机械原理课程设计——步进式工件输送机

1、机械设计基础课 程 设计 说 明书设计题目：步进式工件输送机设计专业班级：机械制造与自动化 1001学生姓名：王森学 号：20107335指导老师：王宇完成日期：2011年12月目录第一章绪论3第二章 课题题目及主要技术参数说明32.1课题题目32.2主要技术参数说明42.3根据工艺动作和协调要求拟定运动循环图4第三章传动机构和工作机构的选择53.1传动机构确定53.2工作机构设计方案6第四章减速器结构选择及相关性能参数计算84.1减速器结构84.2电动机选择84.3一传动比分配94.4_ _动力运动参数计算9第五章齿轮的设计计算115丄 高速级齿轮传动的设计计算.5.2_低速级齿轮传动的设计

2、计算1_7_第六章、传动轴承和传动轴的设计23 _61从动轴的设计236：2_中间轴的设计计算296色 主动轴的设计326£求轴上的载荷366.5按弯曲扭转合成应力校核轴的强度386§_精确校核轴的疲劳强度38 第七章联轴器的选择417丄联轴器的功能417£_联轴器的类型特点417色联轴器的选用417£联轴器的材料42设计小结42参考文献42附图减速器装配图轴的零件图工件输送机系统总图第一章 绪论进入21世纪以来，随着科学技术、工业生产水平的不断发展和人们生活条件的不断改善市场愈加需要各种各样性能优良、质量可靠、价格低廉、效率高、能耗低的机械产品，而决定

3、产品性能、质量、水平、市场竞争能力和经济效益的 重要环节是产品设计。机械产品设计中，首要任务是进行机械运动方案的设计和 构思、各种传动机构和执行机构的选用和创新设计。这要求设计者综合应用各类 典型机构的结构组成、运动原理、 工作特点、设计方法及其在系统中的作用等知 识，根据使用要求和功能分析，选择合理的工艺动作过程，选用或创新机构型式 并巧妙地组合成新的机械运动方案，从而设计出结构简单、制造方便、性能优良、 工作可靠、实用性强的机械产品。企业为了赢得市场，必须不断开发符合市场需求的产品。新产品的设计与 制造，其中设计是产品开发的第一步，是决定产品的性能、质量、水平、市场竞 争力和经济效益的最主

4、要因素机械原理课程设计结合一种简单机器进行机器功 能分析、工艺动作过程确定、执行机构选择、机械运动方案评定、机构尺度综合、 机构运动方案设计等，使学生进一步巩固、掌握并初步运用机械原理的知识和理 论，对分析、运算、绘图、文字表达及技术资料查询等诸方面的独立工作能力进 行初步的训练，培养理论与实际结合的能力，更为重要的是培养开发和创新能力。 因此，机械原理课程设计在机械类专业学生的知识体系训练中，具有不可替代的重要作用。本次我设计的是步进送料机，以小见大，设计并不是门简单的课程，它需 要我们理性的思维和丰富的空间想象能力。我们可以通过对步进送料机的设计进步了解机械原理课程设计的流程，为我们今后的

5、设计课程奠定了基础第二章 课题题目及主要技术参数说明2.1设计题目：步进式输送机设计2.1.1设计原理：工件通过隔断板释放，滑落到辊道上，带有推爪的滑架作往复直线运动，当向右运动时推爪推动工件的左端面一起运动，经过多次的往复运动，最终把工件运送到指定位置。2.1.2设计要求1）工件质量：70kg2）输送步长H=400mm,可载58个工件3） 运输速度为0.44m/s,尽可能均匀，行程系数 K=1.254）工作阻力2500N5）往复次数406）滑架导路水平线与安装平面高度允许在 800-1000mm2.2工作原理和工艺动作分解2.2.1工作原理和工艺动作分解根据工艺过程，机构应具有一个电动机和两

6、个执行构件（滑架、隔断板）。（1）滑架 作往复直线运动，推程时推动工件向前运动，回程时，工件静止，工作行程L=400mm，工作平均速度v=0.44m/s。2. 3根据工艺动作和协调要求拟定运动循环图拟定运动循环图的目的是确定各机构执行构件动作的先后顺序、相位，以利于设计、装配和调试。以主动件的转角作为横坐标（0 °、360° ），以各机构执行构件的位移为纵 坐标作出位移曲线。主动轴每转一圈为其准拟定的滑架机构运动循环图如图所 示：第三章传动机构和工作机构的选择3.1 传动机构的确定常用的传动机构有以下几种：齿轮机构；螺旋机构；带传动及链传动；连杆 机构；凸轮机构（表列举了几

7、种常有传动机构的基本特性）。表i-i常用传动机构的基本特性齿轮传动螺旋传动带传动链传动连杆传动凸轮传动螺旋传动优传动比准传动比大，中心距变中心距变适用于宽能实现各:可改变运确，外廓尺可实现反化范围广，化范围广，广的载荷种运动规动形式；转寸小，功率向自锁，用可用于长可用于长范围，可实律，机构紧动变移动，高，寿命于空间交距离传动，距离传动，现不同的凑传动比较长，功率及错轴传动，可吸振，能平均传动运动轨迹，大速度范围传动平稳起到缓冲比准确，特可用于急占八、广，适宜于及过载保殊链可用回、增力，短距离传护于传送物加大或缩动料小行程等缺制造精度效率较低用打滑现有振动冲设计复杂，易磨损，主滑动螺旋要求高象，

8、轴上受击，有多边不宜高速要用于运刚度较差，占八、力较大形效应度运动动的传递效率不高效开式开式平带开式在运动过随运动位滑动0.92-0.960.5-0.70.92-0.980.9-0.93程中随时置和压力0.3-0.6闭式闭式V带闭式发生变化角不同，效滚动0.96-0.990.7-0.90.92-0.940.95-0.97率也不同0.85-0.98率自锁同 步 带0.4-0.450.96-0.98速6级精度直滑动速度vV带v w滚子链vw齿 v <w 15-35m/s25m/s15m/s18m/s同步带vw齿形链vw6级精度非 直齿v <50m/s30m/s度36m/s5级精度直 齿

9、 v <200m/s功渐开线齿小于V 带 w 40最大可达轮<750kw同步带w3500kw50000kw200-750kw通常为率圆弧齿轮常用于100kw 以< 6000kw50kw以下下锥齿轮w1000kw传动比一对圆柱齿轮i < 10通常i < 5 一对圆锥齿轮i < 8通常i < 3开式i <100常用i< 15-60 闭式i < 60 常用i <10-40平带i < 5V 带 i < 7同步带i <10滚子链i <7-10齿形链i <15其/、他主要用于传动主要用于传动常用于传 动链的高

10、速端常用于传动链中速度较低处既可为传 动机构又 可做为执 行机构主要用于执行机构主要用于 转变运动 形式，可做 为调整机 构根据以上分析，我们选择开始齿轮传动。3.2 工作机构设计方案方案（1）采用液压凸轮机构为主，以达到设计要求。本方案采用液压动力装置以推动挡板左右往复运动。 再采用凸轮机构推动挡板做上下的往复运动。该机构由液压机构和凸轮机构相互配合，使挡板做曲线运动。该机构结构简单，构造也较为普通，切运行时噪声低。 运动行程一眼明了。缺点是该机构有两个自由 度，所以运动难于控制，不够平稳。而且液压机构成本太高，且维护检修复杂。方案（2）采用曲柄连杆机构。曲柄连杆机构的特点：1）其运动副元素

11、为面接触，压力较小，承载能力较大，润滑好，磨损小,加工制造容易，且连杆机构中的低副一般是几何封闭，对保证机构的可靠性 有利。2) 在曲柄连杆机构中，在原动件的运动规律不变的条件下，可用改变各机 构的相对长度来使从动件得到不同的运动规律。3) 在曲柄连杆机构中，在连杆上各点的轨迹是各种不同的形状的曲线，其 形状随着各构件的相对长度的改变而改变，故连杆曲线的形式多样，可用来 满足一些特定的工作需要。利用连杆机构还可以很方便地改变运动的传递方向，扩大行程，实现增力和 远距离传动等目的根据对比分析，我们选择曲柄连杆机构作为工作机构，实现步进式输送。第四章减速器结构选择及相关性能参数计算4.1减速器结构

12、展开式二级圆柱直齿轮减速器。4.2电动机选择（一）工作机的功率FWPw = 1F00KW、Pw 二諾0KW、"為 KW选用pwII kw95001000v60n =D1000 0.7 603.14 400=33.439r/ minFW =800 339500= 2.816km（二）总效率总总=1:24=0.886查课程设计手册表1 7（三）所需电动机功率Pd2.80.886= 3.16( KW)Rd大于等于Pd查机械零件设计手册电动机选用三相异步电机笼型 丫132M 6 n 满=960r/min4.3传动比分配工作机的转速:60 x1000v n 二60 1000 0.73.14 4

13、00二 33.439r/min28.7r / min33.439n满为电动机满载转速，n为转轴转速。取i带=3则i齿二坦二空七.57i带 3i 齿=i 2X i 3i 带勻 1=3； i 2=3； i 3=3.24.4动力运动参数计算（一）转速nn0 = n 满=960r/min960二 320n 0n满ni-i带i 1m = 107 r/mini2n,!,=氏 34r mini3（二）功率PPo = Pd = 4(kw)R = Pq1 带=Pd® =4疋 0.98 = 3.92( kw)P2 = Pin 齿轮轴承=Pm =3.8(kw)P3 = P2 联轴器轴承=P2 2 3 =

14、3.69(kw)巳=巳齿轮轴承 P3 234 - 3.58( kw)(三) 转矩T9550P9550 3.379912/912=59.79(N m)117(N m)T22 3i2 =340(N m)T3 二T2 2 応=1057(N m)T4 二 T3 4 3 =1026(N m) =808.26(N m )运动和动力参数结果表3-1表3-1运动和动力参数轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴41179601轴3.923.81173403202轴3.83.6934010571073轴3.693.5810571026344轴3.583.581026102634第五章齿

15、轮的设计计算5.1高速级齿轮传动的设计计算（一）齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开 线直齿轮齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用45二钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS取小齿齿数Z1=24高速级大齿轮选用45二钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z 2=iZiZ2=3X 24=72取乙=72 齿轮精度按GB/T10095- 1998，选择7级，齿根喷丸强化。（二）初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计it32.32确定各参数的值： 试选Kt =1.3 见参考文献机械设计P202公式10-13计算应力值环数N =60n 1j L

16、, =60 X 320X 1 X（2X8X300X9）Z2=8.3 x 108 hN2 = =N1/i2=8.3 x 108 h /3=2.8 x 108h #(3 为齿数比,即 3= 见参考文献机械设计P207 10-19图得：K； p=0.95 K : v =1 齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%安全系数S=1,见参考文献机械设计P205公式10-12得：一 ,KHN H lim10.95 6001MPa =570MPa九】2KHN2；- Hlim2S1 550MPa =550MPa1许用接触应力6 =(6；H2)/2 =(570550)/2 =560MPa 见参考文献机械设计见参考文献机

17、械设计P201表10-6得：Ze=189.8MPa由 P205 表 10-7 得：d =1T=95.5 x 105 x r / n1 =95.5 x 105 x 3.278/304=1.03 x 105N.m3.设计计算 小齿轮的分度圆直径d1td1t-2.32=2.321.3 1.17 105V 14 (1898)23550二 67.1mm 计算圆周速度：=1.124m/s兀 d1t nj3.14x67.1 汽320_60 1000 一 60 1000 计算齿宽b和模数mnt 计算齿宽bb= d d1t =67.1mmd1tmnt =乙计算摸数g67.12.8mm24 计算齿宽与咼之比h，_

18、 d3t 95.724m(Z3mm = 3.99mmh = 2.25" =2.25 3.99mm = 8.9mmb 95.7 h 一 8.9= 10.75©计算载荷系数K使用系数KA=1 根据v=0.7m/s,7级精度,查课本由P194图10-8得动载系数Kv=1.05,见参考文献机械设计由P198图10-13得：K F =1见参考文献机械设计由P193表10-2得:K h：. = Kf：=1故载荷系数:K= K K ； K h 一. Kh . =1 X 1.05 X 1X 1.423=1.494按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1討严/心= 67.11.494 mm1

19、.3=70.29mm计算模数mn70.2924二 2.93mm4.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式mn >3 2KT1 严 Ys訂dZ21 ( f)确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩'I = 102N m确定齿数z因为是硬齿面，故取z 一 = 24, z_ = iz 亠 3.03 X 24= 72传动比误差i = u= z/ z 丄78/24 = 3.03 i = 0.0325%,允许 初选齿宽系数二按对称布置，由表查得1 载荷系数KK=KaKvKf KfT 1.05 1 1.35 = 1.4175約查取齿形系数丫上和应力校正系数Y.L见参考文献机械设计由 0表10-

20、5得：齿形系数丫可=2.65 丫扛=2.236应力校正系数丫軽=1.58丫皿=1.754Yf fs计算大小齿轮的Qf安全系数由表查得SF = 1.25见参考文献机械设计由P208图10-20c得到弯曲疲劳强度极 限小齿轮二 FF1 二 500MPa大齿轮二 FF 2 二 380MPa见参考文献机械设计由P206图10-18得弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.9 ; Kfn2 =0.94取弯曲疲劳安全系数S=1.4KFN1丫ST'- FE1S500 0.91.4= 321.43MPaIFKfN2Ys产 FE2S380 0.94-230.71MPa1.42.65 避=0.01379303.57

21、Yf：2Zs：-2t2=0'01645二 F 2大齿轮的数值大.选用.设计计算计算模数3mn -2 1.418 1.03 1050.016451 242mm = 2.02mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 叫大于由齿根弯曲 疲劳强度计算的法面模数，按 GB/T1357-1987圆整为标准模数,取叫=2.5mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d!=70.29 mm来计算应有的齿数.于是由:z 普=28取 z,=28那么 z2=3X28=84尺寸计算计算大.小齿轮的分度圆直径d厂召耳二 28 2.5 二 70mmd2 = z = 84 2.5

22、= 210mm2. 计算中心距补二匹3140mm2计算齿轮宽度B厂:dg = 1 70 二 70mm取 B2 - 64mm, B1 - 70mm5.2低速级齿轮传动的设计计算1齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开 线直齿轮（1）齿轮材料及热处理材料：高速级小齿轮选用45节冈调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数在二24高速级大齿轮选用45二钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS乙=isZ - 24 3.2 = 76.8齿轮精度按GB/T10095- 1998，选择7级，齿根喷丸强化。2 初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各

23、参数的值： Kt=1.3参考文献机械设计P202公式10-13计算应力值环数N3 =60n二 jLh =60 107 1300 2 8 9 = 2.77 108N37N43 =8.6 10i3 参考文献机械设计P207 10-19图得：K； 7=0.98 K ；-、2=1 齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%安全系数S=1,见参考文献机械设计P205公式10-12得：KHN3；-Hlim30.98 600卜 H 3MPa 二 588MPaS1K hn 4 ° H lim4 1 550匚Hb空連MPa =550MPaS1许用接触应力("FH4)-(§gL0L569MP

24、a2 21 见参考文献机械设计由P201表10-6得：Ze=1898MP由 P205 表 10-7 得：d =1I 二 T| i2 2 3 二 340N mm3. 设计计算 小齿轮的分度圆直径尙- 2.323 KTh U 1( Ze ) 95.7mm u仁 计算圆周速度JId3t n=60 100095.7 10760 1000二 0.54m s计算齿宽b和模数mnt 计算齿宽bB3 = d d3t = 1 95.7 = 95.7 mm计算摸数gmt 二= 957 mm 二 3.99mmZ324h =2.25m'=2.25 3.99mm = 8.9mmb 95.7 h 一 8.9-10

25、.75计算载荷系数K使用系数Ka=1根据v = 0.44m/s,7级精度,见参考文献机械设计由图10-8得动载系数Kv=1K=1.12 0.18(1 0.6 d2) d2 +0.23 X 10” X b=1.12+0.18(1+0.61) X 1+0.23 X 10； X 49.53=1.423见参考文献机械设计由P198图10-13得：K f ：=1.3见参考文献机械设计由 P193表10-2得：K h：. = Kf： =1.0927 故载荷系数：K =KaKvK ； *”广1 1.05 1 1.30927=1.375按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径3 I3 n 423d1 =d1tK/

26、Kt =83.58 X=88.42 mm，1.2计算模数mnd342m21.75mmZ3244. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式（一）式内的各参数值1. 由机械设计图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限F lim3= 500MPa ;大齿轮的弯曲强度极限Flim4= 380MPa2. 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFn3 =0.9，KFn4 =0.923. 计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数S=1.4，应力修正系数Yst =2.°,得二 F3 =KM卢 fe350-0= 321.43MPa1.4BL二 Kfn4民t；fe4 二 380 °92

27、 二 249.7MPa1.44.计算载荷系数kK 二KaKvKfK "1 1.05 1 1.3 = 1.365查取齿形系数丫Fa3、丫Fa4和应力修正系数丫Sa3、YSa4机械设计表查得YFa3 =2.65 ； YFa4 二 2.226 ； Ysa3 = 1.58 ； Ysa4 = 1.7646.计算大、小齿轮的2f并加以比较;YFa3YSa3 =0.013二 F 3YFa 4Ysa4= 0.0157大齿轮大7.设计计算m33 2 1.365 3.4 105V仆2420.0157mm = 2.33对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的魔术 m2大于由齿根弯曲疲 劳强度计算的模数，由

28、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，可取由弯曲强度算得的模数 2.07并就进圆整为标准值 m2=3mm接触强度算得的分度圆直径d3=96mm算出小齿数d395.7Z3 -m2:31.9大齿轮 z4 二 i3z3 = 32 3.2 =102（二）几何尺寸设计1.计算分圆周直径d1、d2d3 = z3m2 = 32 3 = 96mmd4=z4m2=102 3 = 306mm2.计算中心距(96 306)2二 201mm3.计算齿轮宽度b 二：dd3 = 1 96 二 96mm取 B4 = 92mm,

29、 B3 = 96mm带齿轮各设计参数附表齿轮各设计参数附表1.各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮333.2表5-12.各轴转速n"(r/mi n)I(r/mi n)(r/mi n)n(r/mi n)3201073434表5-23.各轴输入功率P片(kw)爲(kw)珀(kw)Piv (kw)3.923.83.693.58表5-34.各轴输入转矩T(N m)G (N - m)為(N -m)Tv(N m)11734010571026表5-4第六章、传动轴承和传动轴的设计6.1从动轴的设计1.设计计算（一）求输出轴上的功率P3，转速n3，转矩T3P3 =3.96KW n3 =34r/minT3

30、=1057N m（二）求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d4 =306 mm而Ft2T3d22 1057306 10=9850NFr= Ft tan： =9850 tan 20°= 3585 NFn= Ft/cos ： =9850/0. 9397=10482N（二）初步确定轴的最小直径见参考文献机械设计表15-3初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理,见参考文献机械设计P370表15一3取代=120dmin=A J-3 =57.24mm ns输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 di,为了使所选的轴与联 轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号见参考文献机械

31、设计P351表14 -1,选取Ka二1.5Tca =KaT3=1.5 1051585.5 N m因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以查机械设计手册P94表8 - 2选取GY7型凸缘联轴器其公称转矩为1600Nm半联轴器的孔径d1 =60mm,故取di=60mm半联轴器的长度L = 112mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度为L| =84mm（四）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求，1 -U轴段右端需要制出一轴 肩，故取II - E的直径dn = 62mm ;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直 径D =65mm半联轴器与轴配合的轮毂孔长度 ，为了保证轴端

32、挡圈只压在半联 轴器上而不压在轴端上，故I - U的长度应比轴配合的毂孔长度略短一些，现取 h=82mm初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列 角接触球轴承参照工作要求并根据二62mm,由机械设计手册P73表 6-6轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承 7013C 型.对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的d D B = 65mm 100mm 18mm故d皿旳d町卫65mm ;而1町=18mm .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由手册上查得7013C型轴承定位轴 肩高度 h 0.07d,取h =3.5mm,因此=72 mm,取安装齿轮处的轴段=

33、73mm ;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定 位.已知齿轮毂的宽度为85mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短 于轮毂宽度，故取I刑二96mm.齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高3.5,取 dv=78mm.轴环宽度 b_1.4h,取 b=6mm.轴承端盖的总宽度为20mm由减速器及轴承端盖的结构设计而定).根据轴 承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右 端面间的距离I = 30mm ,故取l口=50mm .取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,两圆柱齿轮间的距离c=20mm.考虑到 箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8 mm ,

34、 已知滚动轴承宽度T=18mm,高速齿轮轮毂长L=50mm,则l -T s a (96 -93) =(18 8 16 2)mm=44mml即二L sc丨皿-lva= (50 8 20 16 - 44 -6)mm=28mm轴的结构如图所示L2L3L斗L5 L6 L7从动轴各轴段长度及直径如表5-1所示表6-1川轴各轴段直径及长度名 称依据确定结 果（mrhdi、L选取GY7型凸缘联轴器其公称转矩为 1600Nm半联轴器的孔径 di =60mm,故取dy = 60mm. I - U的长度应比轴配合的毂孔长 度略短一些,现取I=82mm60、82d2、LI - n轴段右端需要制出一轴肩，故取u-川的

35、直径 du=62mm.轴承端盖的总宽度为20mm由减速器及轴承端盖 的结构设计而定).根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润 滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离1 = 30mm ,故取丨 n=50mm62、54da、L对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 d x D x B = 65mmx100mmx18mm,故d皿占=d町卫=65mm).丨 11LIv=T +s +a +(96 - 94) = (18 +8 +16 +2)mm = 44mm65、44d4、L右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7013C型轴承 定位 轴肩高 度h >0.07d,取h = 3.5m

36、m,因止匕 d 心=72mm,丨即=L+s + c+ a1皿一丨v= (50 +8 +20 +16 -44 -6)mm = 28mm72、30ds、L齿轮的左端米用轴肩定位，轴肩咼3.5,取dv-78mm.轴环宽 度 b K 1.4h ,取 b=6mm.7& 6d6、L取安装齿轮处的轴段d刑=73mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度,故取丨刑=96mm。73、83d7、Ld7 = d3 (同一对轴承)丨7 =T +s+ a =(18+8+16)mm = 42mm65、422.轴承的校核由公式.106 (ftC®、L10h() (h)60n fdP其中：ft

37、为温度系数：查参考文献机械设计P320表13-4，得ft=1,fd为载荷系数：查参考文献机械设计P321表13-5，得fd=1.2,C为基本额定动载荷：轴承选择为单列角接触球轴承7013C型.，查机械设计手册(GB/T276-94),得 C=40.0KNn为轴承工作转速：n =34r/min,&为寿命指数：对于球轴承& =3,见参考文献机械设计P319.P为当量动载荷：P=XF叶YFa对于此设计中的角接触球轴承，没有轴向载 荷，Fa=0，取X=1,见参考文献机械设计P321.所以，P=XFr=Fr。FrA =. Rha2Ra=90423292= 962NFrB 二,Rhb2rJ

38、b= .33321212= 354N选择两者中的大的：P =962NL 一°6 ( f®； _ 106 (1 40.0 10、101 一 60n ( fdP) _60 34( 1.2 962= 36637h_260 10 9=20800h所以该轴承符合强度要求。与联轴器的连接轴的键的设计与校核(1) 一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮 在两支撑点中间，故选用圆头(A型)普通平键。选择凸缘联轴器 GY7型: d1=48mm,d=56mm L=112mm. L=84mm由参考文献机械零件设计手册P53,查得键的截面尺寸：bx h=16X 10根据连接

39、段取键长：L=L1-10=84-10=74mm取L=70属于标准尺寸系列。键的校核查机械设计教材P106表6-2，得卜/-(10 120)MP键的工作长度为：l =L- b=70-8=62mm,键的挤压应力为：“:心霊皿羽，所以该键符合强度要求。选用联轴器键 16X 10, L=70; GB/T1906-2003;齿轮键 20X 12,L=70GB/T1906-2003查机械设计手册P53表4-1键槽深：t= 6mm;t二7.5mm.。6.2中间轴的设计计算1.设计计算轴径的确定中间轴结构如图5-2所示图6-2 U轴示意图确定最小直径：低速运转，较大载荷，选用 40Cr调质处理。查机械设计 教

40、材表15-3初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课 本P370表15-3取120:许允弯曲应力J=70 MPa。d>A 3 P =120X 3 3.8 =39.4mm各轴段直径如表5-2所示表表5-2 U轴各轴段直径名称依据确定结果(mr)id1d > 35.28mm 选深沟球轴承代号：6308 轴承内径d=40 (mm)轴承外径D=90 (mm)轴承宽度B=23 (mm)40d2安装齿轮段d2>d1 , h=1.52mm取2mm44da轴肩段 h = (0.07 0.1 ) d,取 h=3mm50d4d4= d244d5d7= d1 (同一对轴承)40

41、 各轴段长度的确定1轴段的长度1仁I i=B+?+ 3=23+10+5=45mm轴承的型号为6308,轴承 宽度B=23mm2为齿轮断面与箱体内壁的距离， 3为轴承内端面与箱体内壁之间的距离2 轴段的长度：12=B2-2=96-2=94mm,齿轮宽 B=96mm3轴段的长度：两齿轮间距l3=14mm4轴段的长度：12=B-2=70mm,齿轮宽Bi=72mm5轴段的长度：丨5： l5=45mm轴承宽度B=23mn距离经校核该轴的结构满足强度要求。2.轴承的校核由公式Lioh二型(上C) (h)见参考文献机械设计P320 (14-3)60n fdP其中：其中：ft为温度系数：查参考文献机械设计P3

42、20表13-4，得ft=1,fd为载荷系数：查参考文献机械设计P321表13-5，得fd=1.2,C为基本额定动载荷：轴承选择深沟球轴承6308,查参考文献机械设计课程设计指导书P64表6-1，得C=40.8KNn为轴承工作转速：n=107r/min,&为寿命指数：对于球轴承& =3,见参考文献机械设计P319.P为当量动载荷：P=XFr+YFa对于此设计中的深沟球轴承，没有轴向载荷，Fa=0,取X=1,见参考文献机械设计P321所以，P=XF=Fr oFaRha2 - RVA = .26962 6992 =2785NFrDRhd2 RVd 二 16162 142 =1616N

43、选择两者中的大的：P= FA =2785N_106/ftCg106140.8103L10h()()60n fdP60 107 1.2 2785= 283417h_260 9 10=23400h所以该轴承符合强度要求。键的选择与校核一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。选用圆头(A型)普通平键。(1) 大齿轮段 B2=65mm.d2=44mm由参考文献机械零件设计手册P53,查得键的截面尺寸：bx h=12X 10根据连接段取键长：L=B210=65-10=55mm取L=56属于标准尺寸系列。(1-1)键的校核查机械设计教材P106表6-2，得J =(100-120)MP键的工作

44、长度为：l=L-b=56-10=46mm,3键的挤压应力为： p二匹/灯仃“0 “3MPaL，所以该键符合p dhl44x10x46- p-强度要求。选用键12X 8, GB/T1095-2003.键槽深：查机械设计手册P53得t = 5mm.(2)小齿轮段 B3=90mm.d2=44mm.由参考文献机械设计手册P53,查得键的截面尺寸：bX h=12X 10根据 轮毂段取键长：L=B3-10=90-10=80mm属于标准尺寸系列。(2-1)键的校核查机械设计教材P106表6-2，得J p L (100 ' 120)MP 键的工作长度为：l=L-b=80-10=70mm,键的挤压应力为

45、：二p = T1 - 295-1_ 38MPa _卜p丨，所以该键符 dhl 44汉10 汇 70合强度要求。选用键 12X 10, GB/T1095-2003.键槽深：查机械设计手册P53得t =5mm.6.3主动轴的设计1.设计计算轴径的确定I轴各轴段如图5-3所示图5-3 I轴示意图确定最小直径：选择轴的材料为45钢，调质处理，查机械设计教材P362,(T b=650 Mpa,(T s=360 Mpa,(T -1 =270 Mpa,t -1=155 Mpa, E=2.15 x 105 Mpa, L J=60 MPa根据机械设计手册表6-1-18公式初步计算轴径，由于材料为45钢, 由机械

46、设计手册表6-1-19选取A=120则得=120x 3 3.92 =27.66mm320各轴段直径如表5-3所示表5-3 I轴段直径名称依据确定结果(mr)id1大于轴的最小直径30mm30d2d2= d计2 (0.07 0.1 ) d1 =30+ (5.88 8.4 ) =35.88 38.436d3考虑轴承da> d2选用代号为6008轴承轴承内径d=40 (mm)轴承外径D=68 (mm)轴承宽度B=15 (mm)40d4考虑轴承定位d4> da46d5h =( 0.07 0.1 ) d4=( 3.22 4.6 ), 取 h=6，d4= 46+2X 454d6考虑到齿轮的轴向

47、定位采用套筒， 取d6=42d7d?= d3 (同一对轴承)40各轴段长度的确定1>轴段连接滚筒：长度大于低级轴的最小直径长度，取L1=110mm.2>轴承端盖的总宽度为20mm由减速器及轴承端盖的结构设计而定).根据 轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与滚筒右端面间的距离I = 30mm ,故取12 = 80mm3轴段的长度I3 : I3应略小于或等于深沟球轴承的宽度，轴承的型号为6008，轴承宽度 B=15mm,l3=15mm.4轴段的长度：A为箱体长 2为齿轮断面与箱体内壁的距离， 3为轴承内端面与箱体内壁之间的距离14= 3+A-( I5+I6+ 2

48、+4+L3+L7)=73mm5轴段部位为齿轮定位轴环，其长度为：l=1.4h=1.4 X 6=8.4mm取15=10.6轴段为安装齿轮段，其长度略小于齿轮宽度，I6=707轴段为轴承安装段并加套筒来保证齿轮和轴承的轴向定位，I7=4+ 2+ 3 +B 轴承=4+10+5+15=34mm.经校核该轴的结构满足强度要求。2.轴承的选择由公式L10h10660n见参考文献机械设计P320 (14-3)其中：其中：ft为温度系数：查参考文献机械设计P320表13-4，得ft=1,fd为载荷系数：查参考文献机械设计P321表13-5，得fd=1.2,C为基本额定动载荷：轴承选择深沟球轴承 6008,查参

49、考文献机械设计课程设计指导书P64表6-1，得C=40.8KNn为轴承工作转速：n1=101.3r/min,&为寿命指数：对于球轴承& =3,见参考文献机械设计P319.P为当量动载荷：P=XF叶YFa对于此设计中的角接触球轴承，没有轴向载荷，Fa=0，取X=1,见参考文献机械设计P321所以，P=XFr=FrFa = Rha2 - rVA = .269626992 =2785NFq = ； Rhd2 RD = 16162142 =1616N选择两者中的大的：P=卩识=2785NLI。6 ( f®106 (1 40.8 10、1°60n(ldP)- 60 3

50、20( 1.2 2785)二 94767h _ 260 9 10=23400h所以该轴承符合强度要求。键的选择与校核(1)齿轮1安装段的键的选择：I_6=63mmd6=42mm由参考文献机械设计手册P53,查得键的截面尺寸：bx h=12X 8根据轮毂段取键长：L=l 6-6=63-6=57mm,L=56属于标准尺寸系列。(1-1)键的校核查机械设计教材P106表6-2，得%二(100 -120 )MP键的工作长度为：I =L- b=56-10=46mm,4T 4乂117;<103,- ,键的挤压应力为：匚p二一1二=3MPa p ，所以该键符合p dhl 42江8汇46p J强度要求。选用键