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机械制造装备设计 课程设计 题目 机床主传动系的设计题目 机床主传动系的设计 万能卧式中型铣床主传动系 万能卧式中型铣床主传动系 课程名称 机械制造装备设计课程名称 机械制造装备设计 专专 业 机械设计制造及其自动化业 机械设计制造及其自动化 姓名 姓名 李纪飞李纪飞 学号学号 20078003019 1 题目 万能卧式中型铣床主轴的转速范围为 30 1500r min 异步电 动机的转速 1440r min 设计主传动系 两班制 一天运转 16 小时 工作年数 10 年 一 设计步骤 1 选择电动机 2 拟定传动方案 3 确定各传动副的齿数 4 绘制传动系统图 5 传动零件的计算 6 主要零件的设计计算 7 绘制图 二 选择电动机二 选择电动机 1 选择电动机 a 确定传动级数 Z b 确定电动机型号 根据功率和转速确定电动机型号 2 拟定传动方案 A 初选结构式 B 绘制结构网 C 检查是否超过限制 在降速传动中 防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动 比 在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比 在主传 2 动链任一传动组的最大变速范围 D 绘制转速图 分配降速传动比 确定各级转速并绘制转速图 三 确定各传动副的齿数 如果变速组内所有齿轮的模数相同并是标准齿轮 则该组传动副的 齿数和 Sz 应相等 2 齿轮副的齿数和 Sz 100 120 3 为保证齿轮传动的平稳性 主传动中最小齿轮齿数 zmin 18 20 4 齿轮可套装在轴上的条件是齿根圆到到键槽顶面的距离 a 2m 以 满足齿轮强度 5 实际转速 n 与标准转速 n 的相对转速误差 6 变速组内各齿轮副的齿数和不相等时 齿数差不能大于 3 采用三联滑移齿轮时 应检查滑移齿轮之间的齿数关系 最大和次大 齿轮之间的齿数差应大于或等于 4 以保证滑移时 齿轮外圆不相碰 四 绘制传动系统图 根据轴数 齿轮副 电动机等已知条件可绘制出系统图 要求注明齿 轮齿数 五 传动零件的计算 带传动的计算 确定功率 直径 中心距 根数等 验算转速误差 传动轴的计算 1 确定计算转速 按表 3 10 公式计算 2 确定传动轴的最小直径 按扭转刚度估算 弯曲刚度验算 齿轮模数的初步确定 3 目目 录录 第一篇传动图确定第一篇传动图确定 一 一 选择电动机绘制传动关系图选择电动机绘制传动关系图 1 1 选择电动机型号 选择电动机型号 1 1 2 拟定传动方案 拟定传动方案 1 1 3 传动系图结构网 传动系图结构网 6 1 4 结构简图 结构简图 7 第二篇第二篇 传动零件设计传动零件设计 二二 齿轮传动设计齿轮传动设计 2 1 传动带 带轮设计 传动带 带轮设计 7 2 2a 组传动副齿轮设计 组传动副齿轮设计 10 2 3b 组传动副齿轮设计 组传动副齿轮设计 15 2 4c 组传动副齿轮设计 组传动副齿轮设计 19 三 轴传动设计三 轴传动设计 3 1 轴轴 1 设计 设计 22 3 2 轴轴 2 设计 设计 27 3 0 轴轴 3 设计 设计 31 第三篇第三篇 零件设计图纸零件设计图纸 四 带轮设计图四 带轮设计图 五 装配简图五 装配简图 六六 参考书目 参考书目 4 一一 选择电动机绘制传动关系图选择电动机绘制传动关系图 1 电动机选择电动机选择 电动机型号 YH2M 4 额定功率 4KW 电流 8 8 安 转速 1440r min 效率 84 5 cos 0 82 机座带底脚 端盖上有凸缘 选机座号 160M 凸缘号 FF300 轴径 42 0 018 0 002 2 拟定传动方案拟定传动方案 变速范围 Rn nmax nmin 50 由 Rn Z 1 取 1 41 Z 12 即传动西最终有 12 级转速 可以有以下几种传动方案 12 312326 12 322126 12 342122 12 312623 12 322621 12 342221 依据传动副前多后少的原则及传动顺序与扩大顺序一致的原则选传 动方案 12 312326 3 确定齿数确定齿数 1 3 1 对于对于 a 组组 Ua1 1 ua2 1 1 41 ua3 1 2 取其倒数 5 Ua1 1 sz可以取 40 42 44 46 48 50 52 54 56 58 60 62 64 66 68 70 72 74 76 78 Ua2 1 41 sz 可以取 41 46 48 51 53 55 58 60 63 65 68 70 74 76 78 Ua3 2 sz 可以取 42 45 46 48 51 53 55 58 60 63 65 68 70 72 75 77 79 sz可以选 60 或 72 若选取 sz 60 Ua1 1 齿轮齿数可以 30 30 Ua2 1 41 齿轮齿数可以 25 35 Ua3 2 齿轮齿数可以 20 40 1 3 2对于对于b组组 Ub1 1 Ub2 1 2 8 取其倒数 Ub1 1 Ub2 2 8 Ub1 1 sz 可以取 40 42 44 46 48 50 52 54 56 58 60 62 64 66 68 70 72 74 76 78 Ub2 2 8 sz 可以取 61 65 68 69 72 73 76 77 齿数和可以选用 68 72 76 选 sz 72 Ub1 1 齿轮齿数可以用 36 36 Ub2 2 8 齿轮齿数可以用 19 53 1 3 3对于对于c组组 Uc1 1 4 Uc2 1 2 6 取其倒数 Uc 1 4 Uc 2 2 Uc1 4 sz 可以取 80 81 84 85 86 90 91 Uc2 2 sz 可以取 81 84 86 87 89 90 齿数和可以选用 81 90 选 sz 90 Uc1 1 齿轮齿数可以用 18 72 Uc2 2 8 齿轮齿数可以用 30 60 结构网 电机 1440r min r min 7 1400 1000 710 500 355 250 180 125 90 63 45 31 5 传动系统图 30 20 25 36 19 60 30 40 35 18 36 53 30 72 8 二 二 传动零件的设计传动零件的设计 1 传动带 带轮设计传动带 带轮设计 2 1 1传动带设计传动带设计 电动机额定公率 P 4KW 计算功率 Pca KaP 由每天电机工作 16 小时 查表得 Ka 1 6 Pca KaP kw8 442 1 轴 1 转速为 710r min 传动比 i 2 3 Pca 4 8kw n1 1440r min 可以选传动带类型为 V 带 A 型 机械设计图 8 1 2 带论设计带论设计 2 2 1 小带轮设计小带轮设计 小带轮基准直径为 90 mm 机械设计表 8 8 为尽量发挥带传动的传动能力 应该使 v 接近 20m s 选带轮基准 直径 d1 100mm 查表 A 型带轮 d 103 2mm 验算带速 v 6 79m s 30m s 满足要求 10060 1d1n 9 2 2 2 大带轮直径大带轮直径 d2 id1 209 31mm 查表得 d2 205 5mm 3 确定中心距确定中心距 由公式 0 7 d1 d2 a0 2 d1 d2 初定中心距离 a0 300mm 带长 ld0 2a0 d1 d2 4a0 1097 4mm 2 2 2d1d 由机械设计表 8 2 可得基准长度 ld0 1100mm 计算中心距离 实际中心距近似为 a0 a0 301 3mm 2 0ldld 中心距变动范围 amin a 0 015ld 284 8mm amax a 0 3ld 333mm 验算包角 小带轮 a1 a1 1800 d1 d2 160 90 a 3 57 0 90 带的根数计算 Z Pca pr 3 67 根 取 Z 4 l00 a KKPP PK 11 1 95 0 17 0 07 1 8 4 根 4 计算初拉力计算初拉力 F0 min N 9 1311 078 7 78 7 495 0 8 4 95 0 5 2 500 qv ZVK PK5 2500 22 a caa 传动带的轴压力 Fp 2ZF0sin 1183 4N 2 a 综上所述 传动带选 v 型 A 带 10 查表电动机带轮基准直径 dd 105 5mm 5 小带轮设计简图 小带轮设计简图 6 大带轮设计简图 11 三 齿轮的设计三 齿轮的设计 对于三个传动副 每个传动副里面都有多对齿轮传动 每对 齿轮传递的扭矩都不同 齿数都不同 机床齿轮主要失效形式 齿 轮折断 只需校核齿轮弯曲强度 同一齿轮组里面 若承受切向应 力最大的齿轮满足强度条件 则同齿轮组里其他齿轮也一定满足 顾只需计算同一齿轮组里 承受切向应力最大的齿轮组 3 1 1 对对 a 组传动副组传动副 齿数为 20 的齿轮承受切向应力最大 只需最 20 40 齿轮组进行 设计和校核即可 1 齿轮精度等级 齿轮材料 齿轮类型 齿轮齿数齿轮精度等级 齿轮材料 齿轮类型 齿轮齿数 齿数已经确定分别为 20 40 12 由机械设计表 10 8 知选 7 级精度 材料 由机械设计表 10 1 小齿轮材料 为 40Cr 硬度为 280HBS 大齿轮材料为 45 钢 硬度为 240HBS 硬度差为 40HBS 2 按照齿面接触疲劳强度计算按照齿面接触疲劳强度计算 d1t 2 E 3 3 d 1t Z 1 u uuT 3 2 H K a 计算公式内个计算数值计算公式内个计算数值 试选 Kt 1 3 确定 a 组传动副中传递的扭矩 带传动效率为 87 92 取 90 T1 mmN n P 4 1 1 5 10842 4 10 5 95 1 d 由机械设计表 10 6 查得弹性影响系数 ZE 189 8Mpa1 2 由图 10 21 查得小齿轮疲劳极限 Hlim1 600Mpa 大齿轮疲劳极限 Hlim1 550Mpa 由计算式 N1 60njLn计算应力循环次数 N1 60njLn 60 710 1 16 365 10 2 448 109次 N2 N1 2 1 224 109次 13 取接触疲劳寿命系数 KHN1 0 90 KHN2 0 92 计算接触疲劳需用应力取失效概率为 1 安全系数 S 1 H1 540Mpa S 1limHN1 K H2 506Mpa S lim2HN2 K 2 计算计算 计算小齿轮分度圆直径 d 54 2 E 3 3 d 1t Z 1 u uuT 3 2 H K 2 33 4 506 8 189 2 3 1 1082 4 1 3 3 2 86mm 计算圆周速度 2 04m s 100060 v 11 nd t 齿宽 b d1t 54 86mm d 计算齿宽与齿高之比 mt 2 73mm 1 t 1 Z d h 2 25mt 6 17mm 8 89 h b 计算载荷系数 v 2 04m s 7 级精度 14 查表得 Kv 1 10 直齿轮 KHa KFa 1 查表得 KA 1 用插值法查 7 级精度小齿轮对称分布时 KHB 1 311 由 8 89 KHB 1 311 h b 查表得 KFB 1 25 K KAKv KHa KHB 1 442 用实际载荷系数校正分度圆直径 d1 d1t 54 86 55 90mm 3 t K K 3 3 1 442 1 计算模数 m 2 80mm 取标准模数 m 3 1 1 Z d d1 mZ1 60mm320 d2 mZ2 40 3 120mm a 1 2 d1 d2 90mm 圆整并确定最终齿宽 b 51 1 Z5 2 u 1u 1d 1KT2 E 2 H 2 2 4 506 8 1895 2 2 3 60 10842 4 442 1 2 7mm 圆整后 b1 55mm b2 52mm 3 校核齿根弯曲疲劳强度 校核齿根弯曲疲劳强度 确定弯曲强度载荷系数 K KAKv KFa KFB 1 1 10 1 1 25 1 375 查取齿形系数和应力校正系数 YFa1 2 80 YSa1 1 55 YFa2 2 40 YSa2 1 68 15 计算弯曲疲劳许用应力 查得 KFN1 0 95 KFN2 0 98 取安全系数 SF 1 4 339 29Mpa FN1 FE1 fn1 S K 266Mpa FN2 2FE fn2 S K 按照对称循环应变应力确定许用弯曲应力 237 503Mpa FN1 FN1 fn1 S K 186 2Mpa FN2 FN2 fn2 S K 校核弯曲强度 58 373Mpa F1 1FaFa1 1 YY bdm KT2 FN1 30 87Mpa F2 1FaFa1 1 YY bdm KT2 FN2 满足弯曲强度 齿轮组确定 m 3 b1 55mm d1 60mm b2 51mm d2 120mm 中心距 a 90mm 传动副中其他齿轮参数也相应确定 30 30 齿轮组 m 3 b 60mm d 90mm 中心距 a 90mm 16 25 35 齿轮组 m 3 b1 75mm d1 75mm b2 105mm d2 105mm 3 1 2 b 组传动副 同理只需计算组传动副 同理只需计算 19 53 齿轮组齿轮组 对 b 组传动副 齿数为 19 的齿轮承受切向应力最大 只需最 20 40 齿轮组进行设计和校核即可 1 齿轮精度等级 齿轮材料 齿轮类型 齿轮齿数齿轮精度等级 齿轮材料 齿轮类型 齿轮齿数 齿数已经确定分别为 19 53 由机械设计表 10 8 知选 7 级精度 材料 由机械设计表 10 1 小齿轮材料 为 40Cr 硬度为 280HBS 大齿轮材料为 45 钢 硬度为 240HBS 硬度差为 40HBS 2 按照齿面接触疲劳强度计算按照齿面接触疲劳强度计算 d2t 2 E 3 3 d t Z 1 u uuT2 3 2 H K 1 计算公式内数值 计算公式内数值 试选 Kt 1 3 确定 a 组传动副中传递的扭矩 带传动效率为 87 92 取 90 齿轮传动效率 1 97 T2 mmN n P 511 5 10077 1 2 10 5 95 1 d 由机械设计表 10 6 查得弹性影响系数 ZE 189 8Mpa1 2 由图 10 21 查得小齿轮疲劳极限 17 Hlim1 600Mpa 大齿轮疲劳极限 Hlim1 550Mpa 由计算式 N1 60njLn计算应力循环次数 N1 60njLn 60 710 1 16 365 10 1 243 109次 N2 N1 0 446 109次 53 19 取接触疲劳寿命系数 KHN1 0 88 KHN2 0 90 计算接触疲劳需用应力取失效概率为 1 安全系数 S 1 H1 528Mpa S 1limHN1 K H2 495Mpa S lim2HN2 K 2 计算计算 计算小齿轮分度圆直径 d 2 E 3 3 d 1t Z 1 u uuT 3 2 H K 2 3 3 5 495 8 189 2 79 79 3 1 10077 1 1 3 3 2 70 417mm 1 计算圆周速度 计算圆周速度 18 1 31m s 100060 v 11 nd t 齿宽 b d1t 70 417mm d 计算齿宽与齿高之比 mt 3 706mm 1 t 1 Z d h 2 25mt 8 34mm 8 44 h b 计算载荷系数 v 1 31m s 7 级精度 查表得 Kv 1 05 直齿轮 KHa KFa 1 查表得 KA 1 25 用插值法查 7 级精度小齿轮对称分布时 KHB 1 424 由 8 44 KHB 1 424 h b 查表得 KFB 1 6 K KAKv KHa KHB 1 495 用实际载荷系数校正分度圆直径 d1 d1t 70 417 73 775mm 3 t K K 3 3 1 495 1 计算模数 m 3 88mm 取标准模数 m 4 1 1 Z d d1 mZ1 76mm194 d2 mZ2 4 53 212mm a 1 2 d1 d2 144mm 圆整并确定最终齿宽 19 b 2 7 Z5 2 u 1u 1d 1KT2 E 2 H 2 2 5 495 8 1895 2 79 2 79 3 76 10077 1 495 1 2 2 6mm 圆整后 b1 75mm b2 75mm 3 校核齿根弯曲疲劳强度 校核齿根弯曲疲劳强度 确定弯曲强度载荷系数 K KAKv KFa KFB 1 25 1 05 1 1 6 1 68 查取齿形系数和应力校正系数 YFa1 2 85 YSa1 1 54 YFa2 2 304 YSa2 1 709 计算弯曲疲劳许用应力 查得 KFN1 0 82 KFN2 0 86 按照对称循环应变应力确定许用弯曲应力 196 80Mpa 193 5Mpa FN1 FN1 fn1 S K FN2 FN2 fn2 S K 校核弯曲强度 69 66Mpa F1 1FaFa1 1 YY bdm KT2 FN1 25 7Mpa F2 1FaFa1 1 YY bdm KT2 FN2 满足弯曲强度 齿轮组确定 m 4 b1 75mm d1 76mm b2 75mm d2 212mm 中心距 a 90mm 传动副中其他齿轮参数也相应确定 36 36 齿轮组 m 4 b 76mm d 144mm 20 中心距 a 144mm 3 1 3 c 组传动副 同理只需计算组传动副 同理只需计算 18 72 齿轮组齿轮组 对 c 组传动副 齿数为 189 的齿轮承受切向应力最大 只需最 18 72 齿轮组进行设计和校核即可 1 齿轮精度等级 齿轮材料 齿轮类型 齿轮齿数齿轮精度等级 齿轮材料 齿轮类型 齿轮齿数 齿数已经确定分别为 18 72 由机械设计表 10 8 知选 7 级精度 材料 由机械设计表 10 1 小齿轮材料 为 40Cr 硬度为 280HBS 大齿轮材料为 45 钢 硬度为 240HBS 硬度差为 40HBS 2 按照齿面接触疲劳强度计算按照齿面接触疲劳强度计算 d2t 2 E 3 3 d t Z 1 u uuT2 3 2 H K 1 计算公式内数值 计算公式内数值 试选 Kt 1 3 确定 a 组传动副中传递的扭矩 带传动效率为 87 92 取 90 齿轮传动效率 1 97 T3 mmN n P 5 3 1 2 1 5 10588 2 10 5 95 1 d 由机械设计表 10 6 查得弹性影响系数 ZE 189 8Mpa1 2 由图 10 21 查得小齿轮疲劳极限 Hlim1 500Mpa 21 大齿轮疲劳极限 Hlim1 480Mpa 由计算式 N1 60njLn计算应力循环次数 N1 60njLn 60 125 1 16 365 10 4 38 108次 N2 N1 1 095 108次 72 18 取接触疲劳寿命系数 KHN1 0 94 KHN2 0 96 计算接触疲劳需用应力取失效概率为 1 安全系数 S 1 H1 470Mpa S 1limHN1 K H2 460 8Mpa S lim2HN2 K 2 计算计算 计算小齿轮分度圆直径 d1t 95 39mm 2 E 3 3 d 1t Z 1 u uuT 3 2 H K 2 33 5 8 460 8 189 4 5 1 10588 21 3 3 2 1 计算圆周速度 计算圆周速度 0 63m s 100060 v 11 nd t 齿宽 b d1t 95 39mm d 22 计算齿宽与齿高之比 8 h b t m25 2 b Z d 25 2 b 计算载荷系数 v 0 67m s 7 级精度 查表得 Kv 1 08 直齿轮 KHa KFa 1 查表得 KA 1 25 用插值法查 7 级精度小齿轮对称分布时 KHB 1 44 由 8 KHB 1 424 h b 查表得 KFB 1 45 K KAKv KHa KHB 1 944 用实际载荷系数校正分度圆直径 d1 d1t 95 39 99 13mm 3 t K K 3 3 1 495 1 计算模数 m 5 5mm 取标准模数 m 6 1 1 Z d d1 mZ1 108mm186 d2 mZ2 6 72 432mm a 1 2 d1 d2 270mm 圆整并确定最终齿宽 b 9 Z5 2 u 1u 1d 1KT2 E 2 H 2 2 5 495 8 1895 2 79 2 79 3 76 10588 2 495 1 2 9 20mm 圆整后 b1 100mm b2 102mm 3 校核齿根弯曲疲劳强度 校核齿根弯曲疲劳强度 确定弯曲强度载荷系数 23 K KAKv KFa KFB 1 25 1 08 1 1 45 1 96 查取齿形系数和应力校正系数 YFa1 2 91 YSa1 1 53 YFa2 2 236 YSa2 1 754 计算弯曲疲劳许用应力 查得 KFN1 0 88 KFN2 0 9 按照对称循环应变应力确定许用弯曲应力 314 3Mpa 307 14Mpa FN1 FN1 fn1 S K FN2 FN2 fn2 S K 校核弯曲强度 60 5Mpa F1 1FaFa1 1 YY bdm KT2 FN1 53 27Mpa F2 1FaFa1 1 YY bdm KT2 FN2 满足弯曲强度 齿轮组确定 m 6 b1 102mm d1 108mm b2 100mm d2 432mm 中心距 a 270mm 传动副中其他齿轮参数也相应确定 60 30 齿轮组 m 6 b1 102mm d1 360mm b2 100mm d2 180mm 中心距 a 270mm 3 2 机床轴设计机床轴设计 3 2 1 对轴 1 的设计 1 求轴 1 上传递的功率 P1计算轴 1 的计算转速 n1转矩 T1 查表得带传动的效率 89 92 取 90 0 0 24 P1 P 4 90 3 6KW 0 由转速图得 n1 710r min T1 4 842 104N mm 1 1 5 10 5 95 n P 2 求作用于齿轮上的力 已知小齿轮的分度圆直径 d20 60mm Ft 1614N Fr Fttan Ft 587 44N 20 1 2 d T 0 20tan 3 初步确定最小直径 选择轴材料 查机械设计课本表可得轴常用材料 45 钢 选择材料为 45 钢 调 质 取 A0 112 dmin A0 112 19 24mm 3 1 1 n P 3 710 6 3 4 轴的结构设计 1 拟定轴上零件得装配方案 2 根据轴向定位的要求确定州的各段直径及长度 25 为满足带轮安装 1 2 轴端需要一轴肩 故 d12 30mm 左端用挡圈定位取 D 30mm 带轮长度 B 65mm 为保证带轮与轴 结合的紧密型 1 2 端应比带轮端些取 L12 63mm 3 初步选择滚动轴承轴上只有径向力作用故选用深沟球轴承 初步选择滚动轴承轴上只有径向力作用故选用深沟球轴承 参照工作要求并根据 d23 30mm 及工作的径向载荷选深沟球轴承 61806 尺寸为 d30 37 7 BD d45 35mm 而 L45 7mm 查表得定位轴肩 d56 34mm 安装齿轮 1 处轴径 d01 34mm 安装齿轮 2 3 轴径 d02 34 吗 d03 34mm 4 轴承端盖总的宽度为 20mm 根据轴承端盖得装拆及便于对 轴的添加润滑要求取 L23 63mm L45 12mm 5 轴向零件得周向定位 齿轮均采用平键连接 查表可得齿轮 1 得平键截面 b h 10 8 mm 长 l 56mm 齿轮 2 的平键截面 b h 10 8 mm 长 l 50mm 齿轮 3 平键截面 b h 10 8mm 长 l 70mm 6 确定轴端圆角和倒角尺寸 确定轴端圆角和倒角尺寸 参考机械设计课本表 3 2 得轴 端倒角为 1 2 450 26 圆角 R 1 2 5 求轴上的载荷 由轴的结构简图画出轴的计算简图如下 计算所得结果如下 载荷水平面竖直平面 支反力FNH 798N FNH2 815N FNV1 1105N FNV2 509N 弯矩MH 152706N m m MV 98282 8N m m 总弯矩M 181600 N mm 扭矩T 4 8422 104 N mm 弯矩图和扭矩图如下 1 2 2 面 面 27 6 按照弯扭合成应力校核轴强度按照弯扭合成应力校核轴强度 进行校核是通常只计算承受的最大弯矩和最大扭距的截面扭转且 盈利为脉动循环变应力取 0 6 轴的计算应力 ca 46 79Mpa s 1 5 2 97 8 05 0 2 97 8 99 1 155 k ma 1 故可知安全 刚度计算刚度计算 查材料力学课本得挠度曲线方程 6 Fb 222 bxl EIl x 6 bl EIl Fab A 查表得 E 200Gpa Fr 587 44N I 13119448 4mm 32 d 4 计算得 最大挠度 max 0 0637 0 03m 0 09 轴最大截面转角 0 0002 0 0025 可知刚度满足要求 3 2 2 轴轴 2 的设计计算的设计计算 29 1 求轴 2 上传递的功率 P2计算轴 2 的计算转速 n2转矩 T2 查表得带传动的效率 89 92 取 90 0 0 取齿轮传动的效率 97 1 P2 P 4 90 97 3 57KW 0 1 由转速图得 n2 355r min T2 96038N mm 2 210 5 95 5 n P 2 求作用于齿轮上的力 已知小齿轮的分度圆直径 d20 60mm Ft 1600N Fr Fttan Ft 582 6N 40 22 d T 0 20tan 3 初步确定最小直径 选择轴材料 查机械设计课本表可得轴常用材料 45 钢 选择材料为 45 钢 调 质 取 A0 112 dmin A0 112 24 174mm3 2 2 n P 3 355 57 3 4 轴的结构设计 1 拟定轴上零件得装配方案 30 根据轴上齿轮定位及相互配合要求各段长度确定如图 根据弯扭组合确定最小直径 当三联滑移齿轮中 40 齿与 20 齿配合 两联滑移齿轮中 19 与 53 齿轮配合时 根据结构简图画出计算简图 画出弯矩图和扭矩图 求出危险截 面的载荷如下 载荷水平面 H垂直面 支反力FNH 836 76N FNH2 763 8N FNV1 304 5N FNV2 287 07N 弯矩MH 157729 26N m m MV 57398 25N m m 31 总弯矩M 167848 34 N mm 扭矩T 96038 N mm ca 29 93mm 取 d 40mm 刚度计算 对于中间段轴由材料力学公式得挠度曲线方程及截面转角方程 x l 2x l EIl6 Mex EI48 x4l 3Fx 22 EI6 Ml 16EI Fl2 得最大挠度 max 390402006 19778019739119732 167848 4 4 22 4020048 1974390319776 836 0 00887 0 03m 0 12 max 0 016 0 025 4 402006 39032 167848 4 2 4020016 39076 836 可知刚度满足要求 5 初步选择滚动轴承轴上只有径向力作用故选用深沟球轴承 初步选择滚动轴承轴上只有径向力作用故选用深沟球轴承 参照工作要求并根据 d23 30mm 及工作的径向载荷选深沟球轴承 61806 尺寸为 d30 37 7 BD 32 d45 35mm 而 L45 7mm 4 轴承端盖总的宽度为 20mm 根据轴承端盖得装拆及便于对 轴的添加润滑要求取 L23 63mm L45 12mm 5 轴向零件得周向定位 齿轮均采用平键连接 查表可得三联滑移齿轮滑键截面 b h 10 8 mm 长 l 355mm 两联滑移齿轮滑键截面 b h 10 8 mm 长 l 205mm 6 确定轴端圆角和倒角尺寸 确定轴端圆角和倒角尺寸 参考机械设计课本表 3 2 得轴端倒角为 1 2 450 圆角 R 1 2 3 2 3 对轴对轴 3 的设计的设计 3 2 2 轴的设计计算轴的设计计算 1 求轴 2 上传递的功率 P2计算轴 2 的计算转速 n2转矩 T2 查表得带传动的效率 89 92 取 90 0 0 取齿轮传动的效率 97 1 P2 P 2 4 90 97 97 3 46KW 0 1 由转速图得 n2 125r min 33 T3 258750N mm 3 310 5 95 5 n P 2 求作用于齿轮上的力 已知小齿轮的分度圆直径 d20 144mm Ft 3593 75N 40 22 d T Fr Fttan Ft 1308N 0 20tan 3 初步确定最小直径 选择轴材料 查机械设计课本表可得轴常用材料 45 钢 选择材料为 45 钢 调 质 取 A0 112 dmin A0 112 33 8mm3 3 3 n P 3 125 46 3 4 轴的结构设计 1 拟定轴上零件得装配方案 根据 3 轴上齿轮与轴 2 轴四的配合关系设计各段轴长如下 34 根据弯扭组合确定最小直径根据右段计算得 如下 载荷水平面 H垂直面 支反力FNH 1796N FNH2 1796N FNV1 654N FNV2 654N 弯矩MH 307116N m m MV 111834 mm 总弯矩M 326844N mm 扭矩T 258750 N mm ca 29 93mm 取 d 50mm 35 刚度计算 对于右段轴由材料力学公式得挠度曲线方程及截面转角方程 x l 2 xl EIl6 Mx 2 EI3 Ml 得最大挠度 max 0 069 0 03m 0 18 max 0 000301 0 025 可知刚度满足要求 5 初步选择滚动轴承轴上只有径向力作用故选用深沟球轴承 初步选择滚动轴承轴上只有径向力作用故选用深沟球轴承 参照工作要求并根据 d23 40mm 及工作的径向载荷选深沟球轴承 61808 尺寸为 d40 37 7 BD d45 35mm 而 L45 7mm 4 轴向零件得周向定位 齿轮均采用平键连接 查表可得两联滑移齿轮滑键截面 b h 10 8 mm 长 l 314mm 左侧齿数为 19 齿轮用平键连接 b h 10 8 mm 长 l 40mm 左侧齿数为 53 齿轮用平键连接 b h 10 8 mm 长 l 70mm 6 确定轴端圆角和倒角尺寸 确定轴端圆角和倒角尺寸 36 参考机械设计课本表 3 2 得轴端倒角为 1 2 450 圆角 R 1 2 3 2 4 对主轴设计对主轴