机械专业液体包装机.docx

课程设计第 63 页机械设计基础课程设计目录第一章 设计任务书2一、设计目的2二、设计内容21、设计题目22、主要内容23、设计参数34、具体工作3第二章 机械运动方案的设计5一、拟定执行系统的功能原理51、包装机功能原理52、各部分功能53、设计部分5二、执行机构的选型及构型61、热封部分62、装料部分63、减速器部分6三、各执行机构的协调设计6四、执行机构运动尺寸设计71、曲柄摇杆机构（含齿轮齿条机构）72、曲柄摇杆机构（含阀体）83、摆动滚子推杆盘形凸轮机构104、包装机机构运动简图14第三章 机械传系统方案设计15一、传动系统类型选择151、传动方案示意图152、组成部分15二、选择原动机 确定总传动比 分配各级传动比161、电动机类型的选择162、电动机功率的选择163、确定电动机型号164、传动装置总传动比及其分配17三、计算各轴的转速、转矩及功率171、计算各轴的转速172、计算各轴功率183、计算各轴转矩18第四章 机械传动装置的设计19一、主要传动零部件的设计计算19（一）带传动设计计算19（二）、高速级齿轮传动设计22（三）、低速级齿轮传动设计30（四）、高速轴及轴上零件的设计计算及校核35（五）、中间轴及轴上零件的设计计算及校核42（六）、低速轴及轴上零件的设计计算及校核48（七）其它55二、传动装置减速器的设计56（一）、箱体的设计56（二）、减速器附件的选择及说明57（三）、润滑和密封的选择58第五章 设计体会59一、体会59二、设计分析59三、改进意见59第六章 参考文献60参考文献60第一章 设计任务书一、设计目的综合运用机械设计及先修课程（机械制图、材料力学、机械原理、机械制造技术、工程材料等）的理论和实际知识，掌握机械设计的一般规律，树立正确的设计思想，培养分析和解决实际问题的能力。通过本课程设计，在掌握各种运动形式变换，运动参数确定及力和功率传递过程中，对机械运动学和动力学的分析与设计有一较完整的概念，学会从机器功能要求出发，合理选择机构的选型和组合，制定机械传动系统的方案（功能设计），正确计算零件的工作功能，确定它的尺寸、形状、结构及材料，并考虑制造工艺、使用维修、经济和安全等问题，培养机械设计能力（结构设计）。学习运用标准，规范，手册，图表和查阅有关资料等，培养设计的基本技能。二、设计内容1、设计题目液体包装机的设计二级圆柱齿轮减速器的设计2、主要内容（1）确定包装机设计方案（包括传动系统和执行机构等）（2）选择电动机、计算传动装置的运动和动力参数等（3）进行传动件的设计计算，校核轴、轴承、联轴器、键的强度等（4）绘制减速箱装配图及典型零件工作图（5）整理和编写设计计算说明书（6）答辩3、设计参数（1）数据组别包装量（袋/分）袋尺寸（长*宽/mm）计量（ml/袋）物料输送力F(N)热封和剪袋所需功率(W)装料所需功率(W)60160*9040300100200（2）已知条件 输送带滚筒直径D=80mm 装料压缩泵活塞直径为30mm 装料启闭阀摆角约90 工作情况：两班制工作，每年工作300天，连续单向运转，工作时有轻微振动，空载启动 使用折旧期：使用年限为8年，3年大修一次 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产 总体尺寸：650*750*1600（mm*mm*mm）以内4、具体工作（1）、包装机机构运动简图1张（A1）（2）、减速箱装配图1张（A0）（3）、零件工作图2张（A3）（4）、设计计算说明书一份（约68千字）第二章 机械运动方案的设计一、拟定执行系统的功能原理1、包装机功能原理自动完成计量、充料、制袋、封合、切断、输送等全过程2、各部分功能电控机构调速机构传动机构拉袋机构热封机构供纸机构装/进料机构成品输出机构3、设计部分热封部分装料部分减速器部分二、执行机构的选型及构型1、热封部分选用凸轮机构摆动滚子推杆盘形凸轮机构2、装料部分选用平面四杆机构曲柄摇杆机构3、减速器部分圆柱齿轮减速器二级圆柱齿轮减速器（展开式）三、各执行机构的协调设计根据工艺要求，各执行机构需要按照严格的顺序动作，热封后装袋，然后拉袋，结合执行机构的选型，对执行机构进行协调设计，绘制运动循环图，如图21所示。四、执行机构运动尺寸设计1、曲柄摇杆机构（含齿轮齿条机构）（1）、已知条件：计量40ml/袋，包装量60袋/min，装料压缩泵活塞直径为30mm（2）、分析：由曲柄摇杆机构的摇杆驱动齿轮齿条机构（齿条加工在活塞杆上），曲柄每转一周，活塞完成一次推拉动作。活塞推程由计量量和活塞直径确定，进而可推知摇杆的摆角，再给定设计条件，即可完成要求动作。（3）、给定设计条件：齿轮（m=2mm，z=55），分度圆半径为r，连杆b=200mm，摇杆c=52mm，要求该机构无急回运动。（4）、设计计算：活塞行程H=40（30/2）=56.6mm摇杆摆角=Hr180=56.62552180=59曲柄长度a=csin2=52sin592=25.6mm机架长度d=b2+ccos22=2002+52cos5922=205mm示意图，如图22传动角验算1=arccosb2+c2-d-a2bc=2002+522-(205-25.6)2220052=59.62=180-arccosb2+c2-d+a22bc=180-2002+522-(205+25.6)2220052=59.814050满足要求2、曲柄摇杆机构（含阀体）（1）、已知条件：装料启闭阀摆角约90（2）、分析：为保证活塞推杆中心与启闭阀回转中心在同一水平面，机架位置和长度将受到限制（3）、给定设计条件：机架长度d=108mm，机架连线垂直水平面摆角=90摇杆长度c=40mm要求该机构无急回运动（4）、设计计算：曲柄长度a=csin2=40sin902=28.3mm连杆长度b=d2-ccos22=1082-40cos9022=104.2mm示意图，如图23传动角验算1=arccosb2+c2-d-a2bc=104.22+402-(108-28.3)22104.240=42.92=180-arccosb2+c2-d+a22bc=180-104.22+402-108+28.322104.240=42.812，且24050满足要求3、摆动滚子推杆盘形凸轮机构（1）、分析：该机构用于驱动热风器进行热封操作，热封时间要充足，盘形凸轮安装在分配轴上 ，故凸轮的基圆半径减去滚子圆半径应大于轴颈，以便于安装（2）、分配轴最小轴颈计算：已知条件：分配轴转速n1=60r/min=1r/s，袋尺寸 长宽=16090（mmmm）物料输送力F=300N，输送带滚筒直径D=80mm，设输送带滚筒转速n2，n2160D=16080=0.64r/s分配轴输出功率计算分配轴输出到输送带滚筒由一对锥齿轮传动，如图24所示。其中z1=24,z2=36则n2=z1z2n1=24361=0.67r/s0.64r/s满足 输送带线速度v=Dn2=800.67=167.55mm/s=0.16755m/s输送带功率P3=Fv=3000.16755=50.26W由表6151查得 锥齿轮传动效率1=0.94滚动轴承效率2=0.99滚筒效率3=0.96总=123=0.940.990.96=0.8934输送部分总功率P3=P3总=50.2650.8934=56.3W分配轴输出总功率P=P1+P2+P3=100+200+56.3=356.3WP1为热封和剪切所需功率P2为装料所需功率计算轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表1532取A0=112dmin=A03Pn1=11230.356360=20.5mm确定凸轮机构基本尺寸选滚子圆半径rr=10mm基圆半径r0rr+dmin2=20.25mm,取r0=25mm机架距离d=240mm摆杆长度a=238.7mm初始摆角0=6最大摆角=7推程1=120远休2=120回程3=120近休4=0推杆运动规律二次多项式运动规律（等加速等减速运动规律），适于中速轻载，有柔性冲击等加速段运动方程=7144002 0120 等减速段运动方程=63-0.35+7144002 240360 ()0102030405060708090100110120()00.050.190.440.781.221.752.383.113.944.865.887()240250260270280290300310320330340350360()75.884.863.943.112.381.751.220.780.440.190.050凸轮示意图4、包装机机构运动简图第三章 机械传系统方案设计一、传动系统类型选择1、传动方案示意图如图31所示，电机作为原动机，经带传动减速，再由减速箱减速输出至锥齿轮传动，实现换向，锥齿轮上端与分配轴用一弹性联轴器联接，实现动力的输出。2、组成部分V带传动，二级圆柱齿轮减速器，锥齿轮传动二、选择原动机 确定总传动比 分配各级传动比1、电动机类型的选择Y系列三相异步电动机2、电动机功率的选择（1）、传动装置的总效率=1 24 32 4 5=0.960.9940.9920.940.995=0.8453由表6151查得1V带传动效率2球轴承效率3圆柱齿轮传动效率4锥齿轮传动效率1弹性联轴器效率（2）、电机所需功率Pd=P=356.30.8453=421.5W3、确定电动机型号根据以上数据，查表61451选取电动机型号为Y801-4其主要技术数据：额定功率0.55kW，满载转速1390r/min4、传动装置总传动比及其分配（1）、总传动比i=nmnw=139060=23.17nm=1390r/min电动机满载转速nw=60r/min分配轴转速（2）、分配各级传动比设.轴的转速n.n.n.且n=nw=60r/min根据表251 V带传动i0=24，齿轮传动i1、i2=36且展开式减速器要求i1=(1.11.5)i2故分配如下i0=2i2=3.2i1=ii0i2=23.1723.2=3.62i1i2=3.623.2=1.13满足三、计算各轴的转速、转矩及功率1、计算各轴的转速电动机的满载转速nm=1390r/minn=nmi0=13902=695r/minn=ni1=6953.62=192r/minn=ni2=1923.2=60r/min2、计算各轴功率Pd=421.5WP=Pd01=Pd1=421.50.96=404.7WP=P12=P23=404.70.990.99=396.6WP=P23=P23=396.60.990.99=388.7WP=P34=P34=388.70.990.94=361.7WP=356.3W3、计算各轴转矩电动机轴的输出转矩：Td=9550Pdnm=95500.42151390=2.896Nm=2896Nmm设T1，T2，T3，T4分别为，轴的输入转矩T1=Tdi001=289620.96=5560NmmT2=T1i112=55603.620.990.99=19727NmmT3=T2i223=197273.20.990.99=61870NmmT4=T334=618700.990.94=57576Nmm为方便下一阶段设计计算，将以上数据整理至下表参数轴名电动机轴轴轴轴轴转速r/min13906951926060功率P/W421.5404.7396.63887361.7转矩T/Nmm28965560197276187057576传动比i23.623.211效率0.76630.960.98010.98010.9306第四章 机械传动装置的设计一、主要传动零部件的设计计算（一）带传动设计计算已知电动机额定功率P0=0.55kW，输出功率Pd=0.4215kW，满载转速nm=1390r/min，传动比i=2，每天工作16小时，连续单向运转，工作时有轻微振动，空载启动。1、确定计算功率由表882查得工作情况系数KA=1.1Pca=KAPd=1.10.4215=0.4636kW2、选择V带的带型根据Pca，nm由图811选用Z型3、确定带轮的基准直径dd，并验算带速v1）、初选小带轮基准直径dd1，由表87,89,取dd1=63mm2）、验算带速vv=dd1nm601000=631390601000=4.59m/s鉴于工作机低速轻载，故带速小于5m/s也认为合适3）、计算大带轮基准直径dd2dd2=idd1=263=126mm由图89取标准值为dd2=125mm4、确定V带的中心距a和基准长度Ld1）、初定中心距0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0.7(63+125)a02(63+125)132a0376 取a0=280mm2）、计算带所需的基准长度Ld02a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2280+263+125+125-6324280=859mm由表82选带的基准长度Ld=920mm3）、计算实际中心距aaa0+Ld-Ld02=280+920-8592=311mm中心距的变化范围为amin=a-0.015Ld=311-0.015920=297mmamax=a+0.03Ld=311+0.03920=339mm5、验算小带轮上的包角11180-dd2-dd157.3a=180-(125-63)57.33111691206、计算带的根数z1）、计算单根V带的额定功率Pr由dd1=63mm，nm=1390rmin，由表84插值得P0=0.2128kW由nm=1390rmin，i=2，Z型带，查表85得P0=0.03kW由表86插值得K=0.976，查表2得KL=1.04Pr=P0+P0KKL=0.2128+0.030.9761.04=0.2465kW2）、计算V带的根数zz=PcaPr=0.46360.2465=1.9 取z=2根7、计算单根V带的初拉力F0由表83得Z型带的单位长度质量为q=0.060kg/mF0=5002.5-KPcaKzv+qv2=500(2.5-0.976)0.46360.97624.59+0.064.592=41N8、计算压轴力FpFp=2zF0sin12=2241sin1692=163N9、带轮结构设计小带轮采用实心式，大带轮采用腹板式，大带轮轮毂宽度取L=28mm，B=26mm。结构从略。10、主要设计结论选用Z型普通V带2根，带基准长度920mm，带轮基准直径dd1=63mm，dd2=125mm，中心距控制在a=297339mm，单根带初拉力F0=41N，带轮安装角度为30。（二）、高速级齿轮传动设计已知采用斜齿轮传动，高速轴输入功率P=0.4047Kw,小齿轮转速n1=695r/min，传动比u=3.62，工作寿命8年，每年按300天算，两班制，连续单向运转，工作时有轻微振动，空载启动。1、确定齿轮类型 精度等级 材料及齿数（1）、根据传动方案及减速箱高速级要求，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角=20（2）、参考表1062，通用减速器齿轮精度等级范围68，主动齿轮偏上限选取，故选6级精度（3）、由表101选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS（4）、选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=87（5）、初选螺旋角=142、按齿面接触疲劳强度设计（1）、试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)21）、确定式中各参数值试选载荷系数KHt=1.3小齿轮传递的转矩高速轴的输出功率P=P2=0.40470.99=0.4007kWT1=9550103Pn1=95501030.4007695=5506Nmm由图1020查取区域系数ZH=2.433由表107选取齿宽系数d=1由表105查取材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2计算接触疲劳强度用重合系数Zt=arctan(tanncos)=arctan(tan20cos14)=20.562at1=arccosz1costz1+2han*cos=arccos24cos20.56224+21cos14=29.974at2=arccosz2costz2+2han*cos=arccos87cos20.56287+21cos14=23.671=z1tanat1-tant+z2tanat2-tant2=24tan29.974-tan20.562+87(tan23.671-tan20.562)2=1.646=dz1tan=124tan14=1.905Z=4-31-+=4-1.64631-1.905+1.9051.646=0.669螺旋角系数ZZ=cos=cos14=0.985计算接触疲劳许用应力H由图1025d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=650MPa ， Hlim2=550MPa计算应力循环次数N1=60n1jLh=606951283008=1.601109N2=N1u=1.60110987/24=4.417108由图1023查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.91，KHN2=0.94取失效概率为1%，安全系数S=1H1=KHN1Hlim1S=0.916501=591.5MPaH2=KHN2Hlim2S=0.945501=517MPa取H1和H2中较小者，即H=H2=517MPa2）、试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtT1du+1uZHZEZZH2=321.3550618724+187242.433189.80.6690.9855172=18.496mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）、数据准备圆周速度v=d1tn1601000=18.496695601000=0.673m/s齿宽bb=dd1t=118.496=18.496mm2）、计算实际载荷系数KH由表102查得使用系数KA=1.25根据v=0.673m/s，6级精度，由图108查得动载系数KV=1.02齿轮的圆周力Ft1=2T1d1t=2550618.496=595.4NKAFt1/b=1.25595.4/18.496=40.24N/mm100N/mm由表103查得齿间载荷分配系数KH=1.4由表104插值得6级精度小齿轮相对支撑非对称布置时齿向载荷分布系数KH=1.400载荷系数KH=KAKVKHKH=1.251.021.41.400=2.4993）、用实际载荷系数计算分度圆直径d1=d1t3KHKHt=18.49632.4991.3=22.998mm对应的齿轮模数mn=d1cos/z1=22.998cos14/24=0.93mm由表1013取标准模数mn=1.5mm4）、确定齿轮各参数齿数 z1=24 , z2=87中心距a=z1+z2mn2cos=24+871.52cos14=85.799mm考虑模数从0.93mm增大圆整至1.5mm，为此将中心距减小圆整为85mm按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(z1+z2)mn2a=arccos(24+87)1.5285=11.646计算小、大齿轮分度圆直径d1=z1mncos=241.5cos11.646=36.76mmd2=z2mncos=871.5cos11.646=133.24mm计算齿轮宽度b=dd1=136.76=36.767mm取b2=38mm，b1=45mm圆周速度v=d1n1601000=36.76695601000=1.34m/s3、按齿根弯曲疲劳强度校核根据公式F=2KFT1YFaYSaYYcos2dmn3z12F1）、确定式中各参数值根据v=1.34m/s，6级精度，由图108查得动载系数KV=1.03齿轮的圆周力Ft1=2T1d1=2550636.76=299.6NKAFt1/b=1.25299.6/36.76=10.19N/mm100N/mm由表103查得齿间载荷分配系数KF=1.4由表104用插值法得KH=1.403结合bh=b2han*+cn*mn=36.76(21+0.25)1.5=10.89查图1013得KF=1.34载荷系数KF=KAKVKFKF=1.251.031.41.34=2.415计算弯曲疲劳强度用重合度系数Yt=arctan(tanncos)=arctan(tan20cos11.646)=20.386b=arctantancost=arctantan11.646cos20.386=10.934at1=arccosz1costz1+2han*cos=arccos24cos20.38624+21cos11.646=29.930at2=arccosz2costz2+2han*cos=arccos87cos20.38687+21cos11.646=23.548=z1tanat1-tant+z2tanat2-tant2=24tan29.930-tan20.386+87(tan23.548-tan20.386)2=1.668V=cos2b=1.668cos210.934=1.730=dz1tan=124tan11.646=1.575Y=0.25+0.75V=0.25+0.751.730=0.684计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY=1-120=1-1.57511.646120=0.847选取YFa ，YSa斜齿轮当量齿数为zV1=z1cos3=24cos311.646=25.55zV2=z2cos3=87cos311.646=92.6查图1017得齿形系数YFa1=2.65，YFa2 =2.20查图1017得应力修正系数YSa1=1.59，YSa2=1.79计算弯曲疲劳许用应力F由图1024c查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Flim1=500MPa ， Flim2=380MPa由图1022查取接触疲劳寿命系数KFN1=0.89，KFN2=0.91取弯曲疲劳安全系数S=1.4F1=KFN1Flim1S=0.895001.4=317.86MPaF2=KFN2Flim2S=0.913801.4=247MPa校核弯曲强度F1=2KFT1YFa1YSa1YYcos2dmn3z12=22.41555062.651.590.8470.684cos211.64611.53242=32.036MPaF1 满足F2=2KFT1YFa2YSa2YYcos2dmn3z12=22.41555062.201.790.8470.684cos211.64611.53242=29.946MPaF2 满足齿根弯曲疲劳强度满足要求，且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。4、主要设计结论齿数z1=24，z2=87，模数mn=1.5mm，压力角20，螺旋角=11.646=113846，变位系数x1=x2=0，中心距a=85mm，齿宽b1=45mm，b2=38mm，小齿轮用40Cr（调质），大齿轮用45钢（调质），齿轮按6级精度设计。（三）、低速级齿轮传动设计已知采用直齿轮传动，低速轴输入功率P=0.3966Kw,小齿轮转速n1=192r/min，传动比u=3.2，工作寿命8年，每年按300天算，两班制，连续单向运转，工作时有轻微振动，空载启动。1、确定齿轮类型 精度等级 材料及齿数（1）、根据传动方案及减速箱高速级要求，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角=20（2）、参考表1062，通用减速器齿轮精度等级范围68，故选7级精度（3）、由表101选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS（4）、选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=772、按齿面接触疲劳强度设计（1）、试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZH)21）、确定式中各参数值试选载荷系数KHt=1.3小齿轮传递的转矩低速轴的输出功率P=P2=0.39660.99=0.3926kWT1=9550103Pn1=95501030.3926192=19528Nmm由图1020查取区域系数ZH=2.5由表107选取齿宽系数d=1由表105查取材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2计算接触疲劳强度用重合系数Za1=arccosz1cosz1+2ha*=arccos24cos2024+21=29.841a2=arccosz2cosz2+2ha*=arccos77cos2077+21=23.666=z1tana1-tan+z2tana2-tan2=24tan29.841-tan20+77(tan23.666-tan20)2=1.711Z=4-3=4-1.7113=0.873计算接触疲劳许用应力H由图1025d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=650MPa Hlim2=550MPa计算应力循环次数N1=60n1jLh=601921283008=4.4108N2=N1u=4.410877/24=1.4108由图1023查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.97取失效概率为1%，安全系数S=1H1=KHN1Hlim1S=0.956501=617.5MPaH2=KHN2Hlim2S=0.975501=533.5MPa取H1和H2中较小者，即H=H2=533.5MPa2）、试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtT1du+1uZHZEZH2=321.31952817724+177242.5189.80.873533.52=34.242mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）、数据准备圆周速度v=d1tn1601000=34.242192601000=0.34m/s齿宽bb=dd1t=134.242=34.242mm2）、计算实际载荷系数KH由表102查得使用系数KA=1.25根据v=0.34m/s，7级精度，由图108查得动载系数KV=1.02齿轮的圆周力Ft1=2T1d1t=21952834.242=1140.6NKAFt1/b=1.251140.6/34.242=41.6N/mm100N/mm由表103查得齿间载荷分配系数KH=1.2由表104插值得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时齿向载荷分布系数KH=1.416载荷系数KH=KAKVKHKH=1.251.021.21.416=2.1663）、用实际载荷系数计算分度圆直径d1=d1t3KHKHt=34.24232.1661.3=40.59mm对应的齿轮模数m=d1/z1=40.59/24=1.69mm由表1013取标准模数m=2mm4）、确定齿轮各参数齿数 z1=24 , z2=87中心距a=z1+z2m2=24+8722=101mm计算小、大齿轮分度圆直径d1=z1m=242=48mmd2=z2m=772=154mm计算齿轮宽度b=dd1=148=48mm取b2=48mm，b1=55mm圆周速度v=d1n1601000=48192601000=0.48m/s3、按齿根弯曲疲劳强度校核根据公式F=2KFT1YFaYSaYdm3z12F1）、确定式中各参数值根据v=0.48m/s，7级精度，由图108查得动载系数KV=1.03齿轮的圆周力Ft1=2T1d1=21952848=813.7NKAFt1/b=1.25813.7/48=21.2N/mm100N/mm由表103查得齿间载荷分配系数KF=1.2由表104用插值法得KH=1.419结合bh=b2ha*+c*m=48(21+0.25)2=10.67查图1013得KF=1.34载荷系数KF=KAKVKFKF=1.251.031.21.34=2.07计算弯曲疲劳强度用重合度系数YY=0.25+0.75=0.25+0.751.711=0.688选取YFa ，YSa查图1017得齿形系数YFa1=2.65，YFa2 =2.24查图1017得应力修正系数YSa1=1.59，YSa2=1.76计算弯曲疲劳许用应力F由图1024c查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Flim1=500MPa Flim2=380MPa由图1022查取接触疲劳寿命系数KFN1=0.91，KFN2=0.92取弯曲疲劳安全系数S=1.4F1=KFN1Flim1S=0.915001.4=325MPaF2=KFN2Flim2S=0.923801.4=249.7MPa校核弯曲强度F1=2KFT1YFa1YSa1Ydm3z12=22.07195282.651.590.688123242=50.86MPaF1 满足F2=2KFT1YFa2YSa2Ydm3z12=22.07195282.241.760.688123242=47.59MPaF2 满足齿根弯曲疲劳强度满足要求，且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。4、主要设计结论齿数z1=24，z2=77，模数m=2mm，压力角20，变位系数x1=x2=0，中心距a=101mm，齿宽b1=55mm，b2=48mm，小齿轮用40Cr（调质），大齿轮用45钢（调质），齿轮按7级精度设计。（四）、高速轴及轴上零件的设计计算及校核1、轴的设计（1）、已知高速轴的输入功率P=0.4047kW,转速n1=695r/min输出功率P=P2=0.40470.99=0.4007kW高速轴传递的转矩T1=5560Nmm高速轴输出的转矩T1=5506Nmm（2）、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为40Cr，调质处理，根据表153，取A0=105dmin=A03Pn1=10530.4047695=8.77mm最小轴颈处安装带轮，需开键槽，故将轴颈增加5%-7%，取最小轴颈为d=12mm（3）、轴的结构设计1）、轴上零件的定位，固定和装配普通齿轮减速器中的轴支承跨距较小，常采用两端单向固定支承，轴承内圈由轴肩或套筒定位，外圈由轴承端盖作轴向固定。周向固定由相应的配合实现，轴呈阶梯状，轴上零件从两端顺序装入。2）、确定轴各段直径和长度1段：d1=12mm，长度取L1=27mm2段：d2=15mm，长度取L2=54mm3段：初选用6004型深沟球轴承，其参数为dDB=204212mmmmmm挡油盘长度取14mmd3=20mm，长度取L3=26mm4段：d4=26mm，长度取L4=67mm5段：d5=39.76mm，长度取L5=45mm6段：d6=26mm，长度取L6=8mm7段：d7=20mm，长度取L7=27mm由上述各轴段长度可算得轴支承跨距L=160mm（4）、按弯扭复合强度计算1）、小齿轮受力分析：已知分度圆直径d=36.76mm，T1=5506Nmm圆周力Ft1=2T1d=2550636.76=299.56N径向力Fr1=Ft1tanncos=299.56tan20cos11.646=111.32N轴向力Fa1=Ft1tan=299.56tan11.646=61.74N2）、带轮压轴力的分解带轮安装角度为30（大小带轮中心连线与水平面成30角）压轴力Fp=163N，FPH=FPcos30=141.16N, FPV=FPsin30=81.5N3）、计算轴的弯矩和扭矩Ma=Fad2=61.7436.762=1134.78NmmFNH1=FPH73+160-50.5Fr-Ma160=141.1673+160-50.5111.32-1134.78160=163.34NFNH2=FNH1+Fr-FPH=163.34+111.32-141.16=133.5NFNV1=FPV73+160-50.5Ft160 =81.573+160-50.5299.56160=24.14NFNV2=FNV1+Ft-FPV=24.14+299.56-81.5=242.2NMH1=73FPH=73141.16=10304.68NmmMH2=MH1Ma=6741.75+1134.78=7876.53NmmMV1=73FPV=7381.5=5949.5NmmMV2=50.5FNV2=50.5242.2=12231.1NmmM1=MH12+MV12=10304.682+5949.52=11899NmmM2=MH22+MV22=7876.532+12231.12=14547.84NmmT1=5560Nmm根据以上数据可知危险截面为B截面（综合考虑弯扭复合强度和轴颈大小），考虑轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6ca=M12+(T1)2W=118992+(0.65560)20.1203=15.45MPa查表151材料为40Cr，调质处理，-1=70MPa因cae1，Fa2Fr2=0e2因轴承运转中有轻微振动，按表136，fd=1.01.2，取fd=1.2Pr1=fd(0.56Fr1+YFa1)Pr2=fdFr2Y值由表135插值得Y=2.17Pr1=fd0.56Fr1+YFa1=1.20.56165.11+2.1761.74=271.73NPr2=fdFr2=1.2276.56=331.87N（5）、验算轴承寿命因Pr1Lh满足寿命要求3、键的选择及校核（1）、选择键的类型和尺寸因带轮装在轴端，选用圆头普通平键（C型）参考轴的直径d=12mm，从表61中查得键的截面尺寸为bh=44(mmmm),取键长L=22mm（比带轮轮毂宽度小些）。（2）、校核键连接的强度键、轴、轮毂的材料都是钢，由表62查得许用挤压应力P=100-120MPa,取其平均值，P=110MPa，键的工作长度l=L-0.5b=22-0.54=20mm已知需要传递的转矩T=5560Nmm=5.56NmmP=4000Thld=40005.5642012=23.17MPaP，合适键的标记为：GB/T 1096 键C 4422（五）、中间轴及轴上零件的设计计算及校核1、轴的设计（1）、已知中间轴的输入功率P=0.3966kW,转速n2=192r/min输出功率P=P2=0.39660.99=0.3926kW中间轴传递的转矩T2=19727Nmm中间轴输出的转矩T2=19528Nmm（2）、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表153，取A0=112dmin=A03Pn2=11230.3966192=14.26mm最小轴颈处安装轴承，两处需开键槽，故将轴颈增加10%-15%，取最小轴颈为d=20mm（3）、轴的结构设计1）、轴上零件的定位，固定和装配普通齿轮减速器中的轴支承跨距较小，常采用两端单向固定支承，轴承内圈由轴肩或套筒定位，外圈由轴承端盖作轴向固定。周向固定由相应的配合实现，轴呈阶梯状，轴上零件从两端顺序装入。2）、确定轴各段直径和长度1段：初选用6204型深沟球轴承，其参数为dDB=204714mmmmmm挡油盘长度取14mm，套筒长度取9mmd1=20mm，长度取L1=39mm2段：d2=22mm，长度取L2=53mm3段：d3=28mm，长度取L3=8mm4段：d4=22mm，长度取L4=36mm5段：d5=20mm，长度取L5=42mm由上述各轴段长度可算得轴支承跨距L=162mm（4）、按弯扭复合强度计算1）、受力分析小齿轮受力分析：已知分度圆直径d=48mm，T2=19528Nmm圆周力Ft1=2T1d=21952848=813.67N径向力Fr1=Ft1tan=813.67tan20=296.15N大齿轮受力分析：已知大齿轮分度圆直径D=133.24mm圆周力Ft2=299.56N径向力Fr2=111.32N轴向力Fa2=61.74N2）、计算轴的弯矩和扭矩Ma=Fa2D2=61.74133.242=4113.12NmmFNH1=105.5Fr1+Ma-51FPH160=105.5296.15+4113.12-51111.32162=183.21NFNH2=Fr1-Fr2-FNH1=296.15-111.32-183.21=1.62NFNV1=105.5Ft1+