香皂包装机设计说明书.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： 匡 兵 职 称： 副 教 授 2012 年 7 月 2 日 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 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. 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） 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 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 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： 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。 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。 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 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 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 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. 2d 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： 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 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 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 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 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 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 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 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 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 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： 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： 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 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 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.