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 90mm 50mm 35mm 香皂盒子尺寸 95mm 60mm 35mm 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 Pcd Pd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 m 3 则 0 125kg 0 785kg m 0 25m 0 3125kg 推杆香皂总 mm m 滑动摩擦系数查表得 0 1 4 0 1 0 3125kg 9 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 85 0 99 0 96 0 99 0 96 0 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 125kg 6 0 6kg m 2m 2 575kg 链条香皂总 mm m 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 96 0 9 0 99 0 96 0 96 0 96 0 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 4 6 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 08A 1 进行校核强度 节距 1 p 12 7mm 质量 0 6kg m 3 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 1 0 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 s 30m 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 311 361 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 f min Z8 52 07 0120 3 738 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 5 3 7 得 取轮毂宽度为 L 45mm 腹板厚度 1 mmBC6 7 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 15 3 1 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 8 20mm 34 2mm 取 d1 35mm 键的宽度 b 6mm 117 0 065 0 078 0 030 0 查表 8 11 7 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 5 3 7 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 34 1 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 17N mm 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 0368 109 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 1 23 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 25 1 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 1 1 1 1 417 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 2 24 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 24 1 24mm 48 1 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 18 0 98 0 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 55 106 9 55 1060 17 30 54116 7 N mm 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 60 30 1 2 8 300 5 4 32 107 N2 60n2jLh 60 30 1 2 8 300 5 4 32 107 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 MPa 55806039 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 5 0 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 be H K 所以由公式得 1 5 1 10 1 65 beHFH KKK 1 5 接触强度载荷系数 1 0 1 0 1 0 1 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 17 6 5 110 5mm d2 z2m 17 6 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 0 1 0 1 0 1 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 3 3 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 3 4 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 3 5 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 2 1 5 dh 22 4 28 5mm l b 取 b 55mm 2 5mn 7 5mm 7 5 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 2 5 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 d D T 25mm 42mm 12mm 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 32mm 2d 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 b h 6mm 6mm 键槽用键槽铣刀加工 查文献 1 表 6 1 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mmNM 9680 63311 99096 4 22 扭矩 TmmNT 3979 17 表 3 6 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 3 2 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 25 78 齿轮轴 25 18 23 39 19 43 第二根轴 14 55 15 20 齿轮轴 19 2 29 5 19 29 14 30 第三根轴 14 56 15 29 19 29 29 5 19 2 齿轮轴 14 30 第四根轴 14 55 15 20 19 35 29 5 19 39 5 14 30 表 3 7 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 d D T 25mm 42mm 12mm 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 13 10 因为 dn 均小于 2 3 105mm r min 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 13 11 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 13 12 选择 3 号钠基润滑脂 轴承工作温度 40o 80o dn 80000 mm r min 1 使用环境干燥 表 3 8 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 5 3 可选出键的 b h 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 b h L 6 6 40 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 3 8 19373 103 979172102 33 2 第二根轴上的键 1 单圆头普通平键 b h L 5 5 32 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 b h L 6 6 28 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 b h L 5 5 32 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 b h L 6 6 28 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 b h L 5 5 32 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 b h L 6 6 36 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b h L 轴 N9毂 JS9轴 t毂 t1 b h L 轴 N9毂 JS9轴 t毂 t1 第一根轴 6 6 40 0 0 030 0 0 15 3 5 0 12 8 0 1 第二根轴 5 5 25 0 0 030 0 0 15 3 0 0 12 3 0 1 6 6 25 0 0 030 0 0 15 3 5 0 12 8 0 1 第三根轴 5 5 25 0 0 030 0 0 15 3 0 0 12 3 0 1 6 6 25 0 0 030 0 0 15 3 5 0 12 8 0 1 第四根轴 5 5 25 0 0 030 0 0 15 3 0 0 12 3 0 1 6 6 36 0 0 030 0 0 15 3 5 0 12 8 0 1 表 3 8 轴承型号及润滑选择 3 4 1 螺纹的计算 分析减速器处的箱体连接螺栓的受力情况 1 材料选 Q235 性能等级 4 6 查表 5 8 得此螺栓的屈服极限为 240MPa 安 s 全系数查表 5 10 选 S 1 5 则螺栓的许用拉应力 MPa s 160 5 1 240 s 2 N r T F875 214 100 5 21487 max max 螺栓总拉力为 对于连接螺栓 取 max12 FFF max1 FF NFF214 875 max1 所以 NFFFF429 752 maxmax12 2 螺栓危险截面的拉伸强度条件为 2 1 2 ca 4 3 1 d F 所以 最小截面 mm 1 2 160 75 4293 143 14 2 1 F d 所以可以取常用值 选螺栓 M12 符合强度要求 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 27 页 共 32 页 其他 螺纹校核同理可得 3 4 1 联轴器的计算 用联轴器连接的两轴 由于制造和安装误差 受载后的变形 轴承磨损以及温度 变化等因素的影响 往往不能不能保证严格的对中 两轴间会产生一定程度的相对位 移或偏斜等误差 因此联轴器除了能传递所需的转矩外 还应在一定程度上具有补偿 两轴间偏移的性能 以避免轴 轴承和联轴器在工作中引起附加动载荷和强烈的振动 从而破坏机器的正常工作 1 类型选择 为了适应不同工作的需要 人们设计了多种形式的联轴器 一般机械式联轴器可 分为三大类 1 刚性联轴器 它要求被连接的两轴严格对中而没有相对偏移 2 挠性联轴器 它允许并能补偿两轴间的相对位移 按补偿偏移的方式不同可 分为无弹性原件挠性联轴器和有弹性元件挠性联轴器 3 安全联轴器 它限制被连接两轴传递转矩的数值 超出此数值则自行断开 因为载荷平稳 中小转矩 且为了隔离振动与冲击 所以选用弹性套柱销联轴器 材料为 35 钢 2 载荷计算 公称转矩 T 7560 4 N mm 由表 14 1 查得 KA 1 3 故由式 14 1 得计算转矩为 Tca KAT 1 3 7560 4 9828 52 N mm 9 82852 N m 3 型号选择 从 机械设计手册 29 153 中查得 TL2 的许用转矩为 16 N m 许用最大转速为 7600 r min 周径为 12 19 mm 之间 故合用 桂林电子科技大学课程设计说明书 第 28 页 共 32 页 4 箱体结构设计及润滑 1 减速器的润滑 1 齿轮传动的润滑 齿轮的圆周速度小于 1m s 选用人工定期润滑 选用机械 油 GB443 84 32 号 2 滚动轴承的润滑 滚动轴承的 d n 值都小于 10mm r min 选用脂润滑方式 只需在最初装配 4 10 时和每隔一定时间 通常每年 1 2 次 将润滑脂填充到轴承空隙 填充量为轴承内部 空间的 1 2 1 3 中即可 选用滚珠轴承脂润滑 SY1514 82 2 减速器的密封 1 轴伸出端的密封