北航搓丝机传动装置设计设计说明书

1、班级： 390411 班北京航空航天大学机械设计课程设计计算说明搓丝机传动装置设计设计：李建福时间： 2012 年 5 月 23 日前言本设计为机械设计基础课程设计的内容， 在大一到大三先后学习 过画法几何、机械原理、机械设计、工程材料、加工工艺学等课程之 后的一次综合的练习和应用。本设计说明书是对搓丝机传动装置的设计， 搓丝机是专业生产螺 丝的机器，使用广泛，本次设计是使用已知的使用和安装参数自行设 计机构形式以及具体尺寸、选择材料、校核强度，并最终确定形成图 纸的过程。通过设计， 我们回顾了之前关于机械设计的课程， 并加深了对很 多概念的理解，并对设计的一些基本思路和方法有了初步的了解和掌

2、 握。在本次设计中， 黄老师及身边同学给予了自身很大的帮助， 在此 表示感谢。目录、 总体方案设计 .错误!未定义书签。1、传动方案的拟定 .错误!未定义书签。2、电动机的选择 .错误!未定义书签。3、传动比的分配。 .错误 !未定义书签。4、确定各轴转速、功率、转矩。 . 错误 ! 未定义书签。5、传动零件的设计计算。 .错误 !未定义书签。、带传动设计 .错误!未定义书签。II 锥齿轮传动设计 .错误!未定义书签。III 轴的设计计算 .错误!未定义书签。IV 轴承设计计算 .错误!未定义书签。、键联接的选择及校核计算 .错误 !未定义书签。、减速器机体各部分结构尺寸 .错误 !未定义书签

3、。、润滑与密封 .错误!未定义书签。、减速器附件的选择 .错误!未定义书签。、 设计小结 .错误!未定义书签。、 参考文献 .错误!未定义书签。设计任务书四设计任务书1、设计题目： 搓丝机传动装置设计2、设计要求：1)2)室内使用，生产批量为 5 台。3)动力源为三相交流电 380/220V，电机单向转动，载荷较平稳。4)使用期限为 10 年，大修周期为三年，双班制工作。5)专业机械厂制造，可加工 7、8 级精度的齿轮、蜗轮。3、设计参数：搓丝机传动装置设计搓丝机用于加工轴辊螺纹，基本结构如上图所示，上搓丝板安装在机头 上，下搓丝板安装在滑块 3 上。加工时，下挫丝板随着滑块作往复运动。在起始

4、前端)位置时，送料装置将工件送入上、下搓丝板之间，滑块向后运动时，工 件在上、下搓丝板之间滚动，搓制出与搓丝板一致的螺纹。搓丝板共两对，可同时搓制出工件两端的螺纹。滑块往复运动一次，加工一个工件。最大加工直径 10mm最, 大加工长度 180mm推, 杆行程 320mm -340m，m 公称搓4、设计任务：1）2）完成主要传动装置的结构设计。3）动力 9kN，生产率 32件/min 。设计搓丝机传动装置总体方案的设计与论证，绘制总体设计方案原理图。完成装配图 1张（用 A0或A1图纸），零件图 2张。编写设计说明书 1份。总体方案设计1、传动方案的拟定根据设计任务书，该传动方案的设计分原动机、

5、 传动机构和执行机构三部分。1）原动机的选择设计要求：动力源为三相交流电 380/220V。故，原动机选用电动机。2）传动机构的选择 电动机输出部分的传动装置电动机输出转速较高， 并且输出不稳定， 同时在运转故障或严重过载时， 可 能烧坏电动机，所以要有一个过载保护装置。可选用的有：带传动，链传动，齿轮传动，蜗杆传动。链传动与齿轮传动虽然传动效率高， 但会引起一定的振动， 且缓冲吸振能力 差，也没有过载保护；蜗杆传动效率低，没有缓冲吸震和过载保护的能力，制造 精度高，成本大。而带传动平稳性好， 噪音小，有缓冲吸震及过载保护的能力， 精度要求不高， 制造、安装、维护都比较方便， 成本也较低，虽然

6、传动效率较低， 传动比不恒定， 寿命短，但还是比较符合本设计的要求，所以采用带传动。 减速器传动比不是很大， 但是传到方向发生了改变， 由此，方案中初步决定采用二 级锥齿圆柱齿轮减速器， 以实现在满足传动比要求的同时拥有较高的效率， 和 比较紧凑的结构， 同时封闭的结构有利于在粉尘较大的环境下工作。 其示意图如下所示。 执行机构选择执行机构应该采用往复移动机构。可选择的有：连杆机构，凸轮机构，齿轮 齿条机构，螺旋机构，楔块压榨机构，行星齿轮简谐运动机构。本设计是要将旋 转运动转换为往复运动， 且无须考虑是否等速， 是否有急回特性。 所以连杆机构， 凸轮机构， 齿轮齿条机构均可， 但凸轮机构和齿

7、轮齿条机构加工复杂， 成本都较 高，所以选择连杆机构。在连杆机构中， 根据本设计的要求， 执行机构应该带动下搓丝板， 且结构应 该尽量简单，所以选择曲柄滑块机构。执行机构设计分析：通过画图分析可知滑块行程主要取决于曲柄长度， 按比例作图可得曲柄长度 约为 150mm，连杆长度约为 600mm，其比约为 1：4。摩擦传动：5 =总传动效率：3 =1234 5 =公称搓动力：F=9000N滑块最大速度 :电动机功率：一级圆锥齿轮：2 =设计要求滑块工作行程大于 D=，从图上分析知，若工作行程取在最佳传力 段(连杆与曲柄接近垂直段) ，则对应曲柄转动的角度很小，此时，如果再将滑 轨位置取在与曲柄最低

8、点同高的位置， 则可使工作行程搓动力与曲柄推动力几乎 相等。估算减速器输出转矩： 9KN150mm=1350N m综上，可得设计方案。2、电动机的选择(1) 类型和结构形式的选择按工作条件和要求， 选用一般用途的 Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电 动机，电压 380V，50Hz。(2) 电动机功率计算传动效率：V带：一级圆柱齿轮：一对轴承：要求 略大于 ，则选用 Y 系列电动机，额定功率。3)电动机转速计算确定传动比范围：锥齿圆柱齿轮传动比范围 i 1=8-15 ；单级 V 带传动比范围 i 2=2-4则电动机转速范围在相关手册中查阅符合这一转速范围的电机，综合考虑总传动比，结构尺寸及成本，

9、选择堵转转矩和最大转矩较大的 Y160M-6型电机。结论：电动机型号定为 Y160M-6，其技术数据如下表：型号额定功率 (KW)满载转速 (r/min)同步转速 (r/min )Y160M-697010003、传动比的分配。总传动比因此，带传动比假定为 3，即，锥齿轮传动比为 3，即，则圆 柱齿轮传动比4、确定各轴转速、功率、转矩。1)各轴转速：电动机输出轴：高速轴：电机轴（输出）：高速轴：中间轴：低速轴：电机轴（输出）：高速轴：中间轴：低速轴：中间轴：低速轴：2）各轴输入功率：各轴输出功率为其输入功率乘以轴承效率3）计算各轴输入转矩：各轴输出转矩为其输入转矩乘以轴承效率5、传动零件的设计计

10、算。带传动设计功率P/KW转矩T/N.M轴名输入 输出 输入 输出转速n r/min 传效动率比电机轴5.857.1970高速轴5.575.51 164.47162.83 323.330.96中间轴5.295.24 468.82464.14 107.830.954）运动及动力参数计算结果如下：i计算项目计算内容计算结果工作情况系数每天工作 16 小时，载荷较平稳由表 31-7k a 1.1计算功率pc k a p 1.1 5.8pc取 A 型 V带，且带型图 31-15 及 =970r/min 与 pcdd1 112 140mm小带轮基准直径表 31-3,A 型 V 带，=970r/mindd

11、 1 125mmdd1取=1%大带轮直dd 2 =i dd1 3125 375取标准值径dd2d d375mmV=s,满足带速 v d d1 n1 125 970 v60 100 60 1005m/sv25m/s的要求初定中心(dd1 dd2) a0 120的要求单根 v 带额 定功率p1由表 31-3 得p1 1.40kw单根 v 带额定功率增量p1由表 31-4 得p1 0.11kw包角修正系数 K a由表 31-9 得ka 0.94带长修正系数 Kl由表 31-2 得k l 1.03v 带根数 zz pdp1 p1 k k l取整得 z=5v 带单位长 度质量 由表 31-1 得=m单根

12、 v 带初张紧力F0F0 500 2.5 1 p dv2ka zv作用在轴上的力FQ1FQ 2 F0 z sinQ 0 2带轮参数由表 31-11 得bd 11.0mm e 15 0.3mm2f min 10 1 mm带轮宽度 B(z 1) e 2 f =415+210=80B=80mmII 齿轮传动设计直齿圆锥齿轮传动设计（主要参照教材机械设计（第八版） ）已知输入功率为 PI =、小齿轮转速为 n =min、齿数比为 3. 由电动机驱 动。工作寿命 10 年（设每年工作 300 天），两班制， 带式输送，工作平稳， 转向不变。选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数圆锥齿轮减速器为通用减速器，其

13、速度不高，故选用8 级精度GB10095-88)材料选择 由机械设计 （第八版）表 10-1 小齿轮材料可选为 40Cr调质），硬度为 260HBS，大齿轮材料取 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度相差 20HBS。选小齿轮齿数 z1 23, 则大齿轮齿数 z2 3z1 69 ，为满足互质，取z2 =68.按齿面接触疲劳强度设计设计计算公式：z1 23z2 68kt1=R 1/3查图 10-21 齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 1 710MpaK2大齿轮的接触疲劳极限 Hlim 2 580Mpa H 1=1查表 10-6 选取弹性影响系数 ZE = MPa2由教材

14、公式 10-13 计算应力值环数N1=60n1j Lh =60 12830010= hN2= h查教材 10-19 图得： K 1= K 2齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为 1%,安全系数 S=,应用公式10-12 )得:K HN1 H lim 1 H 1= S= 710/=793 MPaH 2=KHN2SHlim2=560/=721MPa2）设计计算1）试算小齿轮的分度圆直径，带入H 中的较小值得2d1t 2.923 189.8 1.4 164.47 2 114.95mm495 1/3 1 0.5 1/3 2 3取 d1=115mm793 MPa结果 H 2=721MPad1t =KHN

15、1 1.17确定公式内的各计算值试选载荷系数 kt1=小齿轮传递的转矩 T1=取齿宽系数 R 1/32.92d1t3ZEKT1R(1 0.5 R)2u应力校正系数YF 1 2.66YF 2 2.12YF 1 2.66YS 1 1.58YS 2 1.86YF 22.122）计算圆周速度 Vv=s3）4）查图表（表 10-3 ）得齿间载荷分布系数 KH根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表KH KF=得载荷系数 K KAKVK H按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得KF10-9 得 KH =b的KHK=5）计算模数 MMtm4KT1R(1 0.5 R)2 z12 u2YFaYSa1FK=1）计

16、算载荷系数K K AKVKF KF=计算当量齿数Vd1tn1 s60 1000计算载荷系数系数 K A =，根据 V=s，8 级精度查图表（图 10-8）得动载系数 Kv =K 3 2.156d dt 3 KKt =114.95 21.1.456 115.9mmm d1 115.9 5.04mm z1231. 、按齿根弯曲疲劳强度设计设计公式：1）确定公式内各计算数值Zv1 Z 1cosZv2 Z 2cos3）. 由教材表 10-5 查得齿形系数4) 由教材图 20-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 330MPa ，齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2 270MPa5)由机械设计图 10

17、-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN 1= KFN26) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=，得YS 11.58YS 21.86FE1330MFE2270MK FN1 FE1 0.88 330 F 1=S 1.25308.28MPa242.86MPa7)YFa1FSa1 F 12.66 1.58 0.0133308.282.12 1.86 0.016107242.86大齿轮的数值大 , 选用大齿轮的尺寸设计计算 .2)设计计算3m 2 mm 1/3 1 0.5 1/3 2 232 32 14 2.156 164.475.015mm取 M=2.75mmM=对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计

18、算的模数m大于由齿根弯曲z1=23=K FN 2 FF 2 0.89 270 F 2= S 1.25计算大小齿轮的 YFa FSa ,并加以比较 F 疲劳强度计算的模数， 由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的 能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取 m=5 mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=115mm 来计算应有的齿数.z2=68计算齿数 z 1=d1 23 取 z1=23m那么 z2取 68d1=115mmPaPaKFN14 、计算几何尺寸d2 =340mm（1） d1=z1

19、m 5 23=115mm1 18.4349（2） d2 =z2m 5 68=340mm2 71.5651（ 3） 1 arccot d1 =18.4349 d2（ 4） 2 90 1 71.5651R=（ 5） R d11 d1 3 1 177.92mm1 2 1 2mm（6） b R R =圆整取 b=60mm（ 7） 机构设计小锥齿轮分度圆直径为 115mm 采用实心结构大锥齿轮分度圆直径为 340mm 采用腹板式结构b=60m斜齿圆柱齿轮传动设计：斜齿轮啮合好，且可以抵消一部分轴向力，降低轴承轴向负荷，故选用斜齿轮，批量较小，小齿轮用 40Cr，调质处理， 硬度 241HB286HB，平

20、均取 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度为 229HB 286HB，平均取 240HB。计算项目计算内容计算结果（1） 初步计算转矩 T1T1 468.82N m齿宽系数 d由表查取 d 1.2d 1.2接触疲劳极限H lim由图H lim 1 710MPa Hl lim 2 580MPa初步计算需用HP! 0.9 Hlim 1 0.9 710MPaHP ! 639MPa接触应力 HPHP2 0.9 Hl lim 2 0.9 580MPaHP 2 522MPaAd 值由表 B1，估 计8 15 取Ad 756Ad 756 ，动载荷系数 KK 1.4K 1.4初步计算小齿KT1 u

21、1d1 Ad 32轮直径 d1d HP u取 d 100mm3 1.5 468.82 3.37 1756 3 21.4 5222 3.37103.99mm初步齿宽 bbdd1 1.2 100 120mmb 120mm（2）校核计算d1n1100 107.8圆周速度v60 1000 60 1000v 0.564m / s精度等级由表选择8 级精度取 z1 32初 取 z1 32 ，z2 iz1 3.37 32 107.84z2 107i 107 / 32 3.34传动比误差为 %3.34 3.37 / 3.37 0.8%齿数 z 、模数 m和螺旋角mt d1 / z1 100/ 32 3.125

22、mt 3.125由表取 mn 3mn 3z1 d1 /m 100/ 3.125 32z2 32 3.37 107一般 z1与 z2 应取为互质数mn 3 arccos arccosmt3.125使用系数由表原动机均匀平稳，工作机有中等冲击动载系数由图先求 Ft 2T1 /d1 2x468.82/100取 z1 32z2 10716.26K A 1.25K V 1.04Ft 9376.4N齿间载荷分配系数齿向载荷分布系数区域系数弹性系数重合度系数KAFtb 1.25 9317260.4 97.67由表，非硬齿面斜齿轮，精度等级8级2b3KH A B C 10 3 bd11.17 0.16 1.2

23、2 0.61 10 3 120由图.3-17 查出 ZH 2.43由表查出 Z E 189 .8 MPa由表t arctan tan ncosarctan tan20cos16.27db1d1 cos tat1 arccos arccos at1da1d1 2ha1100cos20.76 arccos100 2 428.10K A Ft100 N / mm bK H1.78K H1 .47Z H 2.43Z E 189 .8 MPaat 1at 220.7628 .1023 .27720.76at 2db2 arccosda2arccosarccos23.2771.66d2 cos td 2

24、2ha2404 .199 cos 20 .76404 .199 2 4由于无变位，端面啮合角 tz1z2bsinmn3.570.78螺旋角系数costan at1tan at 2120tantansin16.2711 . 6270.98齿形系数 YFa应力修正系数YSa重合度系数 YzV1 z1 / cos 3323 / cos 3 16.26YFa 1 2.4437 .593zV 2z 2 / cos107 / cos 3 16 .26YFa 2 2.18125 .69由图, 查得 YFa由图查得YSa1 1.67YSa21.81Y 0 . 25 0 .750 .250 .25V0 .752

25、/ co s b0 . 751 . 627 / 0 .9762 2Y0 .670 . 67螺旋角系数齿向载荷分布系数 K F许用弯曲应力FP验算由图查取b/h 120/ 2.25 3 17.78由图查取试验 齿 轮的齿 根 弯曲 疲劳 极限F lim由表查最小安全系数 SF m in由图确定尺寸系数 YX由图确定弯曲寿命系数 YNTYST1YST 22另外取 YVrelT 1YVrelT 2YYRrelT 1 RrelT 2F lim YST YNT YVrelT YRrelT YX FPSF limF KAKVKF KF b1FmtnYFaYSa3）许用接触应力验算Y 0 .84KF1.45

26、F lim 1300 N / mmF lim 2270 N / mmS F min1.25YX1YX 2 1.0YNT 10.89YNT 20.93FP1427.2N / mm2FP 2401.76N / mm222F1YYF2合格200N / mm2FP 12194 N / mm 2FP 2应力循环次数由表取最小安全系数 SH limSH lim1 .05总工作时间 t h 10 300 16th48000 h许用接触应力验算NL160 n1t h （单向运转取3 . 1 10 83 . 371）接触寿命系数Z NT由图查出齿面工作硬化系数ZW1 ZW 2 1.2接触强度尺寸系数N L 1

27、3 .1 10 8N L2 0.93 108Z N 1 1 . 09Z N 2 1.16HB 2 1301700ZX由表安调质钢查ZW1 ZW 2 1.14润滑油膜影响系数取为Z L1Z L 2ZR1Z R2ZV 1 ZV 2Z X1Z X 2 1. 0H lim ZNT ZL ZV ZRZW ZX HPSH limHP1 840N /mm22HP 2 730N / mmZHZEZ Z KAKVKH KH dF1tb uu1H minHP1 HP22675.6N / mm2合格（4）确定主要传动尺寸中心距a d1 i 1 / 2 217 .5取整 a 220螺旋角1 mn(Z1 Z 2)cos

28、 n 1 2 2a1 4 (24 97 ) cos2 25218 36 27切向模数mt mn /cos3/ cos18 36 27m t3 .1655分度圆直径d mn z / cosd1 101 .3 mm d 2 338 .7 mm齿宽b d d 1 1 .2 101 .3取 b1 125 mm b 2 120 mm（5）小结：齿轮主要传动尺寸列表模数 m mn3压力角n20螺旋角18 36 27分度圆 直径 dd1 101.3mm d2 338.7mm齿顶高 hahaha m 1 33mm齿根高 hfhf hf m 1.25 3齿顶间隙CC 0.25 m 0.25 3齿根圆df1d12

29、hf101 .3 2 3.75df1 93.8mm直径2hd f 1 331 .2 mmdfdf2d2f 338 .7 2 3.75中心a1 d1 d 2220mm距a2齿宽b2bd d1 1.2 100b1125mmbb1b25 10 mmb2120mm齿顶圆da1d1ha101 .3 3da1104 .3mm直径 dada2d2ha338 .7 3d1341 .7 mmIII 轴的设计计算1 输入轴的设计1. 求输入轴上的功率 PI 、转速 n 和转矩 TPI = kwn =minT =.2. 、求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为dm1 d(1 1 0.5 R) 95

30、.83mmFt=则 Ft1 2 16443095.833432.42NFr=Fa=Fr Ft.tan20 cos 11185.19NFt.tan20 sin 1395 .06 N4、轴的结构设计3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。 选取轴的材料为 45 钢（调质），根 据机械设计（ 第八版）表 15-3， 取 A0 112，得PI5.57dmin A03 PnII 1123 325.35.733 28.9mm输入轴的最小直径为安装大带轮 d12，取d12 =36mm，1）初步定输入轴设计如图。d12 =36mm2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足大带轮的轴向定位

31、， 12 段轴右端需制出一轴肩，故取 23 段的直径 d23 42mm 。12段长度应适当小于 L所以取 L 12 =78mm2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d23 42mm ，由机械设计课程设计表 13-1 中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30309，其尺寸为 d D T所以 d34 45mm而 L34 =24mm这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表 13-1 查得 30309 型轴承的定位轴肩高度 da 52mm，因此取 d45 52mm3）取安装齿轮处的轴段 67 的直径 d67 42

32、mm ；为使套筒可靠地压紧轴承， 56 段应略短于轴承宽度，但考虑到应加一挡油环，故取 L56 =40mm， d 56 45mm4）轴承端盖的总宽度为 20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求， 求得端盖外端面与大带轮右端面间d23 42mmL12 =78mmd 3 4 45mmL 34 =24mmd 45 52mmd67 42mmd56 45mmL67 63mm由于Lb 2La，故取 L45106mmL 23=55mmL 67 63mm圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d67 40mm 由机械L 45 106mm设计（第八版）表 6-1 查得平键截面b h 12mm 8mm

33、，键槽用H7。5、载荷水平面 H垂直面 VFNH1 961.61NFNV1 3446.05NFNH2 4735.53NFNV2 -2961.07N弯矩 MMH 205945.2N.mmT=5）锥齿轮轮毂宽度为 50mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取3）轴上的周向定位键槽铣刀加工，长为 56mm，同时为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为 H 7 ；同样，大带轮处处平键截 m6面为 b h l 10mm 8mm 70mm与轴的配合为 H 7 ；滚动轴承与 m6轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 2 45 ，轴肩处的倒

34、角可按适当选取。求轴上的载荷（ 30309 型的 a=。所以俩轴承间支点距离为130mm右 轴承与齿轮间的距离为 60mm。）支反力 FMv1 52179.91N.mmMv2 178697.49N.mm总弯矩扭矩 T、按弯扭合成应力校核轴的强度根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面， 由上表中的数据的距离 l=20mm，取 L 23 =55mm。L 56=40mm及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6 ，轴的计算应力为caM 2 ( TI )2212152.742 (164470 0.58)2W0.1 603前已选定轴的材料为 45 钢调质），由机械设计（第八版） 表15-1 查

35、得 1 60MPa, ca1 ，故安全。2 中间轴的设计1 、求输入轴上的功率 P、转速 n 和转矩 TP2 5.29kWn =min T =2 、求作用在齿轮上的力已知小斜齿轮的分度圆直径为mz 101 .3mmFt12T 2 2 468820d19256 .07 NFr1Ft1 tana n cosFa1Ft1 tan101 .39256 .073116 .27Ntan 20 00 3554 .74 Ncos 18 .60718 .6073、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 40Cr（调质），根据机械设计（第八版）表 15-3 ，取 A0 110，得dmin41.

36、004mm圆 锥 滚 子 轴 承 30311其尺寸d D T 55mm 120mm 31.5mm ， d12 d56 55mm 。d12d56 55mm的右端采用轴肩定位，轴环处的直径为 d34 70mm 。d23d45 62m80mm压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取 l 45 119mm 。4）齿轮距箱体内比的距离为 a=10mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为 c=16mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离l 2379mmd3470mm5.29dmin A03 107.8 41.004 mm ，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承 的直径 d1 2和 d5 64、轴的结构设计1）拟定

37、中间轴设计如图。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故 选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 dmin 41mm ，由机械设计课程设计表中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列2）取安装齿轮的轴段 d23 d45 62mm ，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位， 已知锥齿轮轮毂长 L 80mm ，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取 l23 79mm ，齿轮3）已知圆柱直齿轮齿宽 B1 120mm ，为了使套筒端面可靠地s=10mm。3）轴上的周向定位l45 119mmc=16mm载荷水平面 H垂直面 VF

38、NH1 5549.59NFNV1 223.18NFNH 2 6921.21NFNV 23407.92NMH1 377372.12N.mmMv1Mv215176.24N.mm146655.93N.mmMH2 654053.03N.mmMv3164055.28N.mmMv4322050.17N.mm圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 d2 3 由机械设计（第 八版）表 6-1 查得平键截面 b h 18mm 11mm，键槽用键槽铣刀 加工，长为 70mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，同理 圆柱齿轮处用普通平键尺寸为 b h l 18mm 11mm 110mm 。选H7择齿轮轮毂与轴的配合

39、为 k 6 ；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡 配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 H7。4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 2 45 ，轴肩处的倒角可按适当选取5 、求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图， 在确定支点时查得 30311 型的支点距离 a=。所以轴承跨距分别为 L1=68mm，L2=。 L3=做出弯 矩和扭矩图（见图八）。由图八可知斜齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：支反力 F弯矩 M总弯矩扭矩 T6 、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转， 扭转切应力为脉动循环变应力，取 0.6 ，轴的计算应力为ca M2 ( T2)217185

40、32 (4337350X0.6)2 53.16MPaW 0.1 453前已选定轴的材料为 40Cr（调质），由机械设计（第八版）表 15-1查得 1 70MPa, ca 1 ，故安全。3 输出轴的设计1 、求输出轴上的功率 PIII 、转速 n 和转矩 TIIIPIII = kw n =32r/min TIII =2 、求作用在齿轮上的力已知大斜齿轮的分度圆直径为d mz 338.7mm而 Ft2T d 2 151660 338.7 8955.77NFrFt.tan20 cos 3439.41NFt.tan 3015.17Nd165ml1100mmd273mml263mmd375mm3、初步确

41、定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。 选取轴的材料为 45 钢（调质），根据机械设计（第八版） 表 15-3 ，取 A0 112，得PIII5.08dmin A03 PnIII 1123 53.028 60.64mm输出轴上采用两个平键轴径增大 10%-15%，故 dmin 65mm4、轴的结构设计1） 拟定输出轴设计如下：l3d4l4d5l5d6l669mm84mm80mm94mm12mm84mm119mm65m同中间轴各轴段直径和长度的选择，图示尺寸值如下 d1l1100mm ，d273mm ， l 263mm ， d375mm，l369mmd484mm，l480mm ， d5，94mm

42、， l5，12mm， d6，84mml6119mmd775mm l 750mm初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用2）单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 d3 75mm ，由机械设计课程设计表 13-1 中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30315，其尺寸为d D T 75mm 160mm 40mm ， d3 d7 75mm ，4）齿轮距箱体内比的距离为 a=10mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离 为 c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离 s=10mm。3）轴上的周向定位齿轮的周向定位采用平键连接， 按 d7 75mm由机械设计（第

43、八版）表 6-1 查得平键截面 22mm 14mm ，键槽用键槽铣刀加工， 长为 110mm，同时为保证齿 轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿 轮轮毂与轴的配合为H7 ；同样外部连杆与轴的连接，选用平键 18mm 11mm ，滚动轴 k6d 7 75mml 7 50mm承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为H7。4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 2 45 ，轴肩处的倒角可按适当选取。5 、求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图， 在确定支点时查得 30315型的支点距离 a=32mm。所以作为简支梁的轴承跨距分别为 L1=，L2=。做出弯矩和扭矩图 （见图六）。由

44、图六可知齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：载荷水平面 H垂直面 VFNH12968.85NFNV1 3010.51N支反力 FFNH2 5986.92NFNV2 428.83NMv1 549429.05N.mm弯矩 MMH541815.88N.mmMv2 38809.99 N.mm总弯矩扭矩 T6 、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转， 扭转切应力为脉动循环变应力，取 0.6 ，轴的计算应力caM 2 ( TIII ) 2771645.462 (1516660 0.6)2W0.1 703前已选定轴的材料为 45 钢（调质），由机械设计（第八版） 表15-

45、1 查得1 60MPa, ca1 ，故安全。7 、精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面由弯矩和扭矩图可以看出齿轮中点处的应力最大，从应力集中对轴的影响来看，齿轮两端处过盈配合引起的应力集中最为严重，且影响程度相当。但是左截面不受扭矩作用故不用校核。中点处虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径比较大，故也不要校核。其他截面显然不要校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核齿轮右端处的截面。2）截面左侧校核抗弯截面系数0.1d 3 0.1 753 42187.5mm 3抗扭截面系数Wt0.2d 3 0.2 753 84375 mm 3截面右侧弯矩MH 2 MV2 771645

46、 .46N.m截面上的扭矩TIII =截面上的弯曲应力M c cW771645.4642187.517.57MPa截面上的扭转切应力TT WT15166608437517.98MPa轴的材料为 45 钢，调质处理。由表15-1 查得 b 640MPa1 275MPa1 155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按机械设计（第八版）附表 3-2 查取。因2.0750.027160752.13经查值后查得2.191.545又由机械设计（第八版）附图 3-2 可得轴的材料敏感系数为q 0.82q 0.85故有效应力集中系数为1) 1 0.82 (2.11 1)1) 1 0.85 (1.545

47、 1)1.911.46由机械设计（第八版）附图 3-2 的尺寸系数0.69 ，扭转尺寸系数0.83。轴按磨削加工，由机械设计（第八版） 附图 3-4得表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理，即q 1则综合系数为1 1.9110.691.4610.8311 2.860.9211 1.850.92又取碳钢的特性系数为0.10.05计算安全系数 Sca 值S 1bk a m a21.8sca故可知安全。3）截面右侧S1 k a ass22s sm14.2318.67s0 =1.5抗弯截面系数W0.1d30.184359270.4mm3抗扭截面系数Wt0.2d30.2843118540.8mm3截面

48、右侧弯矩MMH2MV2543204 .07 N . m截面上的扭矩 TIII截面上的弯曲应力MW 0.916MPa截面上的扭转切应力T12.79MPaWT过盈配合处取0.8k3.142.51故有效应力集中系数为3.141 1 3.230.92又取碳钢的特性系数为2.511 1 2.60.92计算安全系数 Sca 值S1b kaa 14.3scaS故可知安全。kass22s s8.67m8.23 s0 =1.5IV 轴承设计计算1 输入轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30309，其尺寸为 d D T 45mm 100mm 27.25mm ，轴向力

49、载荷水平面 H垂直面 VFNH1 961.61NFNV1 3446.05N支反力 FFNH2 4735.53NFNV2 -2961.07NFa= ， e 0.35 ，Y=， X=Fr1=Fr2=Fs1=(右 ） Fs2= （左）Fa1=右） Fa2=（左）P1=P2=P=P2=故轴承验证合格。2 中间轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30311,d D T 55mm 120mm 31.5mm 。轴向力Fa=， e 0.31 ，Y=，X=载荷水平面 H垂直面 VFNH1 5549.59NFNV1 223.18N支反力 FFNH2 6921.21NF

50、NV 2 3407.92N则Fr1=Fr2=则Fs1=(左）Fs2=（右）则Fa1=(左）Fa2=（右）则P1=P2=则P=P2=则故轴承验证合格。3 输出轴轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30315. 轴向力 Fa=， e 0.35 ，Y=，X=载荷水平面 H垂直面 V则Fr1=Fr2=则Fs1=(右）Fs2=（左）则Fa1=(右）Fa2=（左）则P1=P2=则P=P2=则故轴承验证合格。FNH12968.85NFNV13010.51NFNH25986.92NFNV2428.83N支反力 F键联接的选择及校核计算1 输入轴键计算1 ）校核大带

51、轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为 b h l10mm 8mm 70mm，接触长度 l 60mm ，键与轮毂键槽的接触高度k 0.5h 4mm 。则键联接的强度为：p 2T 103 kld 2 164.47 103 4 6036 38.072MPa p 110Mpa故单键即可。2 ）校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为 b h l12mm 8mm 56mm ，接触长度 l44mm，键与轮毂键槽的接触高度k 0.5h 4mm 。则键联接的强度为：p 2T 1d 2 164.47 103 4 44 42 44.50MPa p 110Mpa故单键即可。2 中间轴键计算1）校核圆锥齿轮处的键连

52、接该处选用普通平键尺寸为 b h l 18mm 11mm 70mm ，接触长度 l52mm ，键与轮毂键槽的接触高度 k 0.5h 4.5mm。则键联接的强度为：p 2T 103 kl d 2 468.82 103 4.5 52 62 52.88MPa p 110Mpa故单键合格。2 ）校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为 b h l 18mm 11mm 110mm ，接触长度 l 92mm ，键与轮毂键槽的接触高度 k 0.5h 4.5mm。则键联接的强度为：p 2T 103 kld 2 468.82 103 4.5 92 62 30MPap 110Mpa故单键合格。3 输出轴键计算1