毕业论文终稿-搓丝机传动装置设计（送全套CAD图纸 资料打包）

学院ZHENJIANGCOLLEGE毕业设计论文搓丝机传动装置设计英文论文题目（16PTTIMENEWROMAN，BOLD）系名（四号宋体）专业班级（四号宋体）学生姓名（四号宋体）学号（四号宋体）指导教师姓名（四号宋体）指导教师职称（四号宋体）年月ABSTRACTII买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑ABSTRACTIV摘要图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑摘要搓丝机用于加工轴辊螺纹，上搓丝板安装在机头上，下搓丝板安装在滑块上。加工时，下搓丝板随滑块作往复运动，工件在上下搓丝板之间搓制出与搓丝板一致的螺纹。其主要由床身、传动系统、滑块、机头、送料装置、上搓丝板、工件、下搓丝板构成。本次设计主要针对搓丝机传动装置进行设计。首先，通过对搓丝机结构及原理进行分析，在此分析基础上提出了搓丝机的总体结构方案和本案要重点设计的传动装置的设计方案；接着，对主要技术参数进行了计算选择；然后，对各主要零部件进行了设计与校核；最后，通过AUTOCAD制图软件绘制了搓丝机总装图、传动装置装配图及主要零部件图。通过本次设计，巩固了大学所学专业知识，如机械原理、机械设计、材料力学、公差与互换性理论、机械制图等；掌握了普通机械产品的设计方法并能够熟练使用AUTOCAD制图软件，对今后的工作于生活具有极大意义。关键词搓丝机，传动装置，齿轮，轴镇江市高等专科学校毕业设计（论文）IIABSTRACTROLLTHEROLLERAXISFORMACHININGTHREAD,THREADROLLINGPLATEMOUNTEDONTHEMACHINEHEAD,UNDERROLLPLATEMOUNTEDONTHESLIDERWHENPROCESSED,THENEXTROLLPLATEWITHASLIDERTORECIPROCATE,THEWORKPIECEBETWEENTHEUPPERANDLOWERPLATESRUBROLLMADEACONSISTENTANDROLLBOARDTHREADWHICHISMAINLYCOMPOSEDOFBED,DRIVE,SLIDER,NOSE,FEEDINGDEVICE,THEROLLPLATE,THEWORKPIECE,UNDERROLLPLATETHEDESIGNFOCUSEDONROLLGEARDESIGNFIRST,BYCARRYINGONTHETHREADROLLINGMACHINESTRUCTUREANDPRINCIPLEANALYSIS,THEANALYSISPRESENTEDINTHISTHREADROLLINGMACHINEANDTHEOVERALLSTRUCTUREOFTHEPROGRAMDESIGNEDTOFOCUSONTHECASEDESIGNBASEDONGEARINGNEXT,THEMAINTECHNICALPARAMETERSWERECALCULATEDSELECTIONTHEN,FOREACHOFTHEMAINCOMPONENTSWEREDESIGNEDANDVERIFICATIONANDFINALLY,THROUGHTHEAUTOCADDRAWINGSOFTWARETODRAWTHETHREADROLLINGMACHINEASSEMBLYDIAGRAM,THEMAINGEARASSEMBLYDRAWINGSANDPARTSDIAGRAMTHROUGHTHISDESIGN,THECONSOLIDATIONOFTHEUNIVERSITYISEXPERTISE,SUCHASMECHANICALPRINCIPLES,MECHANICALDESIGN,MECHANICSOFMATERIALS,TOLERANCESANDINTERCHANGEABILITYTHEORY,MECHANICALDRAWING,ETCMASTEREDTHEDESIGNMETHODOFGENERALMACHINERYPRODUCTSANDBEABLETOSKILLFULLYUSEAUTOCADDRAWINGSOFTWAREFORTHEFUTUREWORKOFGREATSIGNIFICANCEINLIFEKEYWORDSTHREADROLLINGMACHINES,GEAR,GEARS,SHAFTS目录图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑目录摘要IABSTRACTII第1章绪论111搓丝机简介112搓丝机研究现况1第2章方案拟定221设计要求2221主要技术条件2222参数要求222方案设计2221总体方案设计2222传动装置方案设计3第3章总体参数计算与选择431参数分析432电动机的选择4321选择电动机类型4322电动机容量的选择4323电动机转速的选择533分配传动比5331总传动比5332分配传动比534运动和动力参数计算6341各轴的转速6342各轴的输入功率6343各轴的输入转矩6第4章主要零部件的设计841V带传动的设计8411V带的基本参数8412带轮结构的设计1042高速级齿轮传动设计10421齿轮的类型10镇江市高等专科学校毕业设计（论文）IV422尺面接触强度较合11423按轮齿弯曲强度设计计算12424验算齿面接触强度15425验算齿面弯曲强度1543低速级齿轮传动设计15431齿轮的类型15432尺面接触强度较合16433按轮齿弯曲强度设计计算17434验算齿面接触强度20435验算齿面弯曲强度2044轴及轴承装置、键的设计20441输入轴的设计20442中间轴的设计23443输出轴的设计25444轴承及键的校核和寿命计算2845润滑与密封32451润滑方式的选择32452密封方式的选择32453润滑油的选择3246箱体结构尺寸设计32总结34参考文献35致谢36第1章绪论图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑第1章绪论11搓丝机简介搓丝机，是专业生产螺丝的设备。有多种规格的搓丝机，如，自动搓丝机、平板搓丝机、半自动搓丝机、全自动搓丝机、高速搓丝机等。搓丝机轻便、灵活、高效以及具有其它类似设备无法取代的优点。搓丝机避免了车床、钻床或手动攻丝的局限，省时、省力、不易烂牙、丝锥不易折断等。搓丝机适用于所有机械制造行业，机床、模具厂机械、塑胶机械、印刷机械、包装机械制造厂、工程机械、汽车摩托车零部件、航空发动机、机车车辆、烟草机械以及通用机械等行业。图11搓丝机12搓丝机研究现况螺纹原理的应用可追溯到公元前220年希腊学者阿基米德发明的螺旋提水工具。公元4世纪，地中海沿岸国家在酿酒用的压力机上开始应用螺栓和螺母的原理。1500年左右，意大利人列奥纳多达芬奇绘制的螺纹加工装置草图中，已有应用母丝杠和交换齿轮加工不同螺距螺纹的设想。此后，机械切削螺纹的方法在欧洲钟表制造业中有所发展。1760年，英国人J怀亚特和W怀亚特兄弟获得了用专门装置切制木螺钉的专利。1778年，英国人J拉姆斯登曾制造一台用蜗轮副传动的螺纹切削装置，能加工出精度很高的长螺纹。1797年，英国人莫兹利在由他改进的车床上，利用母丝杠和交换齿轮车削出不同螺距的金属螺纹，奠定了车削螺纹的基本方法。19世纪20年代，莫兹利制造出第一批加工螺纹用的丝锥和板牙。20世纪初，汽车工业的发展促进了螺纹的标准化和螺纹加工方法的发展，各种自动张开板牙头和自动收缩丝锥相继发明，螺纹铣削开始应用。30年代初，出现了螺纹磨削。螺纹滚压技术虽在19世纪初期就有专利，但因模具制造困难，发展很慢，直到第二次世界大战时期，由于军火生产的需要和螺纹磨削技术的发展解决了模具制造的精度问题，才获得迅速发展。镇江市高等专科学校毕业设计（论文）2第2章方案拟定21设计要求221主要技术条件设计一用于搓丝机的传动装置，该搓丝机的技术条件如下该机用于加工轴辊螺纹，上搓丝板安装在机头上，下搓丝板安装在滑块上。加工时，下搓丝板随滑块作往复运动。在起始（前端）位置时，送料装置将工件送入上、下搓丝板之间。滑块往复运动时，工件在上下搓丝板之间搓制出与搓丝板一致的螺纹。搓丝板共两对，可同时搓出工件两端的螺纹。滑块往复运动一次，加工一件。（1）室内工作，生产批量为5台；（2）动力源为三相交流380/220V，电动机单向运转，载荷较平稳；（3）使用期限为10年，大修周期为3年，双班制工作；（4）专业机械厂制造，可加工7、8级精度齿轮、蜗轮。222参数要求（1）最大加工直径（6、8、10、12、16）MM；（2）最大加工长度（160、180、200）MM（3）滑块行程（300、320、340、360）MM（4）公称搓动力为（8、9、10）KN（5）生产率为（40、32、24）件/分。22方案设计221总体方案设计第2章方案拟定图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑1床身2传动系统3滑块4机头5送料装置6上搓丝板7工件8下搓丝板图21搓丝机总体方案简图222传动装置方案设计考虑到螺纹的搓丝加工对传动装置的刚度和精度要求均比较高，并且本次设计的搓丝机传动装置的减速比并不大（输出转速为2440R/MIN），因此采用二级圆柱齿轮减速器即可。为保证传动的平稳性，两级齿轮均采用斜齿轮传动，传动装置结构简图如下图22搓丝机传动装置方案简图镇江市高等专科学校毕业设计（论文）4第3章总体参数计算与选择31参数分析根据设计参数要求可得最大加工直径D最大加工长度L滑块行程S公称搓动力F生产率件/分NV（M/S）V2SN/60P（KW）PFV30084004323209320341306934002722726810121616018020036010240288288为了确保该搓丝机同时满足所需功率和转速要求，通过对上述参数的对比分析选取最后一组数据即曲柄滑块机构所需功率P288KW，传动装置输出转速N24R/MIN，进行设计计算。32电动机的选择321选择电动机类型电动机是标准部件。因为室内工作，运动载荷平稳，所以选择Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。322电动机容量的选择1）搓丝机所需要的功率为P23KW2）电动机的输出功率为00KPP电动机至滚筒轴的传动装置总效率。取V带传动效率，圆柱齿轮传动效率，滚子轴承效率96019802，曲柄滑块机构，电动机至滚筒轴的传动装置总效率为98034第3章总体参数计算与选择583069809603254213）电动机所需功率为KWPW48300因有轻微震动，电动机额定功率只需略大于即可，查机械设计手册M0P表191选取电动机额定功率为4KW。323电动机转速的选择传动装置输出转速IN/24RNW展开式二级减速器推荐的传动比为308V带的传动比为带I得总推荐传动比为16带减I所以电动机实际转速的推荐值为MIN/28034RINW符合这一范围的同步转速为750、1000、1500R/MIN。综合考虑传动装置机构紧凑性和经济性，选用同步转速1000R/MIN的电机。型号为Y132M16，满载转速，功率4。IN/960RMKW33分配传动比331总传动比满载转速。故总传动比为MIN/960RNM40296WMI332分配传动比为使传动装置尺寸协调、结构匀称、不发生干涉现象，选V带传动比；3带I则减速器的传动比为；3140带减I考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应该有相近的浸油深度。则两级齿轮的高速级与低速级传动比的值取为13，取21II镇江市高等专科学校毕业设计（论文）6则；243131II；2312I减34运动和动力参数计算341各轴的转速1轴MIN/320961RINM带2轴I/17412I3轴IN/823962RIN342各轴的输入功率1轴KWP32960431012轴198223轴K06433343各轴的输入转矩电机轴MNNPT423960595001轴123112轴MNNPT859761950223轴213433整理列表第3章总体参数计算与选择7轴名功率KWP/转矩MNT/转速IN/R传动比电机轴34634429601轴3322991432032轴319399857619423轴3064122895238132第4章主要零部件的设计8第4章主要零部件的设计41V带传动的设计411V带的基本参数1）确定计算功率CP已知；KW463MIN/960RN查机械设计基础表138得工况系数；21AK则KWKPKAC543212）选取V带型号根据、查机械设计基础图1315选用A型V带,CMN3）确定大、小带轮的基准直径D（1）初选小带轮的基准直径；D06（2）计算大带轮基准直径；MIDD643102163021）（）（带圆整取，误差小于5，是允许的。M3524）验算带速SSNDV/25,/3510694106带的速度合适。5）确定V带的基准长度和传动中心距中心距27021021DDA初选中心距M5（2）基准长度镇江市高等专科学校毕业设计（论文）9MADDALD8162504163106435022022210对于A型带选用LD（3）实际中心距MAD4592816032006）验算主动轮上的包角1由AD35718012得1209450631主动轮上的包角合适。7）计算V带的根数ZLARKPZC0，查机械设计基础表133得MIN/96NMMD16；KWP510（2），查表得；3I/0带，RMKWP10（3）由查表得，包角修正系数93193K（4）由，与V带型号A型查表得LD6L综上数据，得01493015462Z取合适。104Z8）计算预紧力（初拉力）F根据带型A型查机械设计基础表131得MKGQ/10第4章主要零部件的设计10NQVKZVPFC12463251093525019）计算作用在轴上的压轴力QFNZ54239729153SIN6I10其中为小带轮的包角。110）V带传动的主要参数整理并列表带型带轮基准直径MM传动比基准长度MMA106D35231600中心距（MM）根数初拉力N压轴力N459424611239754412带轮结构的设计1）带轮的材料采用铸铁带轮（常用材料HT200）2）带轮的结构形式V带轮的结构形式与V带的基准直径有关。小带轮接电动机，较MD106小，所以采用实心式结构带轮。42高速级齿轮传动设计421齿轮的类型1）依照设计要求，本设计高速级选用斜齿圆柱齿轮传动。2）搓丝机为一般工作机器，运转速度不高，查机械设计基础表112，选用8级精度。镇江市高等专科学校毕业设计（论文）113）材料选择材料选择选择小齿轮材料为40CR（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料为45（调质）硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS。（1）由表63查得材料的弹性影响系数2/189MPAZE查机械设计基础表115，取，。5SF0H查表114，取区域系数。2ZH（2）由图614按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPA601LIM大齿轮的接触疲劳强度极限H52LI（3）由式611计算应力循环次数911076283019606HJLNN25847（4）由图616查得接触疲劳强度寿命系数901NZ902NZ（5）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1，安全系数为S10，由式1012得MPASHN57069501LIM1ZH3982LI24）螺旋角820,初选155）齿数初选小齿轮齿数；201Z大齿轮齿数842422尺面接触强度较合32HED11ZUKT（1）取载荷K（2）两支承相对小齿轮非对称分布，故取80D第4章主要零部件的设计12（3），819EZ52HZ9830COSM85652140132D231（4）计算模数NMMZDN23201COS856COS1（5）BD430（6）计算齿轮圆周速度SNDV/36106985106423按轮齿弯曲强度设计计算因为所选材料硬小于350HBS,所以为软齿面。1）法向模数321COSFSDNYZKTM2）查机械设计基础表113，得载荷系数K133）查机械设计基础表116，得齿宽系数80D由图615查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPAFE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限382由图616查得弯曲疲劳寿命系数91NZ962N计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数为S13，由式1013得MPASZFENF85310921FEF626224）小齿轮上的转矩MNT149镇江市高等专科学校毕业设计（论文）135）齿形系数9125COS0331ZV23CS843322VZ查机械设计基础图118得，71FY152FY查机械设计基础图119得，5S8S因为0127853721FSY和比较396202FS大齿轮的数值较大。6）法向模数321COSFSDNYZKTMMN1820379085149232对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲5NM劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是有MD8561，圆整取32COSCOS1NTDZ261Z则，圆整取2094261092Z7）中心距MMZAN71415COS6COS21圆整为175MM。8）确定螺旋角361572096ARCOS2ARCOS1ZN第4章主要零部件的设计149）确定齿轮的分度圆直径MMZDNN59283615COS09172110）齿轮宽度圆整为55MMBD47801圆整后取；。B52B60111）重合度确定，查表得590184728313TAN60318TAN01ZD所以972859TM592COSN12）齿轮尺寸表将几何尺寸汇于表序号名称符号计算公式及参数选择1端面模数TMM5922螺旋角3613分度圆直径12,D8,474齿顶高AHM525齿根高F136全齿高H6757顶隙CM208齿顶圆直径12,AD98,41镇江市高等专科学校毕业设计（论文）159齿根圆直径12,FDM34276,110中心距A175MM424验算齿面接触强度MPAPAUBDKTHHEHZ5707262411675093261COS819231可知是安全的MPAPAUBDKTHHEHZ539324241592803161COS8192232校核安全。425验算齿面弯曲强度MPAYMBDKTSFNTF358175712541670322311YSAFF200288112校核安全43低速级齿轮传动设计431齿轮的类型1）依照设计要求，本设计高速级选用斜齿圆柱齿轮传动。2）搓丝机为一般工作机器，运转速度不高，查机械设计基础表112，选用8级精度。3）材料选择材料选择选择小齿轮材料为45（调质）硬度为280HBS，大齿轮第4章主要零部件的设计16材料为45（调质）硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS。（1）由表63查得材料的弹性影响系数2/189MPAZE查机械设计基础表115，取，。5SF0H查表114，取区域系数。2ZH（2）由图614按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPA601LIM大齿轮的接触疲劳强度极限H52LI（3）由式611计算应力循环次数81102983013260HJLNN8829（4）由图616查得接触疲劳强度寿命系数801NZ021NZ（5）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1，安全系数为S125，由式1012得MPASHN5860981LIM1ZH12LI24）螺旋角820,初选155）齿数初选小齿轮齿数；01Z大齿轮齿数64232432尺面接触强度较合32HED11ZUKT（1）取载荷K（2）两支承相对小齿轮非对称分布，故取80D镇江市高等专科学校毕业设计（论文）17（3），819EZ52HZ9830COSM64105561231032D3212、计算模数NM1520COS4COS1ZDN3、MDB5846014、计算齿轮圆周速度SMNDV/710634531433按轮齿弯曲强度设计计算因为所选材料硬小于350HBS,所以为软齿面。1）法向模数321COSFSDNYZKTM2）查机械设计基础表113，得载荷系数K133）查机械设计基础表116，得齿宽系数80D由图615查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPAFE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限382由图616查得弯曲疲劳寿命系数9601NZ012N计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数为S13，由式1012得MPASFENF2369151ZFEF180224）小齿轮上的转矩MNT85391第4章主要零部件的设计185）齿形系数9125COS0331ZV75COS643322VZ查机械设计基础图118得，721FY24FY查机械设计基础图119得，5S761S因为0172369571FSY和比较4942FS大齿轮的数值较大。6）法向模数321COSFSDNYZKTMMN530149085591232对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,取,已可满足弯曲强度但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强M4度算得的分度圆直径来计算应有的齿数,于是由MD64105，取265241COSCOS1NTZ则取8328326Z7）中心距MMZAN692515COS24836COS21圆整为225MM。8）确定螺旋角3142586ARCOS2ARCOS1ZN9）确定齿轮的分度圆直径镇江市高等专科学校毕业设计（论文）19MMZDNN63421COS807262110）齿轮宽度圆整为85MMBD87501圆整后取；。B82B90111）重合度确定，查表得590184725281TAN6310TAN301ZD所以42589TM134COSN12）齿轮尺寸表将几何尺寸汇于表序号名称符号计算公式及参数选择1端面模数TM1342螺旋角3分度圆直径12,D62,074齿顶高AHM45齿根高F56全齿高H97顶隙C18齿顶圆直径12,ADM6350,49齿根圆直径F2,9710中心距225MM第4章主要零部件的设计20434验算齿面接触强度MPAPAUBDKTHHEHZ586231231410758392314COS89211可知是安全的MPAPAUBDKTHHEHZ56132423163428509134COS819222校核安全。435验算齿面弯曲强度MPAYMBDKTSFNTF369125712431078592311YSAFF20572611校核安全44轴及轴承装置、键的设计441输入轴的设计（1）尺寸与结构设计计算1）高速轴上的功率P1,转速N1和转矩T1，KWP32MIN/3201RNMNT1492）初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。根3PDCN据机械设计表113，取，于是得12镇江市高等专科学校毕业设计（论文）21MD4320312该处开有键槽故轴径加大510，且高速轴的最小直径显然是安装带轮处的直径。为了使所选的轴直径与带轮的孔径相适应，故取；1D1D281。ML503）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（A）为了满足带轮的轴向定位的要求2轴段左端需制出轴肩，轴肩高度轴肩高度，取故取2段的直径，长度。DH75H3DML472B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，故选用单列圆锥滚子轴承。根据，查机械设计手册选取0基本游隙组，标准精度级的单M32列圆锥滚子轴承30207，故，轴承采用轴肩进行轴向D57L73定位，轴肩高度轴肩高度，取，因此，取。H02HD4064C齿轮处由于齿轮分度圆直径，故采用齿轮轴形式，齿轮宽度M91B60MM，齿故取。另考虑到齿轮端面与箱体间距10MM以及两级齿轮间L581位置配比，取，。ML74L64）轴上零件的周向定位查机械设计表，带轮的平键截面。4578LHB（2）强度校核计算1）求作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为，根据机械设计（轴的设计计MD9201算部分未作说明皆查此书）式1014，则NTGFDTTANTRT320613615COSCOS471923NP652）求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取A值。对于30207型圆锥滚子轴承，由手册中查得A15MM。因此，轴的支撑跨距为L172MM。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。第4章主要零部件的设计22载荷水平面H垂直面V支反力F，NNH143NF126，NFNV237156C截面弯矩MMLNH8532MMLANV1432总弯矩MV6858222MAX扭矩T903）按弯扭合成应力校核轴的强度根据式155及上表中的数据镇江市高等专科学校毕业设计（论文）23，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力60MPAWTMCA61282819443222已选定轴的材料为45CR，调质处理。由表151查得。因此70P1，故安全。1CA4）键的选择采用圆头普通平键A型（GB/T10961979）连接，联接联轴器的平键截面，。578LHBMPAP10齿轮与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴76HR的直径尺寸公差为。M442中间轴的设计1）轴2的转速和功率转矩P2319KW，N27619N/MIN，T239985NM2）求作用在齿轮上的力（1）求作用在低速级小齿轮上的力圆周力NDTFT33123104907985径向力NTR26TA4A3轴向力TA15903SI212（2）求作用在高速级大齿轮上的力。因大齿轮为从动轮，所以作用在其上的力与主动轮上的力大小相等方向相反。圆周力NFTT97512径向力NR916309176COSAN2轴向力TA45I123）初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。根3PDCN据机械设计表153，取，于是得12M893176ND332第4章主要零部件的设计24该轴有两处键槽，轴径应增加510，轴的最小直径显然是轴承处轴的直径和，故DMD54）轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度A初步选择滚动轴承。因轴承不受轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求，根据，选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥MD45滚子轴承30209型，其尺寸为，得MTD189ML18轴段取安装齿轮处的、取，根据齿轮宽并为保证D45齿轮定位准确轴段适当缩短12MM，故，LLV93轴段为两侧齿轮定位轴环，根据箱体尺寸。3V62MLI5轴上零件的周向定位齿轮采用平键联接，按，查机械设计表得平键截面MD45，联接小圆柱齿轮的平键长度为80MM，联接大圆柱齿轮的平键MHB812长度为50MM5）求轴上的载荷对于单列圆锥滚子轴承30209，A16计得，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图L731M702L843和扭矩图。如下图所示载荷水平面垂直面支反力FNNH501269NFNV37215弯矩MMH41N302MMV401N23总弯矩VH45706211M3222扭矩TNT98镇江市高等专科学校毕业设计（论文）256）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即圆柱齿轮的截面，取，轴的计算应力0MPAWTMCA5472414053398067322221）前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表，查得，因61此，安全。1CA443输出轴的设计（1）尺寸与结构设计计算1）低速轴上的功率P3,转速N3和转矩T3第4章主要零部件的设计26，KWP063MIN/8123RNMNT9512832）初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。根3DCN据机械设计表113，取，于是得12MD568123043该处开有键槽故轴径加大510，且轴的最小直径显然是安装偏心轮处的直径。故取，。1DM601L513）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（A）为了满足半联轴器的轴向定位的要求2轴段左端需制出轴肩，轴肩高度轴肩高度，取故取2段的直径，长度。H7H4MD68ML302B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，故选用单列圆锥滚子轴承。根据，查机械设计手册选取0基本游隙组，标准精度级的单MD682列圆锥滚子轴承30214，其尺寸为，故，17TDD763考虑到还需安装档油环取，轴承采用轴肩进行轴向定位，轴肩高LL541,36，度，取，因此，取。H074HD8C取安装齿轮处的轴的直径；齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。26已知齿轮轮毂的宽度为90MM，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，取，ML86DH074H则。因三根轴在箱体内的长度大致相等，取，。D05ML54L854）轴上零件的周向定位查机械设计表偏心轮的平键截面；联接圆柱齿轮LHB128的平键截面MLHB0120（2）强度校核计算1）求作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式1014，则D6342NTGFDTTANTRT2106357034COSCOS42951832）求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取镇江市高等专科学校毕业设计（论文）27A值。对于30314型圆锥滚子轴承，由手册中查得A21MM。因此，轴的支撑跨距为ML56921根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FNN35941H722NFNV50239148B截面弯矩MMLN601MLMNV36252总弯矩MVH48242MAX扭矩T18950第4章主要零部件的设计283）按弯扭合成应力校核轴的强度根据式155及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的60计算应力MPAWTMCA21601289548233222已选定轴的材料为45CR，调质处理。由表151查得。因此70P1，故安全。1CA4）键的选择（A）采用圆头普通平键A型（GB/T10961979）连接，查机械设计表，联接偏心轮的平键截面；联接圆柱齿轮的平键截面MLHB4518，。齿轮与轴的配合为，滚动轴承MLHB0120MPAP076HR与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为。M444轴承及键的校核和寿命计算（1）输入轴的轴承1）按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为深沟球轴承，轴承的预期寿命取为LH29200H由上面的计算结果有轴承受的径向力为FR134043N，轴向力为FA115990N，2）初步选择圆锥滚子轴承30207，其基本额定动载荷为CR518KN，基本额定静载荷为C0R638KN。3）径向当量动载荷NFNVHR43061875432221211R859222动载荷为，查得，则有ARYFP406R012315430由式135得AHRHLPCNL4012398660163满足要求。（2）输入轴的键1）选择键联接的类型和尺寸镇江市高等专科学校毕业设计（论文）29带轮处选用单圆头平键，尺寸为MLHB45782校核键联接的强度键、轴材料都是钢，由机械设计查得键联接的许用挤压力为MPAP120键的工作长度ML412851，合适PPADLKT5820131（3）中间轴的轴承1）选择的圆锥滚子轴承30209，尺寸为，基本MTDD18904额定动载荷。NC402）当量动载荷前面已求得，FH5231NFNH5269NFV3721FV572FA430轴承1、2受到的径向载荷为NVHR04302221211NFR165769222轴承1、2受到的轴向载荷为查简明机械工程师手册表7739得YRD31072541NYFRD862DA45031401182轴承的当量动载荷为ARPFYXF按机械设计表136查得21PFNFARP718324650704111FYXFR863222第4章主要零部件的设计303）验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力验算。21P对于滚子轴承，。3/10HCNLH832045660/102减速器的预定寿命LH96，合适。H（4）中间轴的键1）选择键联接的类型和尺寸联接小圆柱齿轮处选用圆头平键，尺寸为MHB80914联接大圆柱齿轮处选用圆头平键，尺寸为。52校核键联接的强度键、轴材料都是钢，由机械设计查得键联接的许用挤压力为。键MPAP120的工作长度，MBL6314801L32，合适PPMADLKT509722131，合适PPL8304232（5）输出轴的轴承1）选择的圆锥滚子轴承30214，尺寸为，基本MTDD24107额定动载荷。NC42）当量动载荷前面已求得，FNH3190FNH210852NFV8231NV623轴承1、2受到的径向载荷为VR9221211FNHR6783085222轴承1、2受到的轴向载荷为查简明机械工程手册表7739得1Y镇江市高等专科学校毕业设计（论文）31NYFRD93506121RD782FDA93501N22轴承的当量动载荷为ARPYXF按机械设计查得21PFNFFARP8129350640111YXR3778223）验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力验算。21对于滚子轴承，。3/0HPCNLH450288214076603/13减速器的预定寿命LH，合适。（6）输出轴的键1）选择键联接的类型和尺寸偏心轮处选用单圆头平键，尺寸为MLHB4518圆柱齿轮处选用普通平头圆键，尺寸为。L80202校核键联接的强度键、轴材料都是钢，由机械设计查得键联接的许用挤压力为。键MPAP1的工作长度，MBL36218451L702，合适PPADLKT35161011第4章主要零部件的设计32PPMADLKT7201250362345润滑与密封451润滑方式的选择齿轮用润滑油润滑，并利用箱内传动件溅起的油润滑轴承。根据I，II，III轴的速度因子，I，II，III轴的轴承用脂润滑DN452密封方式的选择由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封SMV10453润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械设计课程设计可选用中负载工业齿轮油N100号润滑油。46箱体结构尺寸设计1箱