香皂包装机设计说明书_课程设计说明书.doc

编号： 机械设计课程设计说明书 题 目： 香皂包装机构设计香皂包装机构设计 院 （系）： 机电工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 学生姓名： 学 号： 指导教师： 职 称： 副 教 授 2012 年 7 月 2 日 目录 第 i 页 共 i 页 目 录 1.1.香皂包装机设计任务书香皂包装机设计任务书 1 1 1.1 课程设计要求 .1 1.1.1 功能要求1 1.1.2 原始数据和设计要求1 1.2 香皂包装机设计参数 .1 1.3 香皂包装机设计任务 .1 2.2.香皂包装机传动方案香皂包装机传动方案 2 2 2.1 香皂包装机传动方案分析2 2.2 电动机选择3 2.2.1 电机类型和结构形式 .3 2.2.1 电机容量选择 .3 2.3 香皂包装机传动方案确定5 2.3.1 带传动 .5 2.3.2 链传动 .5 2.3.3 减速箱 .6 2.3.4 锥齿轮 .7 3.3.传动零件的设计计算传动零件的设计计算 8 8 3.1 v 带传动计算【1】.8 3.2 齿轮计算 11 3.3 轴的计算 18 3.4 轴承计算 23 3.4 键、螺纹和联轴器的计算 24 3.4.1 键的计算 24 3.4.1 螺纹的计算 26 3.4.1 联轴器的计算 27 4.4.箱体结构设计及润滑箱体结构设计及润滑 2828 5.5.设计总结设计总结 3131 6.6.参考文献参考文献 3232 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 1 页 共 32 页 1. 香皂包装机设计任务书 1.1 课程设计要求 1.1.1 功能要求 实现对香皂的进料、包装、出料工作。 1.1.2 原始数据和设计要求 生产率为每分钟 50-100 件。 1.2 香皂包装机设计参数 生产率：60 块/分钟 香皂尺寸：90mm50mm35mm 香皂盒子尺寸：95mm60mm35mm 香皂重量：125g ( 上料器：长 500mm，大约 6 块，待进入大约 100 块 进料带：长 1000mm，大约 11 块 出料带：长 500mm，大约 5 块 总计质量：15.25kg ) 1.3 香皂包装机设计任务 1、说明书一份（10000 字以上） ； 2、所设计产品（或产品的某个部分）的装配图一张（a0 图幅绘制，a3 图幅打印） ； 3、有关键零件的零件图 4 张（绘制图幅根据需要选定，a3 图幅打印） 。注：如果 是 1 个人独立完成设计的，只需要关键零件的零件图 2 张. 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 2 页 共 32 页 2. 香皂包装机传动方案 2.1 香皂包装机传动方案分析 如图 1.1 所示，是本次设计的香皂传动路线示意图。香皂由最左端的上料器进入， 经过筛选方向，不符合方向要求的滑落到回收箱中，等收集满后由人工回送到上料器 上；符合要求的进入到进料传动链上，传动到了轮右边等待包装。包装盒在中部上料 器内，用不完全轮抽出，经滚轮进入到设定位置，等待包装。包装完的香皂，被推到 出料链轮上，被运送到设计位置。 如图 1.2 所示，为本次设计的香皂包装机主要传动部分示意图。动力由电机输出， 经减速箱，减速箱输出三种转速，分别为链轮、凸轮、不完全轮、抽纸轮等提供动力。 然后，完成相应的预定设计动作。同时，由锥齿轮完成垂直轴的传动，由链轮完成相 距较远的两根轴的传动，由齿轮完成相距较近的和传动比要求较高的轴之间的传动。 图 2.1 香皂包装机整机传动示意图（部分结构略） 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 3 页 共 32 页 2.2 电动机选择 2.2.1 电机类型和结构形式 一般选用 y 系列三项交流异步电动机。y 系列电动机具有高效、节能、噪声小、 运行安全可靠的特点，安装尺寸和功率等级符合国际标准（iec） ，适用于无特殊要求 的各种机械设备，如机床、鼓风机、运输机以及农用机械和食品机械。 所以，此处选用 y 系列三项交流异步电动机。 2.2.1 电机容量选择 由于工作机稳定（变化较小）载荷连续运转的机械，而且传递功率较小，故只需 使电动机的额定功率 pcd等于或稍大于电动机的实际输出功率 pd，即 pcdpd就可以了。 电动机的输出功率 pd为 r w d p p 式中：pw工作机所需输入功率（kw） ； 图 2.2 香皂包装及传动部分示意图 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 4 页 共 32 页 r传动装置总效率。 工作机所需功率 pw由工作机的工作阻力（f 或 t）和运动参数（v 或 n）确定，即 w w fv p 1000 或 w w tn p 9550 推香皂推杆： 选择 10mm 方钢管，0.785kg/m3，则 =0.125kg+0.785kg/m0.25m=0.3125kg 推杆香皂总 mmm 滑动摩擦系数查表得 =0.14 0.10.3125kg9.8n/kg=0.30625ng 总 mff n 杠杆摆角，则角速度 2 srad st /2 25 . 0 2 最大线速度为 smmsradwlv/628 . 0 1 . 0/2 推杆部分所需功率： 总效率： =0.850.990.960.990.960.96=0.74 nr 321 =0.25w 74 . 0 628 . 0 3 . 0 1000 1 w w fv p 同理，可求得：pw1=0.41w，pw2=0.54w，pw3= pw4=0.55w 上料链轮： kgmkgm85.13m1/6 . 0106kg125 . 0 mm 链条香皂总 最大线速度为，最大力取 f=smv/12 . 0 nkgnkgm73.135/8 . 985.13g 总 链轮部分所需功率： 总效率： 73 . 0 96 . 0 96 . 0 96 . 0 96 . 0 99 . 0 9 . 096 . 0 321 nr w fv p w w 31.22 73 . 0 12 . 0 73.135 1000 2 进料链轮： =0.125kg6+0.6kg/m2m=2.575kg 链条香皂总 mmm 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 5 页 共 32 页 最大线速度为smv/12 . 0 链轮部分所需功率： 总效率： =0.960.90.990.960.960.960.96=0.73 nr 321 wp fv p w w w 31.22 1000 23 同理，可得： 出料链路所需功率： 34 1000 w w w p fv p 所以，电机所需功率： wwppppp wwwww 55045.67 4321 考虑到传动零件，如：齿轮、轴、链轮的转动惯量，以及各滑动、滚动摩擦副间 的摩擦等诸多因素。所以，选择电机：y801-46 ( y：y 系列三相异步电动机（ip44） ； 80m：机座号； 1：代表同一机座号和转速下不同的功率； 4:4 级电机，同步转速 1500 转/分 ) 电机转速：同步转速 1500r/min、满载转速 1390r/min、额定功率是 0.55kw 2.3 香皂包装机传动方案确定 2.3.1 带传动 选取电机转速 n电动机 =1390r/min，根据转速需要，拟通过带轮把转速降到 n带轮 =480r/min，则可知带轮传动比1： 2.90 min/480 min/390r1 n i r n 带轮 电动机 带轮 2.3.2 链传动 进料链： 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 6 页 共 32 页 进料带轮带速：v=90mm/0.75s=0.12m/s 链轮用于传输，功率、转速要求均不高，可直接选 08a1进行校核强度。 节距1：p=12.7mm（质量 0.6kg/m3） 线速度1：，则 z1n1p=120，p=12.7mm，取sm pnz v/12 . 0 100060 11 z1=20,n1=0.5r/s 链轮直径1：mm z p d 5 . 121 180 sin 1 进料链： 进料带轮带速：=90mm/0.75s=0.12m/s 链轮用于传输，功率、转速要求均不高，可直接选 08a 进行校核强度。 节距：p=12.7mm（质量 0.6kg/m） 线速度：=0.12m/s，则 z2n2p=120，p=12.7mm，取 100060 22 pnz v z2=20,n2=0.5r/s 链轮直径：121.5mm 2 180 sinz p d 2.3.3 减速箱 转速需求： 合盖子机构转速及行程中： 第一步转速： n=1r/0.25s=4r/s=240r/min 第二部转速： n=1r/0.25s=4r/s=240r/min 第三步转速： n=1r/0.25s=4r/s=240r/min 第四步转速： n=1r/0.25s=4r/s=240r/min 抽纸不完全轮： n=1r/0.75s=1.33r/s=80r/min 抽纸轮转速：为减少变速箱输出转速数取 n=4r/s 链轮转速：暂时选为 0.5r/s，根据后面链传动设计在进行修正。 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 7 页 共 32 页 根据分析，需要三种转速，分别为：n合盖子=240r/min、n抽纸=80r/min、n链轮 =30r/min，则： 一级传动比： 2 min/240 min/480 2 1 1 2 1 r r n n z z i 为了减小减速箱体积，选择 z1=17，则 z2=34。 二级传动比： 3 min/80 min/240 3 2 3 4 2 r r n n z z i 同理，为了减小减速箱体积，选择 z3=17，则 z4=51。 三级传动比： 3 8 min/30 min/80 4 3 5 6 3 r r n n z z i 同理，为了减小减速箱体积，选择 z5=18，则 z6=48。 2.3.4 锥齿轮 此处采用锥齿轮传动，只改变传动方向，所以，直接选择 z锥齿轮 1=z锥齿轮 2=17。 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 8 页 共 32 页 3. 传动零件的设计计算 假设电机的输出功率不大于 0.21kw，计算各个传动零件的尺寸强度，在进行校核 功率是否大于 0.21kw。若大于，则重新调整输出功率进行校核。 3.1 v 带传动计算【1】 1、确定计算功率 pca 由表 8-7 查得工作情况系数=1.1 a k =1.10.21kw=0.231kw ca p a k m p 2、选择普通 v 带的带型 根据=0.231 kw 、=1390r/min ca p 带 n 由表 8-4a 选用 z 型 3、确定带轮的基准直径并验算带速 d d 1）初选小带轮的基准直径。 1d d 由表 8-6 和表 8-8，取=90 mm 1d d 2）验算带速。按式（8-13）验算带的速度： =m/s=6.55 m/s 100060 11 ndd 100060 390190 因为 5m/s30m/s，故带速合适。 3）计算大带轮的基准直径。由式（8-15a）得 2d d 2.9 480 1390 i 带 =2.9 90=261 mm 2d d 1d id 根据文献3，圆整为 dd2=265mm。 4、确定 v 带的中心距 a 和基准长度 d l 1）根据式（8-20） ，初定中心距=300 mm. 0 a 2）由式（8-22）计算所需的基准长度 0d l 0 2a 0 2 12 21 4 )( )( 2a dd dd dd dd 1176mm 3004 90365 12690 2 3002 2 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 9 页 共 32 页 由表 8-2 选带的基准长度=1120 mm d l 3）由式（8-23）计算实际中心距 a。 328mm mm ll aa dd 2 76111120 300 2 0 0 由式（8-24）算得中心距的变化范围为 311361 mm 5、验算小带轮上的包角 1 1 90501 283 3 .57 )90261(180 3 . 57 )(180 12 a dd dd 6、计算带的根数z 1）计算单根 v 带的额度功率。 r p 由=90mm 和=1390r/min，查表 8-4a 得：=0.3528kw 1d d i n 0 p 根据=1390r/min， =2.9 和 z 型带，查表 8-4b 得：=0.03kw。 1 ni 0 p 查表 8-5 得：=0.92 k 查表 8-2 得：=1.08 l k 于是， kw0.401.1429 . 0)03 . 0 0.3528()( 00 lr kkppp 2）计 v 带的根数。z = z0.5775 0.40 0.231 r ca p p 由此可知，取 2 根即可。 7、计算单根 v 带的初拉力的最小值 min0) (f 由表 8-3 得：z 带的单位长度质量=0.06kg/m，所以q = min0) (fnnqv zvk pk ca 33.55606 . 0 6.55129 . 0 0.231)29 . 05 . 2( 500 )5 . 2( 500 22 应使带的实际初拉力。 0 f min0) (f 8、计算压轴力 p f 压轴力的最小值为 min )( p fnnfz63.75 2 501 sin3312 2 sin)(2 0 1 min0 基准直径/mm 带型 1d d 2d d 带速 v/m/s 基准长度 mmld/ 包角 v 带根数 z 最小压轴力 /n min )( p f z902616.551120150o263.75 表 3-1 v 带相关参数 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 10 页 共 32 页 9、带轮结构设计 （1）带轮的材料 由于减速器的转速不是很高，故选用 ht150 型。 （2）带轮的结构形式 v 带轮由轮缘、轮辐、和轮毂组成。根据 v 带根数 z=2，小带轮基准直径 =90，大带轮基准直径=261，小带轮选择腹板式，大带轮选择孔板式。 1d d 2d d （3）v 带轮的轮槽 v 带轮的轮槽与所选用的 v 带的型号相对应；v 带绕在带轮上以后发生弯曲变形， 使 v 带工作面的夹角发生变化。为了使 v 带的工作面与带轮的轮槽工作面紧密贴合， 将 v 带轮轮槽的工作面的夹角做成小于 40 度，选择 38 度。 （4）v 带轮的技术要求 铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮毂上不允许有砂眼、裂缝、缩孔及气 泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺 陷进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之要做动平衡。 槽型bd mina h minf he min fmin z8.52.07.0120.3738 0 5.5 表 3-2 轮槽的截面尺寸 （5）带轮参数计算 轮毂宽度： 由于 mmmmmmefb3 . 0263 . 012722 所以，查表 537得：取轮毂宽度为 l=45mm 腹板厚度1： mmbc67 . 3 4 1 7 1 / 所以，取 s=c/ /=5mm 轮毂孔径 d 及 d1: 3 0 3 33 2 . 0 9550000 2 . 0 9550000 n p a n p n p d rt 查表 1531可知： 若使用 40cr 的轴，则孔径可取 d=19mm，毂的公差带可选 d10，d1=1.820mm=34.2mm，取 d1=35mm，键的宽度 b=6mm。)( 117 . 0 065 . 0 )( 078 . 0 030. 0 查表 8117得；最小轮缘厚度 min=5.5mm,取轮缘厚度取 =6mm 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 11 页 共 32 页 查表 537得：t1=2.8mm 孔板上空的位置 d0=0.5（d1+d1）=135mm，直径 d0=95mm 3.2 齿轮计算 圆柱直齿数：圆柱直齿数：z1=17， z2=341 1、选定齿轮类型、精度、材料、齿数 1）按表 10-8，选用直齿圆柱齿轮传动，选择 7 级精度。 2）由表 10-1 选择小齿轮材料为 40 cr（调质） ，硬度为 280hbs，大齿轮材料为 45 号 钢（调质） ，硬度为 240hbs，二者材料硬度相差为 40hbs。 3）齿：z1=17，z2=34（i=2） 2、按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-9a）进行计算。即 3 2 h e1 1 ) z ( 1 32 . 2 d u u d kt t （1）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数=1.3。 t k 计算小齿轮传递的转矩。 p1=p电=0.21 0.95 0.98=0.2kw 轴承带 = =3979.17nmm 1 t 1 1 5 n 1095.5p 480 0.21095.5 5 查表 10-7，选取齿宽系数=1. d 查表 10-6，取材料的弹性影响系数=189.8。 e z 2 1 mpa 查表 10-21d，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600 mpa；大齿 1limh 轮的接触疲劳强度极限=550mpa。 2limh 由公式 10-13 计算应力循环次数。 =60 1 n 9 1 102.0736)1530082(148060 h jln =n1/2=1.0368109 2 n 查图 10-19，取接触疲劳寿命系数=0.90；=0.95。 1hn k 2hn k 计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为 1，安全系数 s=1，由式（10-12）得： 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 12 页 共 32 页 mpa 1h 5406009 . 0 1lim1 s khn mpa 5 . 52255095 . 0 2lim2 2 s khn h （2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值。 t d1 h =2.32= 23.3mm t d132 . 2 3 2 2 1 )( ) 1( hd e zkt mm 3 2 2 5 . 52221 8 .18933979.173 . 1 2）圆周速度 :v =v 100060 11 nd t sm/ 0.586 100060 48023.3 3）齿宽 b: b=123.3mm=23.3 d t d1 4）计算齿宽与齿高之比： h b 模数 mm z d m t t 1.37 17 23.3 1 1 齿高 =2.251.37=3.0825mm t mh25 . 2 7.56 3.0825 23.3 h b 5）计算载荷系数。 根据 v=0.586 m/s，7 级精度，查图 10-8 得动载系数=1； v k 直齿轮，；1 fh kk 查表 10-2 得使用系数=1.00； a k 由表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对于支承非对称布置时， =1.417； h k 查图 10-13 得=1.34； f k 故载荷系数 k=1111.417=1.417 a k v k h k h k 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 =23.97mm 3 3 11 3 . 1 1.417 23.3 t t k k dd 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 13 页 共 32 页 7）计算模数 m 1.41 17 23.97 1 1 z d m 3、按齿根弯曲强度设计 由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 3 2 1 1 2 fd safa z yykt m （1）确定公式内的各计算数值 1）查图 10-20c 得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500mpa；大齿轮的弯曲强度极 1fe 限=380mpa； 2fe 2）查图 10-18，取弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.88； 1fn k 2fn k 3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4。由式（10-12）得： = s k fefn f 11 1 mpampa57.303 4 . 1 50085 . 0 mpampa s k fefn f 86.238 4 . 1 38088 . 0 22 2 4）计算载荷系数 k 34 . 1 34 . 1 111 ffva kkkkk 5）查取齿形系数。 查表 10-5 得： =2.97； =2.464（用插值法求得）. 1fa y 2fa y 6）查取应力校正系数 查表 10-5 得： =1.52 =1.645（用插值法求得） 1sa y 2sa y 7）计算大、小齿轮的并加以比较。 f safay y = f safay y 11 48701 . 0 57.303 25 . 197 . 2 = f safa yy 22 69701 . 0 86.238 645 . 1 464 . 2 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 14 页 共 32 页 大齿轮的数值大。 （2）设计计算=0.856mm 3 2 171 97016 . 0 3979.1734 . 1 2 m 对于计算结果，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，可取由弯 曲强度算的的模数 0.856，并就近圆整为标准值 m=1.0，按接触强度算得的分度圆直径 =23.97mm，算出小齿轮齿数 1 d =23.97 1 z 1.0 23.97 1 m d 取= 24 =224=48。 1 z 2 z 这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳 强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4、几何尺寸计算 1）计算分度圆直径 =241=24mm =481=48mmmzd 11 mzd 22 2）计算中心距 =36 2 4824 2 21 dd a 3）计算齿宽宽度 取 b2=24，b1=30。24241 1 db d 直齿锥齿轮：直齿锥齿轮： 寿命为 5 年（每年按 300 天计算） 传动功率：p锥=p3=0.180.980.98=0.17 kw 轴承 齿 锥齿轮用于转换方向: 90 20 1、选择齿轮材料和精度等级 （1）查表 10-1 选择齿轮材料为 45 号调质钢，大小齿轮都选择硬度为 250hbs。等级 为 8 级。 （2）选齿轮齿数： 取 z锥 7=z锥 8=17， 传动比：u=1，转速：n锥=n5=30 r/min 7 8 z z 2、按齿面接触疲劳强度设计 由齿面接触疲劳强度设计公式 d1t 进行计算。 3 2 1 2 b e u0.5-1 z 2.93 rr kt 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 15 页 共 32 页 1）选载荷系数 kt=1.6 2）计算小齿轮传递的转矩 t1=9.55106 =9.55 1060.17/30=54116.7 (nmm) 7 n p 锥 3）由表选取齿宽系数 0.3 r 4）确定弹性影响系数查表 10-6 得 ze=189.8 2 1 mpa 5）确定区域载荷系数标准直齿圆锥齿轮传动 zh=2.5 6）由公式 10-13 计算应力循环次数。 n1=60n1jlh=60301(283005)=4.32107 n2=60n2jlh=60301(283005)=4.32107 7）查教材图 10-19 曲线得接触疲劳强度寿命系数 khn1=0.93 ， khn2=0.93 8）查教材图 10-21d 得接触疲劳强度极限应力 hlim1= 600mpa ， hlim2=600mpa 9）计算接触疲劳许用应力 取失效率为 1%，安全系数 sh=1.0. mpa 1h 55860039 . 0 1lim1 h hn s k mpa55806039 . 0 2lim2 2 h hn h s k 10）由接触强度计算小齿轮的分度圆直径 d1t 3 2 1 2 b e u0.5-1 z 2.93 rr kt =105.1 mm 3 2 2 10.30.5-10.3 20293.751.6 558 189.8 2.93 11）计算齿轮的圆周速度 sm nd v m /14 . 0 100060 8043.64 100060 11 12）齿轮的使用系数载荷状况以均匀平稳为依据查表 10-9 得 ka=1.0 dm1=d1(1-0.5)=75.8(1-0.50.3)=89.34 mm r 由图 10-8 查得 kv=1.0 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 16 页 共 32 页 取 kha=kfa=1.0 查表 10-9 得轴承系数=1.10 beh k 所以由公式得 =1.51.10=1.65 behfh kkk 1.5 接触强度载荷系数 =1.01.01.01.65=1.65 hhva kkkkk 13）按实际的载荷系数校正分度圆直径 106.2 mm 3 3 11 6 . 1 65 . 1 8 . 75 r t k k dd 模数： =6.25 17 6 .76 m 1 1 z d 取标准值 m= 6.5 14）则计算相关的参数： d1=z1m=176.5=110.5mm d2=z2m=176.5=110.5mm 45 11 1 cosa 1 cosa 22 1 rc u u rc 45-90 12 锥距：=85=78 mm 2 1 22 d 2 1 2 2 2 1 u d d r 2 2 15）圆整并确定齿宽 mmrb r 4 .23783 . 0 圆整取 b2=25 mm ，b1=25 mm 3、校核齿根弯曲疲劳强度 1）确定弯曲强度载荷系数 =1.01.01.01.65=1.65 ffva kkkkk 2）计算当量齿数： =24 45cos 17 cos z 1 1 1 z v =24 45cos 17 cos z 2 2 2 z v 3）查表 10-5 得 =2.65 =2.65 1fa y 2fa y =1.58 =1.58 1sa y 2sa y 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 17 页 共 32 页 4）计算弯曲疲劳许用应力： 由图得弯曲疲劳寿命系数 kfn1=0.92 , kfn2=0.92 取安全系数 sf=1.4 由图（10-20c） fn1=440 mpa , fn2=440 mpa 按脉动循环变应力确定许用弯曲应力- =mpa=289.14mpa f fnfn f s k 11 1 4 . 1 44092. 0 =mpa=289.14mpa f fnfn f s k 22 2 4 . 1 44092. 0 5）校核弯曲强度： 根据弯曲强度条件公式进行校核： f r safa f zm yykt 2 2 111 5 . 0-1b 2 =57.6 1 2 2 111 1 5 . 0-1b 2 zm yykt r safa f 170.30.5-1518 1.582.6520293.751.652 2 2 1f =57.6 2 2 2 221 2 5 . 0-1b 2 zm yykt r safa f 170.30.5-1518 1.582.6520293.751.652 2 2 2f 满足弯曲强度，所选参数合适。 经校核，其他齿轮均满足强度要求，同理可得： 表 33 齿轮传动参数 小齿轮材料硬度热处理精度 压力角 齿宽 b1 孔径 dh 轮毂 d1 轮毂宽 l 第一组 40 cr 280hbs调质7 级 20o30 第二组40 cr280hbs调质7 级 20o35 第三组40 cr280hbs调质7 级 20o50 第四组 45250hbs调质8 级20o18 表 34 小齿轮设计参数 齿轮类型 传动比 i 设计齿数 z 校核齿数 z 模数 m 小齿轮 d1 大齿轮 d2 中心距 ao 第一组直齿217：3424：481306045 第二组直齿317：5119：571.528.585.557 第三组直齿8/318：4827：721.540.510874.25 第四组锥齿117：1724：245105105 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 18 页 共 32 页 大齿轮材料硬度热处理精度 压力角 齿宽 b2 孔径 dh 轮毂 d1 轮毂宽 l 第一组45240hbs调质7 级 20o3019 30.4 30 第二组45240hbs调质7 级 20o28.5 1930.4 30 第三组45240hbs调质7 级 20o40.5 1930.4 55 第四组 45250hbs调质8 级20o18 表 35 大齿轮设计参数 第三组齿轮参数计算7： 根据轴颈计算，选择 dh=19mm。 于是，有：d1=30.4mm l=(1.21.5)dh=22.428.5mm(l 为了满足 v 带轮的轴向定位要求，i-ii 轴段右端需制出一轴肩，故 i 段直径 19mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 d=42 mm。根据大带轮轮 i d 毂与轴的配合长度且为了保证轴端挡圈只压在大带轮上mmdl38192)25 . 1 ( 而不压在轴的端面上，i-ii 段的长度应比 略短一些，故得mm；l24 iii l 2 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，故选用圆锥滚 子轴承。按工作要求并根据25mm，选取轴承代号 32905，其尺寸为 iii d ddt=25mm42mm12mm，左右端滚动轴承采用封油盘进行轴向定位（采用脂 润滑） ； 3 由于 da=32mm2d=40mm，所以，取安装齿轮处的轴段 iv 采用齿轮轴，齿轮 左端与左轴承之间采用轴套和封油盘定位。已知齿轮宽度为 30 mm，通常为了使套筒 端面可靠地压紧齿轮，此处轴段应略小于轮毂宽度，此处使用齿轮轴则不必考虑。通 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 20 页 共 32 页 常，齿轮另一端端采用轴肩定位，轴肩高度。轴环宽度，此处取dh07 . 0 hb4 . 1 b=30mm。 。 4 轴承端盖的总宽带为 20（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，取端盖的外端面与大带轮右端面间的距离 为 20 mm，故取。mmlii40 5 取齿轮距箱体内壁之间距离=16mm；考虑采用脂润滑，轴承与箱体内壁间距a s 取 10mm，已知滚动轴承宽度 t=12mm，齿轮轮毂长 30mm。 至此，已初步确定轴的各段直径和长度。 3）轴上零件的周向定位 齿轮、v 带轮、与轴的周向定位均采用圆头平键连接。按 d=19mm 查表 6-1 得平 键截面 bh=6mm6mm，键槽用键槽铣刀加工，查文献1表 61，选择标准超度系 列，l=40mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配 合,查文献7，选择配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此 6 7 k h 处选轴的直径尺寸公差为6m 4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴倒角为，各轴肩处的圆角半径见图。 0 452 （5）求轴上的载荷 做出轴的受力简图；作为简支梁的轴的支承距 mmmmmmll112.2564.547.75 32 做出轴的弯矩图和扭矩图。大带轮的重量忽略不计。 载荷水平面 h垂直面 v 支反力 fnfnf nhnh 141.1,190.5 21 nfnf nvnv 51.34,69.36 21 弯矩 mmmnmh 9096.4mmnmv 3311.9 1 总弯矩mmnm9680.63311.99096.4 22 扭矩 tmmnt 3979.17 表 36 轴上载荷分布表 （6）按弯扭合成应力校核轴的强度 校核该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 c）的强度。根据上表中的 数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取，轴的计算应力6 . 0 mpa w tm ca 2.33 531 . 0 )3979.176 . 0(9680.6)( 3 2222 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 21 页 共 32 页 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表 15-1 得。因此mpa60 1 ca ，故安全。 1 图 32 轴上载荷分布图 同理可得：第二根轴：选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表 15-1 得： 。因此，故安全。mpa60 1 ca 1 第二根轴的装配方案如下图所示： 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 22 页 共 32 页 图 3.3 第二根轴装配方案 第三根轴：选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表 15-1 得：。因mpa60 1 此，故安全。 ca 1 第三根轴的装配方案如下图所示： 图 3.4 第三根轴装配方案 第四根轴：选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表 15-1 得：。因mpa60 1 此，故安全。 ca 1 第四根轴的装配方案如下图所示： 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 23 页 共 32 页 图 3.5 第四根轴装配方案 轴 第一根轴 2578 齿轮轴 251823391943 第二根轴 14551520 齿轮轴 19229519291430 第三根轴 145615291929295192 齿轮轴 1430 第四根轴 1455152019352951939.51430 表 37 各轴的结构 3.4 轴承计算 根据轴的直径，查文献3，可知： 选择轴承代号 32905 的轴承，其尺寸为 ddt=25mm42mm12mm 1、求两轴承所受的径向载荷和 1r f 2r f 由上表得：= 1r fnff nvnh 93.56269.36190.5 22 2 1 2 1 = 2r fnff nvnh 6 . 5951.34141.1 22 2 2 2 2 2、求两轴承的计算轴向力和 1a f 2a f 对于 32905 型轴承，查机械设计手册.4得 e=0.32,y=1.88。轴承派生轴向力 ，y 是对应的 y 值。 y f f r d 2 e f f r a n y f fn y f f r d r d 39.9 88 . 1 2 150.1 2 ,53.9 88 . 1 2 202.7 2 2 2 1 1 因为外加轴向载荷为 0，且，所以=53.9n。 21dd ff 1a f 2a f 1d f 3、计算轴承当量动载荷 21,p p e f f r a 27 . 0 202.7 53.9 1 1 e f f r a 36 . 0 150.1 53.9 2 2 因此， 对轴承 1：x=1 y=0 对轴承 2：x=0.4 y=1.88 按表 13-6 查得 fp=1.0 nyfxffp arp 202.7)53.90202.71 (.01)( 111 nfxffp arp 161.4)53.91.88150.10.4(.01)( 222 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 24 页 共 32 页 4、验算轴承寿命 因为，所以按轴承 1 的受力大小验算 21 pp h p c n lh 9 3 10 6 3 10 1 6 104.7) 202.7 55800 ( 48060 10 )( 60 10 预期使用寿命，所以：hl36000243005 h hh ll 故所选轴承满足寿命要求。 5、滚动轴承的润滑 1）润滑方式的选择 滚动轴承的润滑方式，通常根据速度因数 dn 值（d 为轴承内径，n 为轴承工作转 速）来选择，见文献7表 1310。 因为 dn 均小于（23）105mmrmin-1，所以，选择脂润滑。 2）润滑剂的选择 滚动轴承的润滑剂，取决于轴承类型、尺寸和运转条件。从使用角度，润滑脂具 有使用方便，不宜泄漏等特点。故目前大部分滚动轴承用润滑脂润滑。 查文献7表 1311，由于连续工作温度可能略高，但是工作环境较好，比较干燥， 所以，选择钠基润滑脂（温度较高（120o） 、环境干燥的轴承） 润滑脂的选择要考虑轴承工作温度、dn 界限值和使用环境，查文献7表 1312， 选择 3 号钠基润滑脂（轴承工作温度 40o80o，dn80000 mmrmin-1,使用环境干燥） 。 表 38 轴承型号及润滑选择 3.4 键、螺纹和联轴器的计算 3.4.1 键的计算 链轮装在主轴轴端，需用键进行周向定位和传递转矩。由前面相关计算和轴的计 算，可知，各轴颈的直径，根据文献7表 53，可选出键的 bh，再根据轴颈和轮毂 长度，参考 l 系列，选取键长 l 值。 轴承型号ddt润滑方式润滑剂结构 第一根轴32905254212脂润滑3 号钠基两端固定 第二根轴30302154214脂润滑3 号钠基两端固定 第三根轴30302154214脂润滑3 号钠基两端固定 第四根轴30302154214脂润滑3 号钠基两端固定 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 25 页 共 32 页 1、第一根轴上的键： 单圆头普通平键，bhl=6640 材料为钢，由表 6-2 查得许用挤压应力mpa 120100 p ，故满足强度要求。 pp mpa kld t 3.8 19373 103.979172102 33 2、第二根轴上的键： 1） 、单圆头普通平键，bhl=5532 材料为钢，由表 6-2 查得许用挤压应力 mpa 120-100 p ，故满足强度要求。 pp mpa kld t 13.7 1529.52.5 107.56042102 33 2） 、圆头普通平键，bhl=6628 材料为钢，由表 6-2 查得许用挤压应力 mpa 120-100 p ，故满足强度要求。 pp mpa kld t 12.1 19223 107.56042102 33 3、第三根轴上的键： 1） 、单圆头普通平键，bhl=5532 材料为钢，由表 6-2 查得许用挤压应力 mpa 120-100 p ，故满足强度要求。 pp mpa kld t 13.7 1529.52.5 107.56042102 33 2） 、圆头普通平键，bhl=6628 材料为钢，由表 6-2 查得许用挤压应力 mpa 120-100 p ，故满足强度要求。 pp mpa kld t 12.1 19223 107.56042102 33 4、第四根轴上的键： 1） 、单圆头普通平键，bhl=5532 材料为钢，由表 6-2 查得许用挤压应力 mpa 120-100 p ，故满足强度要求。 pp mpa kld t 13.7 1529.52.5 107.56042102 33 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 26 页 共 32 页 2） 、圆头普通平键，bhl=6636 材料为钢，由表 6-2 查得许用挤压应力 mpa 120-100 p ，故满足强度要求。 pp mpa kld t 8.8 19303 107.56042102 33 键键 键bh l 轴 n9毂 js9轴 t毂 t1 bh l 轴 n9毂 js9轴 t毂 t1 第一根轴 66 40 0 -0.030 0.0