Ze 189&MpaZh=2.41乙=0

32、.771Zb =0.983Snmi n=1.05t h=58400h82=5.7x10計算項目計算容計算結(jié)果接觸壽命系數(shù)Zn許用接觸應(yīng)力C h驗算齒根彎曲疲勞強度計算：齒形系數(shù)YFa：應(yīng)力修正系數(shù)YSa：重合度系數(shù)丫 :螺旋角系數(shù)Yb齒間載荷分配系數(shù)KfNl2 Nl1 /i 5.79 108/3.6331.6 108由圖 12.18 (p224)r1Hlim1 ZN1580 匸06H1585.524MpaSh min1 .05riH lim 2 Z N2 5801.13H2 581.143MpaSH min匸052=1.6x108Zn1=1.06Zn2=1.13C Hl=585.524Mpac

33、 h2I=581.143MpaC h=548.119<C H2Zv1=33.355Zv2=121.191¥a1=2.49¥a2=2.19丫sa1=1.642=1.83Ye =0.692Yb =0.87477；2Ku 1 r nHZEZHZ Z12H V bd1u189.8 2.41 0.771 0.98312 3.989 61705.529 3.633 1 一c 一 c J2548.119Mpa65 62.15823.633Z130Zv13_ _3 33.355coscos 15.143Z2109Zv2+ 3 121.191coscos 15.143由圖 12.21

34、(p229)由圖 12.22 (p230)1 1v 1.883.2() coszv1zv21 1= 1.883.2( ) cos15.14333.355121 .191Y 0.250.750.250.750.692v1.697Y min 10.251 0.250.75當(dāng)1時，按1計算、，115.143Y 11-1120 1200.874 Y min由表12.10注(p217)計算項目計算容計算結(jié)果齒向載荷分布系數(shù)&載荷系數(shù)K:彎曲疲勞極限(T Fmin：彎曲最小安全系數(shù)SFmin應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL彎曲壽命系數(shù)Yn：尺寸系數(shù)YX：許用彎曲應(yīng)力T F驗算4.3852.9811.792Y 1.

35、683 0.874故 Kra =1.792由圖 12.14 (p219)b/h=65/(2*2.25)=14.44, Kfb =1.6KK AKvKh Kh 1.35 1.1 1.792 1.6 4.258由圖 12.23c(p231)T Fmin1=450Mpa, T Fmin2=370Mpa由表 12.14 (p225)SFmin=1.25由表 12.15 (p226)Nl1 60 nth 60 1 162.97 5840085.7 10原故計應(yīng)力循環(huán)次數(shù)正確。Nl2 Nl1 /i 5.7 108/3.6331.6 108由圖 12,24 (p232) Yn1=0.88 , Yn2=0.9

36、1由圖 12.25 (p232) YX=1riF lim 1 YN1 Yx450 0.88 1 o c r nF1】316.8MpaSf min1 .25f2Flim2 丫N"x 370 0.91 1269.36MpaSF min1 .252KT1F1 _1 Yra1 Ysa1 Y Ybd1mn2 4.258 61705.529 2.49 1.64 0.692 0.87465 62.158 2160.613Mpa F1匕=1.792&b=1.6K=4.258T Fmin1=450MpaT Fmin2=370MpaSFmin=1.258Nl1=5.7x10Nl2=1.6x108

37、Yn1=0.88Yn2=0.91Yf1F1 =316.8Mpa2 =415.714MpaT F1< T F1計算項目計算容計算結(jié)果YFa2Ysa2一 c 2.19 1.83F2F1160.613YFaMa12.49 1.64157.628Mpa F2(T F2< (T F2】故滿足要求六、軸的設(shè)計、校核、高速級軸的設(shè)計計算1求軸上的功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩，由之前數(shù)據(jù)得得到以下數(shù)據(jù)：3R 1.085 Kw, n1 766.80 r/min,T1 13.499 X 10 N mm2、選軸的材料：初選軸的材料為3、初步計算軸的最小直徑d C45鋼調(diào)質(zhì)處理，由表16-2得c=112mm1121.

38、085766.8012.5，由于連接帶輪需要鍵連接,則d 12.5 (1 5%) 13.125,又此段軸與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取dmin =20mm 4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(已知軸上有兩個軸承，一個帶輪，一個齒輪，初設(shè)結(jié)構(gòu)如下)軸上各段直徑的確定：1) d1 =20mm,此軸段與大帶輪裝配2) d2=22mm為了滿足大帶輪的軸向定位要求，帶輪左側(cè)制出一軸肩故3) d3=25mm,初步選擇滾動軸承。因為軸承只承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。由 軸承產(chǎn)品目錄中初步選擇6205型軸承，由參考資料得其尺寸為d D B 25mm 52mm 15mm4) d4=28mm,該段軸向固定軸承形成軸肩，所

39、以d4 =da+3o5) d5=41.739mm(分度圓)，并設(shè)該軸為齒輪軸。6) de=31mm,該段軸向固定軸承形成軸肩。7) d7 = d3=25mm,初步選擇6205型軸承，由參考資料得其尺寸為d D B 25mm 52mm 15mm軸上各段長度的確定：1) li 38mm 查表知大帶輪寬為B=40mm為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的 端面上，故此段的長度應(yīng)比B略小一些，現(xiàn)取h 38mm2) I2 60mm初步估算軸承端蓋的總寬度為40mm根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加 潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與大帶輪左端面的距離l =15mm故取l2 60mm3) I315mm,由

40、軸承 Bo4) l4 102 mm, 1432 B低速小 7 102mm 。5) l555mm,有齒輪裝配而定。6) l64mm 軸肩寬度。7) l7 29mm, I7 I擋 B軸承 14 15 29mm二、中間軸的設(shè)計計算1、求軸上的功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩，由之前數(shù)據(jù)得得到以下數(shù)據(jù)：R 1.053 Kw, n1 162.97 r/min,T1 61.706 X 10 N mm2、選軸的材料：初選軸的材料為 45鋼調(diào)質(zhì)處理，由表16-2得c=112mm軸上各段直徑的確定 :1) di=25mm,該段安裝并固定軸承，初選軸承 6205,由參考資料得其尺寸為d D B 25mm 52mm 15mm2)

41、d2=30mm, 此處安裝齒輪 (分度圓直徑為 198.261mm)。3) da=38mm,齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h0.07 d，故取h =5mm則軸環(huán)處的直 徑d3=38mm軸環(huán)寬度b 1.4h，取9mm。4) d4 =30，此處安裝齒輪 (分度圓直徑為 62.158mm)。5) d5=25,該段安裝并固定軸承，d5 = di，初選軸承6205,由參考資料得其尺寸為d D B 25mm 52mm 15mm軸上各段長度的確定 :1) l1 41mm li B軸承 323 40mm。2) 1272mm, 12 B高速大齒輪-3=43mm3) 13 9mm,則軸環(huán)處的直徑d3=38mm

42、軸環(huán)寬度b 1.4h,取9mm。4) 14 72mm 14 B 低速大齒輪-3=72mm5) I5 41mm 15 B軸承 323 40mm，修正值為 41mm、低速軸設(shè)計計算1求軸上的功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩，由之前數(shù)據(jù)得得到以下數(shù)據(jù)：R 1.022 Kw, n1 45.02 r/min,T( 216.795 X 10 N mm2、選軸的材料：初選軸的材料為 45鋼調(diào)質(zhì)處理，由表16-2得c=112mm31.713mm ,由于連接需要雙鍵連接,dmin =40mm3、初步計算軸的最小直徑d C R 112、1.022 n1 45.02則 d 31.713 (17%)33.933,綜合考慮兩者要求取4

43、、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸上各段直徑的確定：1) d1 =40mm,安裝聯(lián)軸器dmin =40mn,由參考書取彈性套柱聯(lián)軸器，型號HL4,軸孔直徑取40mm 即 d1 =40mm2) d2=46mm該段設(shè)置軸肩，定位聯(lián)軸器，取 d2 =46mm3) d3=50mm該段安裝軸承，初選軸承6210,由參考資料得其尺寸為d D B 50mm 90mm 20mm4) d4 =56mm根據(jù)軸承的定位要求確定 d4 =56mm5) d5=60mm,齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h0.07 d，故取h =5mm則軸環(huán)處的直徑ds=60mm軸環(huán)寬度b 1.4h，取14mm。6) d6=56mm,此段安裝齒輪(分度圓

44、直徑為 225.842mm，取de=56mm7) d7=40mm,該段安裝并固定軸承，因d7=d3,初選軸承6210,由參考資料得其尺寸為d D B 50mm 90mm 20mm軸上各段長度的確定：1) li 82mm查手冊得聯(lián)軸器長度為84mm,為滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求取h 82mm2) l2 50mm初步估算軸承端蓋的總寬度為 40mm取端蓋的外端面與聯(lián)軸器的距離l=10mm 取丨2 50mm3)l3 34mn,打 l擋 B軸承=34mm4)1454mm, 14 B高速大齒輪954 mm5)l514mm,此段需設(shè)軸肩，則軸環(huán)處的直徑 d5=60mm軸環(huán)寬度b 1.4h，取14mm6)l6

45、62 mm,此段安裝齒輪,丨6B低速大齒輪-362 mm7)l7 51mn。7( 25)3 B軸承2 50mm,其修正值為51mm中間軸的校核計算軸的材料為 45鋼調(diào)質(zhì)處理，Pn入=1.053Kw, n” =162.97r/min, T ”入=61.706 x 103 N mm計算項目計算容計算結(jié)果小齒輪作用力圓周力徑向力軸向力大齒輪作用力圓周力徑向力軸向力計算支撐反力水平面支反力垂直面支反力水平面受力圖垂直面受力圖 水平面彎矩圖 計算項目 合成彎矩圖 軸受轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)矩圖l2T2 61.706 103Ft3 =d低速小齒輪62158匚Ft! tan n 1985 tan20Fr1cos 1COS1

46、6.598Fa1Ft1 tan 11986 tan 16.5982T2 61.706 103Ft2 =d高速大齒輪198261匚Ft2 tan n 1896 tan20F r2cos 2cos15.143Fa2Ft2 tan 1 623 tan 15.143Fr2'181Fr169.5Fr2127Fa131.079Fa299.131FFt1 =1986NFr1 =754NFa1=592NFt2 =623NFr2 =235NFa2=169NFR1'316NF'r2201NF"R1 518.8NF"R2 844.2N計算結(jié)果T= Tn181F R2 F

47、R1Fr2 Fr1iFr2'' 181Ft2 127Ft 3 69.5F R1, 一181nF"r2Ft 3F R3F t2見下圖見下圖見下圖計算容見下圖T= Tn見下圖許用應(yīng)力值軸選45鋼(T b=600MPa(T 0b=95MPa(T -ib=55MPa應(yīng)力校正系數(shù)當(dāng)量轉(zhuǎn)矩當(dāng)量彎矩當(dāng)量彎矩圖校核軸徑齒根圓直徑軸徑1b0b0.579a T=0.579X 61706在小齒輪中間截面處i' 22*22M'iv M 2 (aT)2 v541212357282在大齒輪中間截面處M'i ii M 2 (aT)2468612357282見下圖df3 d3

48、 2(ha c)62.158 2(10.25) 2div3 M'iv 3 64850 0.1 1b . 0.1 6022.110di ii3 M'i II358927.041b0.16021.4150.579a T=35727.7NM 'iv 64850N mmM '| I, 58927N mmd f3 =56.158mmd iv <d f 3di ii <dmin滿足要求軸結(jié)構(gòu)圖:軸受力圖:水平面受力圖:水平面彎矩圖:垂直面受力圖:垂直面彎矩圖:合成彎矩圖:轉(zhuǎn)矩圖:當(dāng)量轉(zhuǎn)矩圖:七、滾動軸承的選擇和計算1. 高速軸安裝6205軸承。2. 中間軸安裝6205軸承。 3低速軸安裝6210軸承。中間軸軸承的校核：FaF a3F a2592169423NC.kNCor/kNd/mmD mmB,mmN（ rmin）10.86.9525521512000FriFri'