1、航空航天大學(xué)機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書搓絲機傳動裝置設(shè)計班級：390411班設(shè)計：39041122建福時間：2012年5月23日、八刖言本設(shè)計為機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計的容，在大一到大三先后學(xué)習(xí)過 畫法幾何、機械原理、機械設(shè)計、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)計說明書是對搓絲機傳動裝置的設(shè)計， 搓絲機是專業(yè)生產(chǎn)螺 絲的機器，使用廣泛，本次設(shè)計是使用已知的使用和安裝參數(shù)自行設(shè) 計機構(gòu)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(shè)計，我們回顧了之前關(guān)于機械設(shè)計的課程， 并加深了對很 多概念的理解，并對設(shè)計的一些基本思路和方法有了初步的了解和掌 握。

2、在本次設(shè)計中，黃老師及身邊同學(xué)給予了自身很大的幫助， 在此 表示感。目錄、 設(shè)計任務(wù)書 4.、 總體方案設(shè)計 6.1、傳動方案的擬定 6.2、電動機的選擇 8.3、傳動比的分配。 1.0.4、確定各軸轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩。 1.05、傳動零件的設(shè)計計算。 1.1I、帶傳動設(shè)計 錯誤!未定義書簽。II .錐齒輪傳動設(shè)計 14III .軸的設(shè)計計算 28IV .軸承設(shè)計計算52V、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 錯誤!未定義書簽。切、減速器機體各部分結(jié)構(gòu)尺寸 錯誤!未定義書簽。%、潤滑與密封61毗、減速器附件的選擇 錯誤!未定義書簽。三、設(shè)計小結(jié) 6.2.四、參考文獻 6.3.設(shè)計任務(wù)書搓絲機傳動裝置設(shè)計23

3、41-Lf 身1、設(shè)計題目：搓絲機傳動裝置設(shè)計2、設(shè)計要求：1） 搓絲機用于加工軸輥螺紋，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(fù)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(fù)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(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)機械廠制造，可加工7、8級精度的齒輪、蝸輪。

4、3、設(shè)計參數(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)計任務(wù)：1）設(shè)計搓絲機傳動裝置總體方案的設(shè)計與論證，繪制總體設(shè)計方案原理圖。2) 完成主要傳動裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計3) 完成裝配圖1 (用A0或A1圖紙),零件圖2。編寫設(shè)計說明書1份。二、 總體方案設(shè)計1、傳動方案的擬定根據(jù)設(shè)計任務(wù)書，該傳動方案的設(shè)計分原動機、 傳動機構(gòu)和執(zhí)行機構(gòu)三部分。( 1 )原動機的選擇設(shè)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(gòu)的選擇<1> 電動機輸出部分的傳動裝置電動機輸出轉(zhuǎn)速

5、較高， 并且輸出不穩(wěn)定， 同時在運轉(zhuǎn)故障或嚴重過載時， 可 能燒壞電動機，所以要有一個過載保護裝置?？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，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的能力， 精度要求不高， 制造、安裝、維護都比較方便， 成本也較低， 雖然傳動效率較低， 傳動比不恒定， 壽命短，但還是比較符合本設(shè)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

6、決定采用二 級錐齒圓柱齒輪減速器， 以實現(xiàn)在滿足傳動比要求的同時擁有較高的效率， 和 比較緊湊的結(jié)構(gòu)， 同時封閉的結(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。<3>執(zhí)行機構(gòu)選擇執(zhí)行機構(gòu)應(yīng)該采用往復(fù)移動機構(gòu)?？蛇x擇的有：連桿機構(gòu)，凸輪機構(gòu)，齒輪 齒條機構(gòu)，螺旋機構(gòu)，楔塊壓榨機構(gòu)，行星齒輪簡諧運動機構(gòu)。本設(shè)計是要將旋 轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為往復(fù)運動，且無須考慮是否等速，是否有急回特性。所以連桿機構(gòu)， 凸輪機構(gòu)，齒輪齒條機構(gòu)均可，但凸輪機構(gòu)和齒輪齒條機構(gòu)加工復(fù)雜， 成本都較 高，所以選擇連桿機構(gòu)。在連桿機構(gòu)中，根據(jù)本設(shè)計的要求，執(zhí)行機構(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

7、滑塊機構(gòu)。執(zhí)行機構(gòu)設(shè)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,連桿長度約為600mm,其比約為1 : 4。設(shè)計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) ,則對應(yīng)曲柄轉(zhuǎn)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, 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=1350N m綜上,可得設(shè)計方案。2、電動機的選擇(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 動機,電壓

8、380V, 50Hz。(2) 電動機功率計算傳動效率：V 帶：n 1 =0.96一級圓錐齒輪：n 2 =0.96一級圓柱齒輪：n 3 =0.97一對軸承：n 4 =0.99摩擦傳動：n 5 =0.9總傳動效率：n = n 1 Xq 2 Xn 3X n 43 x n 5 =0.781公稱搓動力：F=9000N滑塊最大速度：vmax - 2nnR = 2磅 x 0.15 = 0.503m/s電動機功率：nF Vmax9000 x 0.503_ 刁介才 fpd= n =O701"796 曲要求略大于耳，則選用丫系列電動機，額定功率7.5KW。(3) 電動機轉(zhuǎn)速計算<1>確定傳動

9、比圍：錐齒圓柱齒輪傳動比圍i 1=8-15 ； 單級V帶傳動比圍i 2=2-4則電動機轉(zhuǎn)速圍"-在相關(guān)手冊中查閱符合這一轉(zhuǎn)速圍的電機，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。結(jié)論： 電動機型號定為丫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-67.597010003、傳動比的分配?？倐鲃颖?= = 30.3125因此，帶傳動比假定為3,即卩，錐齒輪傳動比為3,即5廠3,則圓柱齒輪傳動比 = -L = 3-374、確定各軸轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩(1)各軸轉(zhuǎn)速：電動機輸出軸： =

10、970廠加加高速軸：n1 = = 323,3r/minf0L中間軸：n2 = - = 107.8r/zni?iJ12低速軸：2= = 32r/min(2)各軸輸入功率：電機軸(輸出):=高速軸：P = P° ft 1 = S.56S/Civ中間軸：P2 = ?! q 2 q d = 5,292Kiv低速軸：:_ f各軸輸出功率為其輸入功率乘以軸承效率0.99(3)計算各軸輸入轉(zhuǎn)矩：電機軸(輸出)：T = 9550 心= 5710M0T = 9S50?1 = 164,47/V'M 高速軸：i5T2 = 9550® = 468.82N - M 中間軸：0 = 9550-

11、 = 1516.667V M低速軸：5各軸輸出轉(zhuǎn)矩為其輸入轉(zhuǎn)矩乘以軸承效率0.99(4)運動及動力參數(shù)計算結(jié)果如下：軸名功率負P/KW轉(zhuǎn)矩T/N.M轉(zhuǎn)速n r/mnin傳亍效率輸入輸出輸入輸出電機軸由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)計計算帶傳動設(shè)計計算項目計算容計算結(jié)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PcPc kaP 1.1 5.86.38kw取A型V帶，且?guī)蛨D 31-15 及=970r/min 與 pcd

12、d1 112 140mm小帶輪基準直徑表 31-3,A 型 V 帶，皿=970r/mindd1125mmddi取& =1%大帶輪直取標準值徑d d 2dd2 =i dd13 125375u 2u 1dd2375mm帶速Vn dd1 n1 n 125 970V=6.35m/s,滿足5m/s<v<25m/s的要求V60 100 60 100初定中心距0.55( da dd2)< a°<2(dd1 dd：)275 a01000初取a°600基準長度L d?2 n / 1x (dd2dd1 )Ld 0 2 a0( dd1 dd2)+24a。2011.

13、4mm實際長度Id由表31-2ld =2000mm實際中心距aId Id。2011.42000a a006002 2a=594.3mm小帶輪包角a 1xccdd2dd1j-rca1180 57.3a155.9滿足a >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 p1 0.11kw包角修正系數(shù)Ka由表31-9得ka0.94帶長修正 系數(shù)Ki由表31-2得kl1.03V帶根數(shù)zPd zP1 P1 k k|4.25取整得z=5V帶單位長 度質(zhì)量P由表31-1得p =0.1kg/m單根V帶初緊力F0匚2.5pd2F050

14、01vkaZV170.77N作用在軸 上的力FqaFq2 Fo z sin 21670.07N帶輪參數(shù)由表31-11得bd 11.0mme 15 0.3mmfmin10 1mm帶輪寬度B(z 1) e 2 f =4X 15+2X 10=80B=80mmII .齒輪傳動設(shè)計? 直齒圓錐齒輪傳動設(shè)計（主要參照教材機械設(shè)計（第八版）已知輸入功率為P =5.57kw、小齒輪轉(zhuǎn)速為n =323.33r/min、齒數(shù)比 為3.由電動機驅(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（

15、GB10095-88材料選擇 由機械設(shè)計（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.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計Z268設(shè)計計算公式：2a j 全 2 KT 2d1t, FR(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(zhuǎn)矩T=164.47N M取齒寬系數(shù)R 1/3kti=1.4查圖10-21齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim 1 710Mpa大齒輪的接觸疲勞極限Hlim 2

16、 580Mpa丄R 1/3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(yīng)力值環(huán)數(shù)N1=60n* U =60 x 323.33 x 1X 2X 8X 300x 10=9.31 x】。'"hN2=3.1 X I。"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%安全系數(shù)S=1.05,應(yīng)用公式(10-12 )得:K HN1 H lim 1 h 1= S =1.17 X 710/1.05=793 MPahKHN 2 H lim 2S=1.24 X 560/1.05=721 MPa（2）

17、設(shè)計計算1）試算小齒輪的分度圓直徑，帶入 H中的較小值得d1t2.923189.849521.4 164.471/31 0.5 1/32 3114.95mm取 d1=115mm2）計算圓周速度Vd1t n1V 1.95m/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 ）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 3 3=1.25的 Kh 3 Kf 3=1.5X1.25=1.33K 2=1.24hi =793MPa結(jié)果H 2 =721 MPadi

18、t =114.95mmv=1.95m/s得載荷系數(shù) K KaKvKh Kh =2.1564）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得= 114.95115.9mmK=2.156m 9115.95.04mmz1231.、按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計設(shè)計公式:4Kr(1 0.5 R)2zjYFaYsaMt =5.04m m（1）確定公式各計算數(shù)值1）計算載荷系數(shù)KKaKvKf Kf=1.25X1.12X1.47X1.33=2.742）計算當量齒數(shù)i Z1cos=23.71Zv2 Z2cos=70.22K=2.743).由教材表10-5查得齒形系數(shù)應(yīng)力校正系數(shù)Ysi 1.58Ys 2 1.864)由教材圖

19、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(shè)計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn 1 =0.88 K FN2=0.896)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25,得7)K fn 1 fe1 0.88 330F1=rYF 12.66Yf 22.12Ys11.58Ys 21.86FE1330MFE2270MKfn 1=0.88Kfn 2=0.891.25308.28MPaF2FN2 FF2 °892701.25242.86MPa計算大小齒輪的丫FaFSa ,并加以比較fYFa1Fsa12.66 1.5

20、8 0 0133f1.308.28丫Fa2FSa22.12 1.86 0.016107242.86大齒輪的數(shù)值大，選用大齒輪的尺寸設(shè)計計算.(2)設(shè)計計算I 4 2.156 164.47m 2s mm 5.015mm.1/310.5 1/3 232 .'321取 M=2.75mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲M=5.015mm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

21、的分度圓直徑d1=115mm來計算應(yīng)有的齒數(shù).計算齒數(shù)z尸色23 取z1=23m那么z2取684、計算幾何尺寸(1) d1 = z1m 5 23=115mm(2) d2 =z2m 5 68=340mm(3)arccotdt=18.4349(4)90, 71.5651(5)d131177.92 mm(6)R R=59.3 圓整取 b=60mmz,=23z2=68d=115mm d2 =340mm1 18.43492 71.5651(7)機構(gòu)設(shè)計小錐齒輪分度圓直徑為115mm采用實心結(jié)構(gòu)大錐齒輪分度圓直徑為340mm米用腹板式結(jié)構(gòu)R=177.92 mm b=60m斜齒圓柱齒輪傳動設(shè)計:斜齒輪嚙合好

22、，且可以抵消一部分軸向力，降低軸承軸向負荷，故選用斜齒輪，批量較小，小齒輪用40Cr,調(diào)質(zhì)處理，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計算項目計算容計算結(jié)果(1)初步計算轉(zhuǎn)矩T,T1 =95507 山=468.82N mT；468.82N m齒寬系數(shù) d由表9.3-11查取d1.2d1.2接觸疲勞極限由圖 9.3-22bH lim 1 710MPaH limHl lim 2 580MPa初步計算需用0 9HP!UPh lim 10.9 710MPaHP! 639MPa接觸應(yīng)力HP0 9HP25C7 Hl lim 20.

23、9 580MPaHP2 522MPaAd值由表B1，估計Ad 756，815取Ad756動載荷系數(shù)KK 1.4K1.4初步計算小齒輪直徑d1aKTiudi Ad32V d HPu1取d100mm756嚴46遊 1.4 52223.37 13.3710399mm初步齒寬bbdd1 1.2 100120mmb120mm(2)校核計算圓周速度dg100107.8v0.564m/sv60 1000 601000精度等級由表9.3-1選擇8級精度取 Z132初取 Z132，z2 iz13.37 32 107.84Z2107i 107/323.34傳動比誤差為-0.8%齒數(shù)z、模數(shù)m3.34 3.37 /

24、3.370.8%和螺旋角mt d1 /z1100/ 323.125mt3.125由表9.3-4取mn3mn3Z1 d1 /m 100/3.125 32Z232 3.37107一般乙與Z2應(yīng)取為互質(zhì)數(shù)取Z132Z2107mn316.26U1 UUUoU1 UUUbmt3.125使用系數(shù)由表9.3-6原動機均勻平穩(wěn)，工作 機有中等沖擊Ka1.25動載系數(shù)由圖9.3-6Kv1.04先求 Ft 2T1/d12x468.82/100Ft93764N齒間載荷分配系數(shù)51.25 斬6.497.67b120100N /mm b由表9.3-7,非硬齒面斜齒輪，精Kh1.78度等級8級齒向載荷分布系數(shù)2Kh AB

25、C 103 bd11.17 0.16 1.220.61 10 3 120Kh1.47區(qū)域系數(shù)由圖.3-17查出ZH 2.43Zh2.43由表9.3-11查出彈性系數(shù)Ze189 .8 J MPaZE 189.8MPa重合度系數(shù)由表9.3-5tan nt arcta ncos丄tan 20arcta ncos16.27dbidi cos tati arccos一 arccosdaidi 2hai100cos20.76 arccosi00 2 428.i0db2at 2 arccosda2d2 cos t arccos d2 2ha24O4.i99 cos20.76 arccos404.i992 4

26、23.277由于無變位，端面嚙合角ttizitanatitant2z2tanat2tantbsini20 sini6.27mn4ZjJi.627t 20.76at 128 .10at 223 .277t20.761.663.57Z0.78螺旋角系數(shù)ZJcosZ0.98齒形系數(shù)YFa33zV1z1 / cos23 / cos 16.2637 .59zV2z2 / cos 3107 / cos 316 .：125 .69由圖9.3-19査得丫YFa 12 .4426YFa 22.18應(yīng)力修正系數(shù)Ysa由圖9.3-20查得Ysa11.67Ysa21.81重合度系數(shù)丫0 .75丫0.25Vc CU0.

27、750 .252/ co sb0.750.2520.671 .627/ 0.9762Y0.67螺旋角系數(shù)丫齒向載荷分布系數(shù)Kf由圖9.3-21查取b/h 120 / 2.25 317.78由圖9.3-9查取Y0.84Kf1.45許用彎曲應(yīng)力FP試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限F lim由表9.3-14查最小安全系數(shù)Sf 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)Flim1 300 N / mm22Flim2 270 N / mmSf min 1 .25YX1Yx21.0Y nt 10.89丫NT 20.93YntYST1YST 22另外取 YVrelT 1YVrelT 2

28、1YRrelT 1YRrelT 21F lim YsTYNT X/relT YRrelT YXFP1 427.2N /mm2 Fp2401.76N/mm2FP SSF lim驗算F KaK/Kf Kf 鼻 YFaYsaF1 200 N / mm2 Y YFP 1F2 194 N / mm2FP 2合格(3)許用接觸應(yīng)力驗算許用接觸應(yīng)力由表9.3-14取最小安全系數(shù)SHlim總工作時間th10 300 16應(yīng)力循環(huán)次數(shù)Nli 60門右(單向運轉(zhuǎn)取1)flN L13.110 8N L2i3.37接觸壽命系數(shù)Znt由圖9.3-23查出SH lim 1 .05 th 48000 hN L1 3.110

29、 8NL2 0.93108Z n11.09Zn2 1.16齒面工作硬化系數(shù)ZW1Zw2 1.14ZW1ZW21.2%00130接觸強度尺寸系數(shù)Zx由表9.3-15安調(diào)質(zhì)鋼查Z X1Zx2 1.0潤滑油膜影響系數(shù)取為Zl1 Zl2 Zri Zr2ZviZv2 1H limZNTZLZVZRZWZXHP 1840 N / mm2HPSh limHP 22730N / mmHmnHP1, HP2驗算rZhZeZ z JkaKvKh KhFt u 1 d1b uH2675.6 N/mm合格(4)確疋主三要傳動尺寸中心距a d1 i 1 /2217.5取整a 2201 mn (Z1Z2)螺旋角cos2a

30、1 4(2497 )18 36 27cos2252切向模數(shù)mt mn /cos3/cos 18 36 27mt3.1655分度圓直徑d mnz / cosd1 d2101 .3mm338 .7mm齒寬bd d 11.2 101.3取b1b2125 mm120 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1836 27分度圓d1101.3mm直徑dd2338.7mm齒頂咼ha ham1 33mmha齒根高hf hf m 1.2533.75mmhf齒頂間C0.25m0.2530.75mm隙C齒根圓d f idi2hf 101.323.75d f193.8mm直徑dfd f

31、2d22hf 338.723.75d f1 331 .2 mm中心1a - d 12d2220mm距a齒寬bb2bdd1 1.2 100b1 b25 10 mmd 125mm b2120 mm齒頂圓直徑dad a1 d 1 h a 101 .33d a2 d2 ha 338 .73da1 104.3mm341 .7 mmIII .軸的設(shè)計計算?1輸入軸的設(shè)計1.求輸入軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩R =5.57 kwn =323.33r/mi nT: =164.47N.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徑為dmi di(1 0.5 r)95.83mm則 Ft 2%12 164

32、43%5.83 3432.42NFr Ft.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(diào)質(zhì)），根 據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取A0 112，得 i'pif 5 57dmin A03112 28.9mm ni 323.33輸入軸的最小直徑為安裝大帶輪 M2，取d12 =36mm4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)初步定輸入軸設(shè)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

33、制出一軸肩，故取23段的直徑d23 42mm。12段長度應(yīng)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，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)d23 42mm，由機械設(shè)計課程設(shè)計表13-1中初步選 d12=36mm取0基本游隙組，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所以d34 45mm 而 L34 =24mm這對軸承均采用軸肩進行軸向定位，由機械設(shè)計課程設(shè)計表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

34、；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 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50mm為使套筒端面可靠地壓緊齒輪取L67 63mm由于 Lb 2La，故取 L45106mm（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由機械設(shè)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中 性，故選擇齒

35、輪輪轂與軸的配合為 H ;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 H7 ；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R1.6-R2適當選取。5、求軸上的載何（30309型的a=21.3mm所以倆軸承間支點距離為130mm右軸承與齒輪間的距離為60mm）d23 42mmL12 =78mmd34 45mmL34=24mm載荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 961.61NFnv1 3446.05NFnh24735.53NFnv2 -2961.07N彎矩

36、MMhMv1 Mv2總彎矩M 扭矩TTi 6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度d45 52mmd6742 mm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(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取 0.6，軸的 計算應(yīng)力為L56=40mmd56 45mmca,M2( Ti)2'W212152742(164470 0.58)230.1 60=56.44Mpa前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由機械設(shè)計（第八版）表L23=55mmL67 63mm15-1 查得 1 60MPa, ca 1，故安全。L45 106mm? 2中間軸的設(shè)計1、求輸入軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩TP2 5

37、29kW n =107.8r/minT 2 、求作用在齒輪上的力已知小斜齒輪的分度圓直徑為d mz 101 .3mm2T22 468820“ Ft1 29256 .07 Nd1101 .3,CC 0tana ntan 20Fr1 Ft1n 9256 .07o 3554 .74 Ncoscos 18.607FaiFti tan3116 .27N3、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)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取A 110，得JI0 Y 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、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)擬定中間軸設(shè)計如圖18

38、.607(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，故 選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)亦n 41mm，由機 械設(shè)計課程設(shè)計表13.1中初步選取0基本游隙組，標準精度級的 單列圓錐滾子軸承 30311， 其尺寸為d D T 55mm 120mm 31.5mm， *2 d56 55mm 02) 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,齒輪 的右端采用軸肩定位，軸環(huán)處的直徑為 d34 70m

39、m。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 04) 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(yīng)距箱體壁一段距離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由機械設(shè)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。選Hl擇齒輪輪轂與軸的配合為 ke ；滾動軸承與軸的周向定位是由過

40、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適當選取5 、求軸上的載何根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)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68mmL2=118.5mm 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：載荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 5549.59NFnv1 223.18NFnh2 6921.21NFnv23407.92N彎矩MMH1 Mh2Mv1Mv2Mv3Mv4總彎矩扭矩 TT 6 、按

41、彎扭合成應(yīng)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(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取°.6，軸的計算應(yīng)力為caM2( T2)2' W.1718532(433750X0.6)20.1 45353.16MPadmin41.004mm前已選定軸的材料為40Cr （調(diào)質(zhì)），由機械設(shè)計（第八版）表15-1 查得 1 70MPa ca 1，故安全。? 3輸出軸的設(shè)計1、求輸出軸上的功率Pii、轉(zhuǎn)速n皿和轉(zhuǎn)矩TiiiPii =5.08 kw n 皿=32r/min丁川=1516.66N M2 、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 2Td 2 15

42、1660338 7 8955.77NFr Ft.tan20 cos3439.41NF Ft.ta n 301517Ndi2 d56 55mrd23 d45 62mL 80mml23 79mmd34 70mm3、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)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取A 112，得jpiii$5 08dmin Ao112m60.64mm n川V 32輸出軸上米用兩個平鍵軸徑增大10%-15%故dmin 65mm4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定輸出軸設(shè)計如下：I45119mmc=16mm同中間軸各軸段直徑和長度的選擇，圖示尺寸值如下di 65ml11

43、00mmd273mm 1263mm d375mm 1369mmd4 84mm1480mm d594mm 1512mm d684mml6119mmd775mm 1750mm2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時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) d375m m,由機械設(shè)計課程設(shè)計表13-1中初步選取0基本游隙組，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 d? 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(yīng)距箱體壁一段距離 s=10mm（3）軸上的周向

44、定位齒輪的周向定位采用平鍵連接，按d7 75mm由機械設(shè)計（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k6H 7 ;同樣外部連桿與軸的連接，選用平鍵18mm 11mm，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適當選取。5 、求軸上的載何根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)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