当前位置:首页 >> 机械/仪表 >>

小型自动送料冲压机设计说明书


机械原理 课程设计说明书

学 院: 机械工程学院 专 业:机械设计制造及其自动化 班 级: 机制 2 班 学生姓名: 刘坤 指导教师: 李宪芝 2014 年 7 月 10 日 佳木斯大学机械工程学院

课程设计说明书内容:
设计任务书 1.设计题目。 2.给定的设计条件、数据及要求。 3.设计内容: 目录 第 1 章 原动机的

选择; 第 2 章 传动机构的选择与比较; 第 3 章 执行机构的选择与比较; 第 4 章 机械系统运动方案的拟定和比较; 第 5 章 机械系统的运动循环图; 第 6 章 所选机构的设计与分析; 第 7 章 (画出)机械运动方案布置图及机械运动简图; 第 8 章 (完成)设计所用方法及其原理的简要说明; 第 9 章 列出必要的计算公式及所调用的子程序名; 第 10 章 写出自编的主程序、子程序及编程框图,打印出自编的全部程序,对程 序中的符号变量作出说明,并列出数学模型中的符号与程序中符号的对照表; 第 11 章 用表格列出计算结果,用计算机或人工画出必要的曲线图; 第 12 章 对结果进行分析讨论。 主要参考资料。

设计要求
设计一种采用平面变胞间歇运动机构来实现机构及冲压机构的停歇, 并且这种停歇可以 根据需要的停歇时间,综合相关构件尺寸得以准确实现。其生产率为 180 件/分钟,送料距 离为 150mm,板料送进阻力为 500N,冲头行程为 100mm,涉及到其它参数自己确定。

二、传动装置总体设计
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 2. 特点:主要传动机构为连杆,因此要求杆组有较大的刚度。 3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将 V 带设置在高速级。 其传动方案如 下:

2.1 选择电动机
1.选择电动机类型: 按工作要求和条件,选用三相笼型异步电动机,封闭型结果,电压 380V,Y 型。 2.选择电动机的容量 电动机所需的功率为: Pd ?

P W KW ?a

P W ?

FV KW 1000

所以

Pd ?

FV KW 1000?a

由电动机到运输带的传动总功率为

?a ? ?1 ???? ???? ??? ???
?1 —带传动效率:0.96 ?? —每对轴承的传动效率:0.99 ?? —圆柱齿轮的传动效率:0.96
?? —联轴器的传动效率:0.99

?? —卷筒的传动效率:0.96
则: ?a ? ?1 ???? ???? ??? ??? ? 0.96 ? 0.994 ? 0.962 ? 0.99 ? 0.96 ? 0.81 所以

pd ?

FV 1 8 0? 0 0.7 ? ? 1 . 5 KW 6 1 0 0? 0a 1 0? 00 0.81

3.确定电动机转速 卷筒的工作转速为

60 ?1000V 60 ?1000 ? 0.7 ? ? 47.7 r/min ?D ? ? 280 取 V 带传动的传动比 i带 ? 2 ? ? ;二级圆柱齿轮减速器传动比 i减速器 ? 8 ? 40 ,所以总 n?
传动比合理范围为 i总 ? 16 ? 160 ,故电动机转速的可选范围是:

n电机 ? n i ? ? ? ? ? ? ?4?7?.? 7 卷筒 ? 总

? ? ? ? ? r/min ? ? ????

符合这一范围的同步转速有 3000、1000 和 1500r/min。 根据容量和转速, 由有关手册查出有三种适用的电动机型号, 因此有四种传动比方案如 下: 方案 电动机型 号 Y90L-2 Y100L2-4 Y112M-6 Y132S-8 额定功率 KW 2.2 2.2 2.2 2.2 同步转速 r/min 3000 1500 1000 750 额定转速 r/min 2840 1420 940 710

1 2 3 4

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比,可见第三方案比 较适合。因此选定电动机型号为 Y90L-6,其主要参数如下;

2.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比
总传动比: i总 ?

n电机 n总

?

940 ? 19.1 47.7
19.1 ? 9.55 , i1 ? ???? ?????i2 ,取 i1 ? 3.8 ,经计 2

分配传动比:取 i带 ? 2 ,则 i1 ? i2 ? 算 i2 ? 2.5

注: i带 为带传动比, i1 为高速级传动比, i2 为低速级传动比。

2.3 计算传动装置的运动和动力参数
将传动装置各轴由高速到低速依次定为 1 轴、2 轴、3 轴、4 轴;

?01 , ??? , ??? , ??? —依次为电机与轴 1,轴 1 与轴 2,轴 2 与轴 3,轴 3 与轴 4 之间
的传动效率。

1 各轴转速: n1 ?

nm 940 ? ? 470 r/min i带 2
n1 470 ? ? 123.68 r/min i1 3.8 n2 123.68 ? ? 49.47 r/min i2 2.5

n2 ?

n3 ?

n4 = n3 = 49.47 r/min
2.各轴输入功率: P 1 ?P d ??01 ? 1.56 ? 0.96 ? 1.498 KW

?01 ? ??

P 2 ?P 1 ??12 ? 1.498 ? 0.96 ? 0.99 ? 1.423 KW P 3 ?P 2 ??23 ? 1.423 ? 0.99 ? 0.96 ? 1.353 KW P4 ? P 3 ??34 ? 1.353 ? 0.96 ? 0.99 ? 1.286 KW
3.各轴输入转矩: Td ? 9550

?12 ? ?1 ? ?2
?23 ? ?? ? ?? ?34 ? ?3 ? ??

Pd 1.56 ? 9550 ? 15.84 N ? m nw 940

T1 ? Td ? i带 ???? ? 15.84 ? 2 ? 0.96 ? 30.43N ? m
T2 ? T1 ? i1 ???? ? 30.43? 3.8 ? 0.98 ? 0.97 ? 109.92 N ? m T3 ? T2 ? i2 ???? ? 109.92 ? 2.5 ? 0.98 ? 0.97 ? 261.22N ? m T4 ? T3 ???? ? 261.22 ? 0.98 ? 0.99 ? 253.44N ? m
1-3 轴的输出功率、输出转矩分别为各轴的输入功率、输入转矩乘轴承传动效率 0.99。

运动和动力参数结果如下表:

轴名 电动机轴 1轴 2轴 3轴 4轴

功率 P KW 输入 1.49 1.42 1.35 1.28 输出 1.56 1.47 1.39 1.32 1.25

转钜 T 输入 30.43 109.92 261.22 253.44

N.m 输出 15.84 29.43 107.72 255.78 248.37

转速 r/min 940 470 123.68 49.47 49.47

三、设 V 计带和带轮
1.确定 V 带型号 查机械设计基础课本表 8-8 得: K A ? 1.3 ,则 pc ? K A ? P d ? 1.3 ?1.56 ? 2.028 KW, 又 nm ? 940 r/min, 确 定 选 取 A 型 普 通 V 带 , 取

D1 ? 125 ,

D2 ? i带 ? D1 ???? ?? ? ?????????? ? ??? ,取 ? ? ???? ,标准化得 D2 ? 250
2.验算带速: V ? 故带速合适 3.确定带的基准长度: 0.7( D1 ? D2 ? ? a0 ? 2( D1 ? D2 ) 取 a0 ? 1.2 (D1 +D2)=1.2(125+250)=450 解得 262.5 ? a0 ? 750

? D1n1
60 ?1000

?

? ?125 ? 940
60 ?1000

? 6.152 ? 25 m/s

L ? 2ao ?

?
2

( D1 ? D2 ) ?

( D2 ? D1 )2 ? 1497.73 mm,由表 8-2 选取 Ld ? 1430 mm 4ao
Ld ? L 1430 ? 1497 ? 450 ? ? 416.5 mm 2 2
462mm

4.确定实际中心距 a

a ? ao ?

按式 8-24 中心距变化范围为 398 5.验算小带轮包角 ?1

?1 ? 180? ?

D2 ? D1 ? 57.3? a 57.3 ? 180 ? (250 ? 125) ? 163 ? 120 416.5

6.计算 V 带的根数 Z: 由表 8-4 查得 P 0 ? 1.37 KW,由表 8-6 查得 K? ? 0.95 ,由表 8-2 查得 K L ? 0.96 由表 8-5 查得 ?P 0 ? 0.17 KW,则 V 带的根数

Z?

PC 2.028 ? ? 1.45 ( Po ? ?Po ) K? K L (1.37 ? 0.17)0.95 ? 0.96
因此取 Z=2

7.计算作用在带轮轴上的载荷 Fz 由 表 8-3 查 得 A 型 V 带 单 位 长 度 质 量 q=0.1Kg/m, 所 以 单 根 V 带 张 紧 力

F0 ? 500(

P 2.5 2.5 2.028 ? 1) C ? qv 2 ? 500( ? 1) ? 0.1? 6.1522 ? 138.25 N K? zv 0.95 2 ? 6.152

故作用在轴上载荷

?1 163? Fz ? 2 zF0 sin ? 2 ? 2 ?138.25 ? sin ? 546.93N 2 2

四、齿轮设计
4.1 高速齿轮设计 4.1.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1. 齿轮类型 选用直齿圆柱齿轮传动 带式输送机为一般机器速度不高,按照 [2]中表 10-8 ,

2. 齿轮精度等级

选择 7 级精度( GB10095-88 ) 3. 材料 由 [2]中表 10-1 选择:两者材料硬度差为 40HBS 40Cr 45 钢 调质 调质 硬度 280HBS 硬度 240HBS

小齿轮 大齿轮

4. 试选择小齿轮齿数 大齿轮齿数

z1 ? 24

z2 ? i1 ? Z1 ? 3.8 ? 24 ? 91.2
齿数比 u1 ? i1 ? 3.8

取 z2 ? 91

4.1.2 按齿面接触强度设计
1. 确定公式内各计算数值 ①试选载荷系数 K Ht =1.6

②小齿轮转矩
T1 ? 9.55 ?106 ? P 1.498 1 ? 9.55 ?106 ? ? 3.04 ?104 N ? mm n1 470
1

③由表 10-5 查得材料弹性影响系数 zE ? 18 9 .8MPa2 ④齿宽系数:由表 10— 7 知齿宽系数 ?d ? 1 ⑤ 由 文 献 [2] 中 图 10-21d 按 齿 面 硬 度查得 小 齿 轮 接 触 疲劳 强度 极 限

? H lim1 ? 600MPa ;大齿轮接触疲劳强度极限 ? H lim1 ? 5 50 MPa。
⑥计算应力循环次数

N1 ? 60n1 ? j ? Lh ? 60 ? 940 ?1? ? 2 ? 8 ? 300 ? 8? ? 2.2 ?109 N2 ? N1 / u1 ? 2.2 ?109 / ?91/ 24? ? 5.53?108
⑦由图 10-23 取接触疲劳寿命系数

KHN1 ? 0.91

K HN 2 ? 0.95

⑧计算接触疲劳许应力 取失效概率为 1% 由式 10-14 得 安全系数 S=1

?? H ?1 ?
?? H ?2

K HN 1 ? ? H lim1 ? 0.91? 600 ? 546 MPa S K ?? ? HN 2 H lim 2 ? 0.95 ? 550 ? 522.5MPa S

取 ?? H ?1 和 ?? H ?2 中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力

?? H ? ? ?? H ?2 ? 522.5
⑨由式( 10-9)计算接触疲劳强度用重合度系数 Z?

? a1 ? arccos ? z1 cos ? / (z1 ? 2 h a ) ? ? arccos ? ? 24 ? cos 20 / (24 ? 2 ?1) ? ? ? 29.84

? a 2 ? arccos ? z2 cos ? / (z 2 ? 2 h a ) ? ? arccos ? ?91? cos 20 / (91 ? 2 ?1) ? ? ? 23.149

?? ? ? z1 (tan ? a1 ? tan ? ?) ? z 2 (tan ? 2 ? tan ? ?)? / 2?
?? ? 24 ? (tan 29.841 ? tan 20 ) ? 91? (tan 23.149 ? tan 20 ) ? ? / 2? ? 1.721

Z? ?

4 ? ?? 4 ? 1.721 ? ? 0.872 3 3
0.75

Y? ? 0.25 ?

??

? 0.25 ?

0.75 ? 0.686 1.721

⒉计算 ① 试算小齿轮分度圆直径 d1t 由公式( 10-11)

2 KtT1 u ? 1 ? Z Z ? dlt ? · ? H E? φd εα u ? ? ζH ? ? ? ?
3

2

?

?

2 91 ? 1 ? 2 ? 1.6 ? 3.04 ? 104 ? ? 2.5 ? 189.8 ? 0.872 ? 24 ? ? ?3 ? ?? ? 1 522.5 ? 91 ? ? ? ? 24 ? ? 37.623mm

②计算圆周速度 v v=
π d1t n2 ? ? 37.623 ? 940 ? ? 1.8m / s 60 ?1000 60 ?1000

③计算齿宽 b
b=φ d

? d1t ? 1? 37.623 ? 37.623mm
b h

④计算齿宽与齿高比

* 齿高 h= 2ha ? c mnt ? ? 2 ? 1 ? 0.25 ? ?1.494 ? 3.361 mm

?

?

齿高比

b/h=11.19

⑤ 计算载荷系数
已知载荷平稳, 所以取 KA=1 根据 v=1.8m/s,7 级精度, 由图 10—8 查得动载系数 KV =1.11; 由表 10—4 查的 K H ? 的计算公式和直齿轮的相同。

用插入法查得 7 级精度、小齿轮相对非对称布置时:

KH? =1.42

KF? =1.35

K H ? = K F ? =1.4

K:H = K A KV K H ? KH? = 1?1.11?1.4 ?1.42 ? 2.186
由式( 10-12 ),可得按实际载荷系数算得分度圆直径

d1 ? d1t 3

KH 2.186 ? 37.623 3 ? 41.475 K Ht 1.6

m ? d1 / z1 ? 41.475 / 24 ? 1.739

4.1.3 按齿根弯曲疲劳强度计算
(1) 查取齿型系数 由表 10-17 查得 YFa1 =2.592; YFa 2 =2.161 (2) 查取应力校正系数 由表 10-18 查得 Ysa1 =1.596; Ysa 2 =1.811 (4)由图 10-24c 得 ? F lim1 ? 500MPa , ? F lim2 ? 380MPa (5)由图 10-22 得弯曲疲劳寿命系数 KFN1 ? 0.85, KFN 2 ? 0.88 取玩去疲劳安全系数 S=1.4,由式(10-14)得

?? F ?1 ? ?? F ?2 ?
YFa1Ysa1

K FN 1? F lim1 0.85 ? 500 ? ? 303.57 MPa s 1.4 K FN 2? F lim 2 0.88 ? 380 ? ? 238.86MPa s 1.4

?? F ?1

?

2.592 ?1.596 ? 0.0136 303.57 2.161?1.811 ? 0.0164 238.86 YFaYsa YFaYsa YFa 2Ysa 2

YFa 2Ysa 2

?? F ?2

?

因为大齿轮大于小齿轮的

?? F ?

,所以取

?? F ?

?

?? F ?2

? 0.0164

计算模数

2 K FtTY 1 ? mn ? 2 ?d z
3

? YFaYsa ? 2 ?1.6 ? 3.04 ?104 ? 0.686 3 ?? ? ? 0.0164 ? 1.307 ? ?? ? ? ? 1? 242 ? F ?

计算速度 v 。

d1 ? mt z1 ? 1.307 ? 24 ? 31.368
v?

? d1n1
60 ?1000

?

? ? 31.368 ? 940
60 ?1000

? 1.49m / s

计算实际载荷系数 K F 。

根据 v ? 1.49m / s ,7 级精度,由图 10-8 得动载系数 Kv ? 1.05



Ft1 ? 2T1 / d1 ? 2 ? 2.2 ?104 / 31.368 ? 1.34 ?103 N



K A Ft1 / b ? 1?1.34 ?103 / 31.368 ? 42.72N / mm , 查 表 10-3 得 齿 间 载 荷 分 配 系 数
。 KF? ? 1 . 1 由表 10-4 查得 K H ? ? 1.309 ,查图 10-13 得 KF ? ? 1.15 则载荷系数为 KF ? K A KV KF? KF ? ? 1?1.05 ?1.1?1.15 ? 1.328 由式(10-13)计算齿轮模数

m ? mn 3

KF 1.404 ? 1.307 3 ? 1.341mm K F1 1.3

对比计算结果, 由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳 强度计算的模数, 由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载 能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿 数 的 乘 积 有 关 , 可 取 由 齿 根 弯 曲 疲 劳 强 度 计 算 的 模 数 1.739 并 根 据 GB1357-87 就近圆整为标准值 m ? 2 ,按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直 径 d1 ? 41.475mm 。 算出小齿轮的齿数:
z1 ? d1 41.475 ? ? 20.7375 m 2

圆整取 z1 ? 20 圆整取 z2 ? 77 , z1与z2 互质。

大齿轮的齿数 z2 ? uz1 ? 3.801? 20 ? 76.02

实际传动比: i ?

77 ? 3.85 20 3.85? 3.8 ?100% ? 0.131%? 5% 允许 3.8

传动比误差: ?i ? 计算分度圆直径

d1 ? z1m ? 20 ? 2 ? 40mm d2 ? z2 m ? 77 ? 2 ? 154mm
计算中心距

a ? (d1 ? d2 ) / 2 ? (40 ?154) / 2 ? 97 mm
计算齿轮宽度

b ? ?d d1 ? 1? 40 ? 40mm
一般小齿轮略加宽( 5 10 ) mm,所以 b1 ? 45mm, b2 ? b ? 40mm

4.1.4 强度校核
1.按齿面接触疲劳强度校核 计算实际载荷系数 K H 由表 10-2 查得使用系数 K A ? 1,根据 v ? 1.49m / s ,7 级精度,由图 10-8 查得动载荷系数 Kv ? 1.05。 齿轮的圆周力 : Ft1 ? 2T1 / d1t ? 2 ? 3.04 ?104 / 40 ? 1.52 ?103 N
3 K A Ft1 / b ? 1? 1.52 ? 10 / 40 ? 38 N mm / ? 100 N mm /

查表 10-3 得齿间载荷分配系数 K H? ? 1.2 ,由表 10-4 查得 KH ? ? 1.421,则:

KH ? K A Kv KH? K? ? 1?1.05 ?1.2 ?1.421 ? 1.79

?d1 ? 1, ZH ? 2.36, ZE ? 189.8MPa1/2 , Z? ? 0.91, u ? 3.85
?H ?
2 K H T1 u ? 1 2 ?1.79 ? 3.04 ?104 ? 4.85 ? Z Z Z ? ? 2.36 ?189.8 ? 0.91 H E ? ?d d13 u 1? 403 ? 3.85

? 445.91MPa ? ?? H ?

齿面接触疲劳强度满足要求。 2.齿根弯曲疲劳强度校核 计算实际载荷系数 K F 根据 v ? 1.49m / s ,7 级精度,由图 10-8 查得动载荷系数 Kv ? 1.05。由表
4 10-2 查 得 使 用 系 数 K A ? 1 。 由 Ft1 ? 2 T1 / d1? 2 ? 3 . 0? , 4 10 / ?4 0 N 1520

查表 10-3 得齿间载荷分配系数 K A Ft1 / b ? 1?1520 / 40 ? 38N / mm ? 100N / mm ,

KF? ? 1.2 ,由表 10-4 用插值法查得 KF ? ? 1.417。则载荷系数为

KF ? K A Kv KF? KF ? ? 1?1.05 ?1.2 ?1.417 ? 1.785
由图 10-17 查得齿形系数 YFa1 ? 2.592, YFa 2 ? 2.161 由图 10-18 查得应力修正系数 Ysa1 ? 1.596, Ysa 2 ? 1.811
由图 10-24c 得 ? F lim1 ? 500MPa , ? F lim2 ? 380MPa 由图 10-22 得弯曲疲劳寿命系数 KFN1 ? 0.85, KFN 2 ? 0.88

? a1 ? arccos ? z1 cos ? / (z1 ? 2 h a ) ? ? arccos ? ? 20 ? cos 20 / (20 ? 2 ?1) ? ? ? 31.32
? a 2 ? arccos ? z2 cos ? / (z 2 ? 2 h a ) ? ? arccos ? ?77 ? cos 20 / (77 ? 2 ?1) ? ? ? 23.67

?? ? ? z1 (tan ? a1 ? tan ? ?) ? z 2 (tan ? 2 ? tan ? ?) ? / 2?
?? ? 20 ? (tan 31.32 ? tan 20 ) ? 77 ? (tan 23.67 ? tan 20 ) ? ? / 2? ? 1.689

Z? ?

4 ? ?? 4 ? 1.689 ? ? 0.878 3 3
0.75

Y? ? 0.25 ?

??

? 0.25 ?

0.75 ? 0.695 1.689

? F1 ?

2K F TY 2 ?1.785 ? 3.04 ?104 ? 2.952 ?1.596 ? 0.695 1 Fa1Ysa1Y? ? ? 27.85MPa ? ?? F ?1 ?d m3 z12 1? 23 ? 402

? F1 ?

2K F TY 2 ?1.785 ? 3.04 ?104 ? 2.161?1.811? 0.695 1 Fa 2Ysa 2Y? ? ? 23.015MPa ? ?? F ?1 ?d m3 z12 1? 23 ? 402

齿轮弯曲疲劳强度满足要求。 齿数 z1 ? 40, z2 ? 77, m ? 2,? ? 20 ,中心距 a ? 97 ,齿宽 b1 ? 45, b2 ? 40 ,小 齿轮选用 40Cr ,大齿轮选用 45 钢, 7 级精度。

4.2 低速级齿轮设计 4.2.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数
⑴ 选用直齿圆柱齿轮传动 ⑵ 传动速度不高,选择 7 级精度( GB10095-88) ⑶ 材料选择 小齿轮 大齿轮 40Cr 45 调质 调质 硬度 280HBS 硬度 240HBS

⑷ 选择小齿轮齿数

z3 ? 26

大齿轮齿数 z4 ? i2 Z3 ? 2.5 ? 26 ? 65 圆整取 z4 ? 69

4.2.2 按齿面接触强度设计
1.确定公式内各计算数值 试选载荷系数 kt ? 1.6 小齿轮传递的扭矩 T3 ?
5 5 95.5? 10 P2 95.5? 10 ? 1.423 5 ? ? 1.15? 10 N ? mm n2 123.68
1 2

由 [2]中表 10-6 查得材料弹性影响系数 zE ? 18 9 .8MPa 由 [2]中表 10-7 选取齿宽系数 ?d ? 1 由 [2]中图 10-21d 按齿面硬度查得 小齿轮接触疲劳强度极限 ? H lim 3 ? 600MPa

大齿轮的接触疲劳强度极限 ? H lim 4 ? 550 MPa ⑥ 由 [2]中式 10-13 计算应力循环次数

N3 ? 60n2 ? j ? Lh ? 60 ?123.68 ?1? ? 2 ? 8? 300 ? 8? ? 2.84 ?108

N3 2.84 ?108 N4 ? ? ? 1.088 u2 2.62
⑦ 由 [2]中图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K HN 3 ? 0.94 ⑧ 计算接触疲劳许应力 取失效概率为 1% 由 [2]中式 10-12 安全系数 S=1

K HN 4 ? 0.98

?? H ?3 ?

K HN 3 ? ? lim3 ? 0.94 ? 600 ? 564MPa S ? 0.98 ? 550 ? 539MPa

?? H ?4 ? K HN 4 ? ? lim4
S

计算接触疲劳强度重合系数 Z? 。

? a 3 ? arccos ? z3 cos ? / (z3 ? 2 h a )? ? arccos ? ? 26 ? cos 20 / (26 ? 2 ?1) ? ? ? 29.24
? a 4 ? arccos ? z4 cos ? / (z 4 ? 2 h a ) ? ? arccos ? ?69 ? cos 20 / (69 ? 2 ?1) ? ? ? 24.04

?? ? ? z3 (tan ? a 3 ? tan ? ?) ? z 4 (tan ? 4 ? tan ? ?) ? / 2?
?? ? 26 ? (tan 29.24 ? tan 20 ) ? 69 ? (tan 24.04 ? tan 20 ) ? ? / 2? ? 1.711

Z? ?

4 ? ?? 4 ? 1.711 ? ? 0.763 3 3
0.75

Y? ? 0.25 ?

??

? 0.25 ?

0.75 ? 0.688 1.711

2.计算 ① 计算小齿轮分度圆直径 d3t ,代入 ?? H ?2

d 3t ? 2.32 ? 3

KT3

?d

u ?1 ? ZE ? ? ? 2 ?? ? ?? ? ? u2 ? H 4?

2

? 2.32 ? 3

1.6 ?1.15 ?105 2.62 ? 1 ? 189.8 ? ? ?? ? 1 2.62 ? 539 ?

2

? 73.29mm
② 计算圆周速度 ③ 计算宽度 b
v?

? ? d3t ? n2
60 ?1000

?

? ? 73.29 ?123.68
60 ?1000

? 0.47m / s

b ? ?d ? d3t ? 1? 73.29 ? 73.29mm
n

④ 计算齿宽与齿高比 b 模数 m 齿高

mt ?

d 3t 73.29 ? ? 2.82mm Z3 26

h ? 2.25mt ? 2.25 ? 2.82 ? 6.35 mm

b 73.29 ? ? 11.54 h 6.35

⑤计算载荷系数 据 v ? 0.47m / s 7 级精度。由 [2]中图 10-8 查动载荷系数 Kv ? 1.01; 直齿轮 KH? ? KF? ? 1 。由 [2] 中表 10-2 查得使用系数 K A ? 1 。 由表 10-4 用插入法查得 7 级精度、小齿轮相对非对称布置时

KH ? ? 1.4279 ,由

b ? 11.54 h

KH ? ? 1.4279 查图 10-13 得 KF? ? 1.4

故载荷系数 K ? KA Kv KH? KH? ? 1? 1.01 ?1 ? 1.4279 ? 1.442 ⑥ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由 [2]中式 10-10a 得

d3 ? d3t ? 3

K 1.442 ? 73.29 ? 3 ? 75.87mm Kt 1.3
m? d3 75.87 ? ? 2.92mm Z3 26

⑦ 计算模数 m

4.2.3 按齿根弯曲强度计算
1. 确定公式内各计算数值 ① 由图 10-24c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ? FE3 ? 500MPa ;大齿轮的 弯曲疲劳强度极限 ? FE2 ? 380MPa ② ③ 由图 10-22 取弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳许应力 取弯曲疲劳安全系数 S ? 1.4 由式 10-14

K FN 3 ? 0.95 K FN 4 ? 0.98

?? F ?3 ? K FN 3? FE3
S

?

0.95 ? 500 ? 339 .29 MPa 1.4 0.98 ? 380 ? 266 MPa 1.4

?? F ?4 ? K FN 4? FE 4
S

?

④ 计算载荷系数 K 由表 10-17 查得

K ? K AKV KF? KF? ? 1?1.01?1?1.4 ? 1.414

YFa3 ? 2.6

YFa 4 ? 2.18

查取应力校正系数 由表 10-18 查得 计算大小齿轮的
YFa3 ? YSa 3
YFa ? YSa

YSa 3 ? 1.595

YSa 4 ? 1.79

?? F ?

?? F ?3

?

2.6 ? 1.595 ? 0.012223 339.29

YFa 4 ? YSa 4

?? F ?4

?

2.18 ?1.79 ? 0.014669 266

大齿轮的数值大 2.设计计算
m? 2 KT YFaYSa 3 2 ?1.414 ?1.15 ?105 ? ? 0.0146699 ? 2.65mm ? dZ12 ?? F ? 1? 262

就近圆整为标准值 m ? 2.5mm 计算小齿轮齿数 Z 3 ?
d3 75.87 ? ? 30.348 m 2.5

圆整取 Z3 ? 30

计算大齿轮齿数 Z4 ? 2.62? 30? 78.6 圆整取 Z4 ? 79 实际传动比: i ?
79 ? 2.63 30 2.63? 2.5 ?100% ? 4.4%? 5% 允许 2.5

传动比误差: ?i ?

① 分度圆直径 d3 ? Z3 ? m ? 30 ? 2.5 ? 75mm ② 中心距 a2 ?
d3 ? d 4 75 ? 197 ? ? 136mm 2 2

d4 ? Z4 ? m ? 79 ? 2.5 ? 197mm

③ 齿轮宽度 b ? ?d d3 ? 1 ? 75 ? 75mm B3 ? 75mm

B4 ? 70mm

4.2.4 强度校核
1.按齿面接触疲劳强度校核

计算实际载荷系数 K H 由表 10-2 查得使用系数 K A ? 1,根据 v ? 0.47m / s ,7 级精度,由图 10-8 查得动载荷系数 Kv ? 1.02 齿轮的圆周力 : Ft 3 ? 2T3 / d3t ? 2 ?1.15 ?105 / 75 ? 3.07 ?103 N
3 K A Ft1 / b ? 1? 3.06 ? 10 / 75 ? 40.8 N mm / ?

100 N mm /

查表 10-3 得齿间载荷分配系数 K H? ? 1.2 ,由表 10-4 查得 KH ? ? 1.421, 则:

KH ? K A Kv KH? K? ? 1?1.02 ?1.2 ?1.421 ? 1.74
计算接触疲劳强度重合系数 Z? 。

? a 3 ? arccos ? z3 cos ? / (z3 ? 2 h a ) ? ? arccos ? ?30 ? cos 20 / (30 ? 2 ?1) ? ? ? 28.24
? a 4 ? arccos ? z4 cos ? / (z 4 ? 2 h a ) ? ? arccos ? ?79 ? cos 20 / (79 ? 2 ?1) ? ? ? 23.58

?? ? ? z3 (tan ? a 3 ? tan ? ?) ? z 4 (tan ? 4 ? tan ? ?) ? / 2?
?? ?30 ? (tan 28.24 ? tan 20 ) ? 79 ? (tan 23.58 ? tan 20 ) ? ? / 2? ? 1.738

Z? ?

4 ? ?? 4 ? 1.738 ? ? 0.868 3 3
0.75

Y? ? 0.25 ?

??

? 0.25 ?

0.75 ? 0.682 1.738

?d1 ? 1, ZH ? 2.36, ZE ? 189.8MPa1/2 , Z? ? 0.868, u ? 2.63
?H ?
2 K H T3 u ? 1 2 ?1.74 ?11.5 ?104 ? 3.63 ? Z Z Z ? ? 2.36 ?189.8 ? 0.868 H E ? ?d d33 u 1? 753 ? 2.63

? 495.79MPa ? ?? H ?
齿面接触疲劳强度满足要求。 2.按齿根弯曲疲劳强度校核 计算实际载荷系数 K F 根据 v ? 0.47m / s ,7 级精度,由图 10-8 查得动载荷系数 Kv ? 1.05。由表 10-2 查 得 使 用 系 数 K A ? 1 。 由 Ft 3 ? 2T3 / d3t ? 2 ?1.15 ?105 / 75 ? 3.07 ?103 N ,

K A Ft1 / b ? 1? 3.06 ?103 / 75 ? 40.8N / mm ? 100N / mm ,查表 10-3 得齿间载荷分
配系数 KF? ? 1.2 ,由表 10-4 用插值法查得 KF ? ? 1.417。则载荷系数为

KF ? K A Kv KF? KF ? ? 1?1.05 ?1.2 ?1.417 ? 1.785
由图 10-17 查得齿形系数 YFa3 ? 2.592, YFa 4 ? 2.161 由图 10-18 查得应力修正系数 Ysa3 ? 1.596, Ysa 4 ? 1.811
由图 10-24c 得 ? F lim1 ? 500MPa , ? F lim2 ? 380MPa 由图 10-22 得弯曲疲劳寿命系数 KFN1 ? 0.85, KFN 2 ? 0.88

2K F T3YFa3Ysa 3Y? 2 ?1.785 ?11.5 ?104 ? 2.952 ?1.596 ? 0.682 ? F3 ? ? ? 98.537MPa ? ?? F ?1 2 ?d m3 z3 1? 2.53 ? 302

?F4 ?

2K F T3YFa 4Ysa 4Y? 2 ?1.785 ?11.5 ?104 ? 2.161?1.811? 0.682 ? ? 96.241MPa ? ?? F ?1 2 ?d m3 z3 1? 2.53 ? 302

齿轮弯曲疲劳强度满足要求。 齿数 z3 ? 30, z4 ? 79, m ? 2.5, ? ? 20 ,中心距 a ? 136 ,齿宽 b1 ? 75, b2 ? 70 , 小齿轮选用 40Cr ,大齿轮选用 45 钢, 7 级精度。

五、轴的设计
5.1 输入轴的设计 5.1.1 确定基本参数
1、确定轴的材料 输入轴材料选定为 40Cr ,锻件,调质。 2、求作用在齿轮上的力 根据输入轴运动和动力参数 , 计算作用在输入轴的齿轮上的力: 输入轴的功率 输入轴的转速 输入轴的转矩 圆周力: Ft1 ?

PI ? 1.498KW n1 ? 470r / min TI ? 30.43N ? m
2T1 ? 1521.5 N d1

径向力: Fr1 ? Ft1 ? tan 20 ? 554.87 N 3、初步确定轴的最小径,选取轴的材料为 45 号钢,调制处理,根据表 15 — 3,取 A0 ? 1 1 2

d min ? A0 ? 3

PI 1.498 ? 112 ? 3 ? 16.48mm n? 470

输出轴的最小径是安装联轴器的直径 d1? 2 , 为了使所选轴直径 d1? 2 与联轴器的孔径相适 应,故需同时选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩 Tca ? K AT 1 ,转矩变化很小,故取 K A ? 1.3,则

Tca ? K AT1 ? 1.3? 3.043?104 ? 39559N ? mm

查 机 械 设 计 手 册 , 选 用 HL1 型 弹 性 柱 销 联 轴 器 , 其 公 称 转 矩 为 160000 N ? mm . 半 联 轴 器 的 孔 径 d1 ? 18mm , 故 取 d1 ? 18mm 半 联 轴 器 长 度 L=42mm,半联轴器与孔配合的毂孔长度 L=30mm 。

5.1.2 轴的结构设计
拟定轴上零件的装配方案(如下图) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径长度 1、 为满足半联轴器的轴向定位要求, 1 轴段右端需要一轴肩,轴肩高度
h ? 0.07 0.1 d ,故取 2 段的直径 d2 ? 20mm , l2 ? 21mm 。半联轴器与轴配合的

毂孔

长度 L1 ? 30mm ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在端面

上,故 l1 的长度应该比 L1 略短一点,故取 l1 ? 28mm 。 2、 初步选择滚动轴承,参照工作要求并根据 d2 ? 20mm ,初选型号 6205 轴 承, 其尺寸为 d ? D ? B ? 25 ? 52 ?15 ,基本额定动载荷 Cr ? 14.0KN

基本额定静载荷 C r ? 7.88KN , d a ? 31mm

Da ? 46mm,故 d3 ? d8 ? 25mm ,

轴段 7 的长度与轴承宽度相同 , 故取 l3 ? l8 ? 15mm 。 3、 取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距,取 l4 ? 94mm 。为减小应力集 中, 并考虑右轴承的拆卸 ,轴段 4 的直径应根据6005的深沟球轴承的

定位轴肩直径 d a 确定 d4 ? da ? 31mm 。
4、 轴段 5 上安装齿轮,为便于齿轮的安装, d5 应略大与 d4 ,可取 d5 ? 35mm .齿轮左端用套筒 固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段 5 的长度 l5 应比齿轮毂长略短,若毂长与 齿宽相同,已知齿宽 b ? 50mm ,故取 l5 ? 48mm 。齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段 6 的直 径, 轴肩高度 h ? 0.07 ~ 0.1d ,取 d6 ? 40mm , l6 ? 1.4h ,故取 l6 ? 5mm

为减小应力集中 , 并考虑右轴承的拆卸 , 轴段 7 的直径应根据6005 的深沟球轴承的定位轴肩直径 d a 确定 ,即 d7 ? da ? 31mm , l7 ? 12mm 。
5、取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得 L1 ? 55.5mm , L2 ? 125.5mm , L3 ? 48.5mm

6、参考表 15 - 2,取轴端为 1? 450

5.1.3 输入轴的结构布置

5.1.4 受力分析、弯矩计算
1、支撑反力
FAX ? Ft1 ? L3 1521.5 ? 48.5 ? ? 424.1N L2 ? L3 125.5 ? 48.5

FBX ? Ft ? FAX ?1521.5? 424.1 ? 1097.4 N
2、在垂直面上

?M

B

? 0, FAZ ?

Fr1L3 554.87 ? 48.5 ? ? 154.7 N L2 ? L3 125.5 ? 48.5

故 FBZ ? Fr1 ? FAZ ? 554.87 ?154.7 ? 400.2N 总支撑反力
2 2 FA ? FAX ? FAZ ? 424.12 ? 154.72 ? 451.4 N 2 2 FB ? FBX ? FBZ ? 1097.42 ? 400.22 ? 1168.1N

5.1.5 计算弯矩并做弯矩图
1、 水平面弯矩图

M AX ? FAX ? L2 ? 424.1?125.5 ? 53224.55N ? mm

M BX ? M AX ? 53224.55N ? mm
2、 垂直面弯矩图

M AZ ? FAZ ? L2 ? 154.7 ?125.5 ? 19327N M BZ ? FBZ ? L3 ? 400.2 ? 48.5 ? 19409.7
3、 合成弯矩图
2 2 M A ? M AX ? M AZ ? 53224.552 ? 19327 2 ? 566249 N ? mm 2 2 M B ? M BX ? M BZ ? 53224.552 ? 19409.7 2 ? 56653.2 N ? mm

4、 作受力、弯矩和扭矩图

5.1.6 选用键校核
键连接:联轴器:选单圆头平键(C 型) b ? h ? 6mm ? 6mm L ? 25mm 齿轮:选普通平键 (A 型) b ? h ? 8mm ? 7mm L ? 45mm 联轴器:由式6-1, ? p ?

4T1 4 ? 30.43 ? ? 51.2MPa d1hl 18 ? 6 ? (25 ? 3) ?10?9

查表6-2,得 [? p ] ? 100 ~ 120MPa

? p ? [? p ] ,键校核安全

齿轮:

?p ?

4T1 4 ? 30.43 ? ? 17.7 MPa d 4 hl 30 ? 7 ? (45 ? 8) ?10?9

查表 6-2,得 [? p ] ? 100 ~120MPa

? p ? [? p ] ,键校核安全

5.1.7 按弯扭合成应力校核轴的强度
由合成弯矩图和转矩图知,C 处左侧承受最大弯矩和扭矩,并且有较多的应力集中,故 c 截面为危险截面。根据式15-5,并取 ? ? 0.6 ,轴的计算应力

M?

?d3
32

? 0.1d 3 ? 0.1? 353 ? 4287.5mm3

? ca ? M A2 ? (?T1 ) 2 / W ? 25.7 MPa
由表15-1查得 [? ?1 ] ? 60MPa , ? ca ? [? ?1 ] ,故安全 轴承寿命校核 轴承寿命可由式 Lh ?

106 ft Cr ? ( ) 进行校核,取 ft ? 1, 取 ? ? 3 由于轴承主要承受径向 60n P

载荷的作用,所以 P ? Fr ,所以 P ? Fr ? 554.87 N ,则

Lh ?

106 Cft ? 106 1?14 ?103 3 ( ) ? ?( ) ? 569588h ? 8 年,符合要求。 60n P 60 ? 470 554.87

5.2 中间轴及其轴承、键的设计 5.2.1 基本参数设定
中间轴上的功率 T2 ? 10.99 ?104 N ? mm 求作用在齿轮上的力 高速大齿轮:

Ft1 ?

2T2 2 ? 10.992 ?10 4 ? ? 1427.53 N d2 154

Fr1 ? Ft1 tan ? ? 1427.53 ? tan 20 ? 519.18 N
低速小齿轮:

Ft 2 ?

2T2 2 ? 10.992 ? 104 ? ? 2314.1N d3 95

Fr 2 ? Ft 2 tan ? ? 2314.1? tan 20 ? 842.3 N
初定轴的最小直径 选轴的材料为45钢,调质处理。 根据表15-3,取 A? ? 112,于是由式15-2初步估算轴的最小直径

dmin ? A 3 P2 / n2 ? 112 3 1.423 /123.68 ? 25.34mm
这是安装轴承处轴的最小直径 d1

5.2.2 确定轴的各段直径和长度
1.初选型号 6206 的深沟球轴承 参数如下

d ? D ? B ? 30 ? 62 ?16

da ? 36mm

Da ? 56mm

基 本 额 定 动 载 荷

Cr ? 19.5KN

基本额定静载荷 C r ? 11.5KN

故 d1 ? d7 ? 30mm 。轴段 1 和 7 的长度

与轴承宽度相同,故取 l1 ? l7 ? 16mm , d2 ? d6 ? da ? 36mm , l2 ? l6 ? 20mm 2.轴段 3 上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装, d 3 应略大与 d 2 ,可取 d3 ? 40mm 。齿轮左 端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段 3 的长度 l 3 应比齿轮毂长略短, 若毂长与齿宽相同,已知齿宽 b1 ? 75mm ,取 l3 ? 70mm 。小齿轮右端用轴肩固定,由此可确 定轴段 4 的直径, 轴肩高度 h ? 0.07 ~ 0.1d ,取 d4 ? 44mm , l 4 ? 1.4h ,故取 l 4 ? 6mm 3.轴段 5 上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装, d5 应略大与 d6 ,可取 d5 ? 40mm 。 齿轮右 端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段 5 的长度 l5 应比齿轮毂长略短, 若毂长与齿宽相同,已知齿宽 b ? 45mm ,取 l5 ? 41mm 。大齿轮左端用轴肩固定,由此可确 定轴段 4 的直径, 轴肩高度 h ? 0.07 ~ 0.1d ,取 d4 ? 44mm , l 4 ? 1.4h ,故取 l 4 ? 6mm。 取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得 L1 ? 63mm , L2 ? 62mm , L3 ? 51mm 4.参考表 15-2,取轴端为 1.2 ? 45 ,各轴肩处的圆角半径见下图。
0

5.2.3 轴的受力分析、弯距的计算
1.计算支撑反力: 水平方向

FAX ?

Ft1 ? L3 ? Ft 2 ? ( L2 ? L3 ) 1427.53 ? 51 ? 2314.1? ? 62 ? 51? ? ? 1899.5N L1 ? L2 ? L3 63 ? 62 ? 51

FBX ? Ft1 ? Ft 2 ? FAX ? 1427.53 ? 2314.1?1899.5 ? 1842.13N
在垂直面上:

?M

B

? 0, FAZ ?

Fr1L3 ? Fr 2 ? ( L2 ? L3 ) ? 691.24 N L1 ? L2 ? L3

故 FBZ ? Fr1 ? Fr 2 ? FAZ ? 519.18 ? 842.3 ? 691.24 ? 670.24N 总支撑反力
2 2 FA ? FAX ? FAZ ? 1899.52 ? 691.22 ? 2021.35 N 2 2 FB ? FBX ? FBZ ? 1842.132 ? 670.242 ? 1960.27 N

2.计算弯矩 在水平面上:

M1BX ? FBX ? L3 ? 1899.5 ? 51 ? 96874.5N.mm M 2 AX ? FAX ? L1 ? 1842.13? 63 ? 116054.19N .mm

M1X ? M1BX ? 96874.5N.mm M 2 X ? M 2 AX ? 116054.19N.mm
在垂直面上:

M1BZ ? FBZ ? L3 ? 670.24 ? 51 ? 34182.24N ? mm

M '1BZ ? M1BZ ? 34182.24N ? mm
M 2 AZ ? FAZ ? L1 ? 691.2 ? 63 ? 43545.6N ? mm M1z ? M1BZ ? 34182.24N ? mm

M '1z ? M '1BZ ? 34182.24N ? mm
M 2Z ? M 2 AZ ? 43545.6N ? mm
故 M1 ?

M12X ? M12Z ? 96874.52 ? 34182.242 ? 102728.25 N ? mm

2 2 2 2 M2 ? M2 X ? M 2 Z ? 116054.19 ? 43545.6 ? 123954.81N ? mm

3.计算转矩并做转矩图

T ? T2 ? 109920N ? mm

5.2.4 选用校核键
1.低速级小齿轮的键 由表6-1选用圆头平键(A 型) b ? h ? 12 ? 8 L ? 56mm

k ? 0.5h ? 4mm
由式6-1, ? p ?

l ? L ? b ? 44mm

2T2 2 ?109920 ? ? 31.23MPa kdl 4 ? 40 ? 44

查表6-2,得 [? p ] ? 100 ~ 120MPa 2.高速级大齿轮的键 由表6-1选用圆头平键(A 型)

? p ? [? p ] ,键校核安全

b ? h ? 12 ? 8

L ? 36mm

k ? 0.5h ? 4mm
由式6-1, ? p ?

l ? L ? b ? 24mm

2T2 2 ?109920 ? ? 57.25MPa kdl 4 ? 40 ? 24

查表6-2,得 [? p ] ? 100 ~ 120MPa

? p ? [? p ] ,键校核安全

5.2.5 按弯扭合成应力校核轴的强度
由合成弯矩图和转矩图知,2 处当量弯矩最大,并且有较多的应力集中,为危险截面 根据式15-5,并取 ? ? 0.6

? 2 a ? M 2 ? (?T2 )2 / W ? 123954.812 ? (0.6 ?109920)2 / (0.1? 363 ) ? 30.12MPa
由表15-1查得 [? ?1 ] ? 60MPa , ? 2a ? [? ?1 ] ,校核安全。 轴承 A 寿命校核 轴承寿命可由式 Lh ?

106 ft Cr ? ( ) 进行校核,取 ft ? 1, , f p ? 1.0 ~ 1.2 ,取 f p ? 1.0 ,取 60n P

? ? 3 由于轴承主要承受径向载荷的作用,所以 P ? Fr ,所以 P ? Fr1 ? 519.18N ,则
PA ? f p ? 2021.35 ? 2021.35 ? Cr ,校核安全。
Lh ? 106 Cft ? 106 1?19.5 ?103 3 ( ) ? ?( ) ? 7140016.99h ? 8 年,符合要求。 60n2 P 60 ?123.68 519.18

校核轴承 B 和计算寿命 径向载荷 FBr ?
2 2 FBX ? FBZ ? 1842.132 ? 670.242 ? 1960.27 N

当量动载荷 P B ? f p FBr ? 1960.27 N ? Cr ,校核安全 该轴承寿命该轴承寿命

LBh ?

106 Cr 3 106 1?19.5 ?103 3 ( ) ? ?( ) ? 132649.44h ? 8 年,故符合要求。 60n2 PB 60 ?123.68 1960.27

5.3 输出轴及其轴承装置、键的设计 5.3.1 基本参数设定
1.输入功率 P 3 ? 1.35KW 转矩 T3 ? 261.22 N ? m 第三轴上齿轮受力 转速 n3 ? 49.47 r / min

Ft ?

2T3 2 ? 261220 ? ? 2110.87 N d4 247.5

Fr ? Ft tan ? ? 2110.87 ? tan 20。 =768.29N
2.初定轴的直径 轴的材料同上。由式15-2,初步估算轴的最小直径

dmin ? A 3 P3 / n3 ? 112 3 1.35 / 49.47 ? 33.72mm
取 d1 ? 40mm ,l1 ? 4 ? (

d1 ? 0.01d z1 ? 9.5mm) ? 74.0mm ,为保证与箱体的距离,取 6

l1 ? 80mm 。

5.3.2 轴的结构设计
1.轴段 2 和轴段 7 用来安装轴承,根据 d1 ? 40mm ,初选型号 6309 的深沟球轴承。 参 数 基 本 : d ? D ? B ? 45 ?100 ? 25 da ? 54mm

Da ? 91mm

基本额定动载荷

Cr ? 52.8KN

基本额定静载荷 C r ? 31.8KN 。由此可以确定:

d2 ? d7 ? 45mm

l2 ? l7 ? 25mm

2.为减小应力集中,并考虑左右轴承的拆卸,轴段 3 和 6 的直径应根据 6309 的深沟球轴承的定 位轴肩直径 d a 确定,即 d3 ? d6 ? da ? 54mm ,取 l6 ? 18mm 3.轴段 5 上安装低速级大齿轮,为便于齿轮的安装, d5 应略大与 d6 ,可取 d5 ? 58mm 。 齿轮左

端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段 5 的长度 l5 应比齿轮毂长略短, 若毂长与齿宽相同,已知齿宽 b ? 70mm ,取 l5 ? 65mm 。大齿轮右端用轴肩固定,由此可 确定轴段 4 的直径, 轴肩高度 h ? 0.07 ~ 0.1d ,取 d4 ? 68mm , l 4 ? 1.4h ,故取 l4 ? 7mm 。 4.取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距,取 l3 ? 58mm 5.取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得 L1 ? 63mm , L2 ? 110mm , L3 ? 55.5mm 6.参考表 15-2,取轴端为 1.2 ? 45 ,各轴肩处的圆角半径见下图。
0

5.3.3 轴的受力分析、弯距的计算

1.计算支承反力 在水平面上

?M

AX

? 0 FBX ?

Ft ? L1 2110.87 ? 63 ? ? 786.71N L1 ? L2 63 ? 110

FAX ? Ft ? FBX ? 2110.87 ? 786.71 ? 1342.17 N
在垂直面上

?M

BZ

? 0, FAZ ?

Fr L2 768.29 ?110 ? ? 488.51N L1 ? L2 110 ? 63

故 FBZ ? Fr ? FAZ ? 768.29 ? 488.51 ? 279.78N 2.计算弯矩 水平面弯矩 在 C 处, MCX ? FAX L1 ? 1342.17 ? 63 ? 84556.71N ? mm 垂直面弯矩 在 C 处, MCZ ? FAZ L1 ? 488.51? 63 ? 30776.13N ? mm 合成弯矩 在C处
2 2 M C ? M CX ? M CZ ? 84556.72 ? 30776.132 ? 89983.36 N ? mm

3.计算转矩,并作转矩图

T ? T3 ? 261.22 N ? m

(CD 段)

5.3.4 选用校核键
低速级大齿轮的键 由表6-1选用圆头平键(A 型) b ? h ? 16 ?10 L ? 56mm

k ? 0.5h ? 5mm
由式6-1, ? p ?

l ? L ? b ? 40mm

2T3 2 ? 261220 ? ? 45.04MPa kdl 5 ? 58 ? 40

查表6-2,得 [? p ] ? 100 ~ 120MPa

? p ? [? p ] ,键校核安全

5.3.5 按弯扭合成应力校核轴的强度
由合成弯矩图和转矩图知,C 处当量弯矩最大,并且有较多的应力集中,为危险截面 根据式15-5,并取 ? ? 0.6

? Ba ? M 2 ? (?T3 )2 / W ? 9.26MPa
由表15-1查得 [? ?1 ] ? 60MPa , ? 2a ? [? ?1 ] ,校核安全

5.3.6 校核轴承和计算寿命
1.校核轴承 A 和计算寿命 径向载荷 FAr ?
2 2 FAX ? FAZ ? 1342.17 2 ? 488.512 ? 1428.31N

当量动载荷 PA ? f p FAr ? 1428.31N 因为 P ? C ,校核安全。

r

该轴承寿命该轴承寿命

LAh ?

106 Cr 3 106 ? 52800 ? 3 ( ) ? ?? ? ? 1.70 ?10 h ? 8 年 60n3 PA 60 ? 49.47 ? 1428.31 ?

3

2.校核轴承 B 和计算寿命 径向载荷 FBr ?
2 2 FBX ? FBZ ? 786.712 ? 279.782 ? 873.58 N

当量动载荷 P B ? f p FBr ? 873.58N ? Cr ,校核安全 该轴承寿命该轴承寿命

106 Cr 3 106 ? 52800 ? 6 LBh ? ( ) ? ?? ? ? 6.58 ?10 h ? 8 年。 60n3 PB 60 ? 49.47 ? 1960.27 ?

3

所以合格。

六、其他结构设计
6.1 滚动轴承的润滑和密封
当浸油齿轮圆周速度 v ? 12m / s ,轴承内径和转速乘积 dn ? 2 ?105 mm? r / min 时,宜 采用脂润滑。为防止箱体内的油浸入轴承与润滑脂混合,防止润滑脂流失,应在箱体内侧适 当装挡油环。

6.2 联轴器和轴承端盖的选择 6.2.1 联轴器的选择
为了隔离振动与冲击,选用弹性柱销联轴器。弹性柱销联轴器具有缓冲和吸震性,可频 繁的起动和正反转,可以补偿两轴的相对位移。根据以上的计算选择 HL1 和 HL3 型弹性柱 销联轴器。

4.2.2 轴承端盖的选择
根据箱体设计,选用凸缘式轴承端盖。

6.3 通气器的设计
通气器多装在箱盖顶部或窥视孔盖上, 其作用是将工作时箱内热涨气体及时排出。 其结 构基本如下:

6.4 吊环螺钉、吊耳及吊钩
为便于拆卸及搬运,应在箱盖上铸出吊耳,并在箱座上铸出吊钩。

6.5 启盖螺钉
启盖螺钉的直径一般等于凸缘联接螺栓的直径, 螺纹有效长度大于凸缘厚度。 螺杆端部 要做成圆柱形或大倒角、半圆形,以免启盖时顶坏螺纹。

6.6 定位销
定位销有圆柱形和圆锥形两种结构,一般取圆锥销。

高度为 20

6.7 油标
油标用来指示油面高度,常见的有油尺、圆形油标、长形油标等。一般采用带有螺纹部 分的油尺。油尺安装位置不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出,不能太高以免与吊耳相干 涉,箱座油尺座孔的倾斜位置应便于加工和使用。

6.8 放油孔及螺塞
在油池最低位置设置放油孔,螺塞及封油垫圈的结构尺寸按照国标型号选择。

6.9 箱体
采用 HT200 铸造箱体,水平剖分式箱体采用外肋式结构。箱内壁形状简单,润滑油流 动阻力小,铸造工艺性好,但外形较复杂。

减速器机体结构尺寸如下: 机座壁厚δ 机盖壁厚δ
1

δ =0.025a+5 δ 1=0.025a+5 b=1.5δ b1=1.5δ b2=2.5δ df =0.036a+12 a<250,n=6 d1=0.75 df
1

8mm 8mm 12mm 12mm 20mm 16.3mm 6 12.2mm

机座凸缘壁厚 机盖凸缘壁厚 机座底凸缘壁厚 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径

机 盖 与机 座联 接 螺栓 直径 d2 联接螺栓 d2 间距 轴承盖螺钉直径 窥视孔螺钉直径 定位销直径 轴承旁凸台半径

d2=(0.5~0.6) df

10mm

L=150~200 d3=(0.4~0.5) df d4=(0.3~0.4) df d=(0.7~0.8) d2 R D1= D+2.5d3

160mm 7mm 6mm 7mm 10 mm D11=42.5mm D12=42.5mm D13=57.5mm D21=59.5mm

轴 承 盖螺 钉分 布 圆直 径

(D 为轴承孔直径)

轴 承 座凸 起部 分 端面 直径 大 齿 顶圆 与箱 体 内壁 距离Δ
1

D2= D1+2.5d3

D22=59.5mm D23=74.5mm

Δ 1>1.2δ

10mm

齿 轮 端面 与箱 体 内壁 距离Δ
2

Δ 2>δ

9 mm

两齿轮端面距离

Δ 4=5

5 mm C1f=26mm

df,d1,d2 至外机壁距离

C1=1.2d+(5~8)

C11=21mm C12=18mm C2f=22mm

df,d1,d2 至凸台边缘距 离

C2

C21=17mm C22=15mm Kf=48mm

机壳上部(下部)凸缘 宽度 轴承孔边缘到螺钉 d1 中心线距离

K= C1+ C2

K1=38mm K2=33mm

e=(1~1.2)d1

13mm

轴承座凸起部分宽度 吊环螺钉直径

L1≥C1f+ C2f+(3~5) dq=0.8df

52 mm 13mm

总结
终于到尾声了,经过几个星期的课程设计,我深深的体会到作为一 个设计人员的不易, 为了能巩固以前学过的知识并且学到更多未涉及到的知 识,我在本次设计中尽可能的以真正的设计人员的标准要求自己,所以在这 几个星期里,我不断的查找各类书籍,以便完善我的课程设计。 从选电动机开始,我便开始认真的比较各类电动机,并且试着去了解更 多电动机,外形尺寸、功率等一系列的计算我都认真独立完成,让我最感到 困难的是齿轮和轴的计算,因为我此前几乎没这么系统的计算过齿轮和轴, 所以大量的计算有些让我不知所措,不过我很快静下心来,一步一步计算,

这期间总会遇到这样那样的专业名词、公式,有些公式甚至让人一头雾水, 于是我便查阅一些资料了解公式的“来历”。 现在我终于了解了一个机器的诞生是需要花费大量的心血的, 每个零件 都有关联,而且要从头算起,就像这次课程设计,我们要从电动机算起,然 后是带的传动、齿轮传动、轴的载荷等,并且还要计算键、轴承,包括箱内 的油量也是需要考虑的,接下来就是箱体的设计,要考虑到大带轮直径不可 以大过箱体的高度、螺栓螺钉周围要留出扳手的空间?? 其他的零部件我也是斟酌比较之后选择的, 所以整体我认为工艺性还比 较理想。 本来要设计油沟的, 但因为齿轮转速极低, 所以齿轮利用浸油润滑, 而轴承利用脂润滑,这些是我看了许多资料之后才懂得,所以说本次课程设 计对我的帮助十分大。 为了能更快更准确的完成课程设计,我是边计算边画图的,这样有一个 最大的好处:能及时发现问题可以及时改正。其实我认为这样改能让我不断 的校验自己是否计算有误,这段期间,我为了完善课程设计,不断的计算、 改图,几乎每时每刻都能发现一些问题,总有令人不满意的地方,并且总是 出现错误和马虎的现象,所以大部分时间用在了校验、检验、反复核查,这 才完成了本次课程设计,经过了短暂而又漫长的设计时期,我感到自己学到 了很多课堂上未学到的知识,在与指导老师交流中,我发现自己的能力提高 了很多,当然,我还初出茅庐,还有更多的知识等待我去学习,所以我会更 加努力完善自己的学识,用自己的所学为社会做出重大的贡献!

参考文献

[1]关阳 . 机械零件设计指导 [M].辽宁科技技术出版社 ,1985 [2]濮良贵 , 纪明刚 .机械设计 [M](第八版) . 高等教育出版社 ,2006 [3]蔡春源 . 机械零件设计手册 [M](第三版) . 冶金工业出版社 [4]张锦明 . 机械设计基础课程设计指导书 [M]. 东南大学出版社 ,2009 [5]韩桂新 . 机械制图 [M].北京大学出版社 ,2005 [6]王宇平 . 公差配合与几何精度检测 [M].人民邮电出版社 ,2007

致谢

从接受课题开始到现在完成课程设计,我衷心的感谢我的指导老师,虽 然大部分时间是我自己在完成课程设计,但没有老师的精心的指导,我不可 能学到那么多知识, 尤其在课题设计的前期准备阶段和本人的数据计算阶段 , 肖老师提出许多宝贵的设计意见 , 在最后的修改阶段肖老师在百忙之中抽出 时间为我提供了必要的帮助。在课程设计期间,应该说老师给我提供了许多 我想不到的问题,这让我受益匪浅,老师知识的渊博让我更加知道了我要学 习的知识还有很多, 老师思路的开阔让我更加了解了作为一个设计人员所要 具备的素质, 还有老师实事求是的工作作风让我明白了做任何事都要认真严

谨,争取不出任何错误。谨此再次向老师表示衷心的感谢和崇高的敬意。


相关文章:
小型自动送料冲压机设计说明书
小型自动送料冲压机设计说明书_机械/仪表_工程科技_专业资料。机械设计 曲柄摇杆 四连杆机构 机械原理 课程设计说明书 学院: 机械工程学院 专业:机械设计制造及其...
小型自动送料冲压机创新设计
项目名称:小型自动送料冲压机创新设计 图 1 小型冲床及送料机构 要实现送料机构及冲压机构的停歇,传统的传动机构(例如图 1 所示)大都采用凸轮机 构。 凸轮的...
自动送料冲压机
学号 成绩 课程设计说明书系 专方别业向 机电工程系 机械设计制造及其自动化 ...图8 自动送料冲压机机构简图 送料机构与冲压机构之间的传动是用传动比 1:1 ...
自动送料冲床机构说明书
自动送料冲床机构说明书_机械/仪表_工程科技_专业资料。机械原理设计书 冲床机构运动方案示意图 一、机械结构动作: 1.主动件 转动,同时带动飞轮转动,两者角速度...
冲模自动送料装置的设计
西南交通大学 自动送料冲床机构综合机械原理课程综合设计 设计计算说明书 学院 班级 姓名 完成日期 指导老师 机械工程系 08 铁道车辆 3 班 易礼东 2010 年 12 ...
机械原理课程设计--自动送料冲床机构001
自动送料冲床机构的设计的主要侧重点是同时实现加工与送 料,通过对机械机构的...曲柄轴为等效构件,确定应加于曲柄轴上的飞轮转动惯量; 5.编写课程设计说明书。...
自动送料设计
无锡职业技术学院毕业设计说明书 自动送料机构设计...RF20SD— OR11的结构由冲床上的曲轴输出轴.通过...它实现了气动搬运装置功能,实质上是一个个小型的...
冲床自动送料装置设计
毕业设计说明书 题目:冲床自动送料装置 专班姓 业:机械设计制造及其自动化 级: 机自 012 名: 禹锦绣力 指导老师: 李日 期:2005 年 6 月 1 日 第 1 ...
自动送料冲床机构的课程设计(含程序)(1)
自动送料冲床机构的课程设计(含程序)(1)_工学_高等教育_教育专区。自动送料冲床...(9)编写课程设计说明书。 目录 2011 年 6 月 机械原理课程设计 指导老师:...
冲床自动送料机构的设计
冲床自动送料装置 2页 免费如要投诉违规内容,请到百度文库投诉中心;如要提出功能...另外本人甩卖全部机械毕业设计 5 元一份(全部甩卖) 要完整的说明书和图纸请...
更多相关标签:
家用小型料理机说明书 | 小型冲压机 | 小型手动冲压机 | 小型气动冲压机 | 信佩冲压机说明书 | 冲压机说明书 | 开式冲压机说明书 | 自动送料冲压机 |