机械设计课程设计插床

1、机械设计课程设计计算说明书 设计题目：插床机械传动系统设计机械设计课程设计说明书目录一设计任务书3二、传动方案拟定5 三、确定电机5 四、普通V带传动设计7 五、齿轮传动设计 9六、键设计25七、轴设计计算26八、轴的强度设计30九、轴承传动设计44十、联轴器的选择46十一、润滑剂、密封装置的设计49十二、箱体设计49十三，总结49计算与说明主要结果 机械设计课程设计任务书一、课程设计题目：插床机械传动系统设计二、工作原理插床机械系统的执行机构主要是由导杆机构和凸轮机构组成。附图1为其参考示意图，电动机经过减速传动装置（皮带和齿轮传动）带动曲柄2转动，再通过导杆机构使装有刀具的滑块6沿导路yy

2、作往复运动，以实现刀具的切削运动。刀具向下运动时切削，在切削行程H中，前后各有一段0.05H的空刀距离，工作阻力F为常数；刀具向上运动时为空回行程，无阻力。为了缩短回程时间，提高生产率，要求刀具具有急回运动。刀具与工作台之间的进给运动，是由固结于轴O2上的凸轮驱动摆动从动件lO8D和其它有关机构（图中未画出）来完成的。三、设计要求电动机轴与曲柄轴2平行或垂直，使用寿命10年，每日一班制工作，载荷有轻微冲击。允许曲柄2转速偏差为5。要求导杆机构的最小传动角不得小于60o；凸轮机构的最大压力角应在许用值之内，摆动从动件8的升、回程运动规律均为等加速等减速运动，其它参数见设计数据。电机同步转速为15

3、00r/min，执行机构的传动效率按0.95计算。按小批量生产规模设计。四、设计数据（见附表1） 五、设计内容：1、设计题目（包括设计条件和要求）；2、根据电机转速和曲柄轴转速的比值，选择传动机构并定性比较，确定传动系统方案；3、电动机类型和功率的选择；4、确定总传动比、分配各级传动比；5、计算传动装置的运动和动力参数；6、传动零件(带传动及齿轮传动（或蜗杆传动）)设计计算；7、传动轴的结构设计及校核；8、滚动轴承的选择和寿命计算；9、键连接的选择和校核计算；10、联轴器的选择计算；11、润滑剂及润滑方式、密封装置的选择；12、减速器箱体的结构和主要尺寸设计；13、执行机构方案及尺寸设计（在机

4、械原理设计中完成，本次不做）；14、执行机构构件及零件的结构尺寸设计（由设计者自定是否设计）；15、运用计算机软件（Solidwork、Pro/E、AutoCAD等）设计及绘图；16、列出主要参考资料并编号；17、设计的心得体会和收获；六、设计工作量1、减速器装配图1张，要求计算机采用A0图纸出图，图纸格式为留装订边，标题栏、明细栏参考机械设计手册国标规定；2、传动轴零件图1张；传动零件1张，均要求计算机采用A3图纸出图，图纸格式为留装订边，标题栏、明细栏参考机械设计手册国标规定；3、设计说明书一份（应包含设计主要内容，在说明书中列出必要的计算公式、设计计算的全部过程。），可打印，封面格式见机

5、械设计课程设计指导书；4、以组为单位进行答辩，答辩要求制作PPT。七、设计时间与内容安排：电机传 动 装 置执 行 机 构a）机械系统示意图FmaxsH0.05H0.05HFb）插刀阻力曲线图FAB曲柄滑块3导杆滑块连杆n2CDO8O22O4凸轮71456从动件8c）执行机构运动简图dyy4附图1 插床机械示意图步 骤主 要 内 容时间安排1、设计准备工作（1）熟悉任务书，明确设计的内容和要求；（2）熟悉设计指导书、有关资料、图纸等；10（或12）周星期一2、总体设计（1）确定传动方案；（2）选择电动机；（3）计算传动装置的总传动比，分配各级传动比；（4）计算机各轴的转速、功率和转矩。10（或

6、12）周星期一3、传动件的设计计算（1）齿轮传动、带传动或蜗杆传动的设计计算；10（或12）周星期二4、轴系零件的设计（1）轴的结构设计及校核；（2）滚动轴承的选择设计；（3）联轴器的选择设计；（4）键连接的选择设计 ；（5）减速器附件的选择。10（或12）周星期三至星期五上午5、润滑、密封及箱体设计（1）润滑、密封设计；（2）减速器箱体设计；10（或12）周星期五下午6、计算机绘图设计（1）减速器三维零件图及装配图（可不做）；（2）绘制减速器装配图；（3）绘制轴及传动零件的零件图；10（或12）周星期六至11（或13）周星期三7、编写设计计算说明书（1）编写设计计算说明书，内容包括所有的计算

7、，并附有必要的简图；（2）说明书中最后应写出设计总结。一方面总结设计课题的完成情况，另一方面总结个人所作设计的收获体会以及不足之处。11（或13）周星期四至星期五上午8、答辩（1）作答辩准备（2）参加答辩11（或13）周星期五下午 机械设计课程设计说明书正文二.确定传动方案三、确定电动机型号（1）电动机类型和结构型式的选择： 按已知的工作要求和条件，选用 Y系列三相交流笼型异步电动机（JB/T10391-2002），全封闭自扇冷式结构，电压380V。(2)选择电动机的容量：插床插刀的有效功率为：， ，则。查机械设计课程设计指导书得：普通V带传动效率，角接触球轴承效率（一对），斜齿轮传动（8级精

8、度、油润滑）效率，执行机构的传动效率。联轴器则从电动机到插刀之间的总效率为：，则电动机所需工作功率为：。Pe=1.3P0=1.31.31=1.171KW查机械设计课程设计指导书选定电机型号为 Y801-4，其主要性能如下表所示：电动机型号额定功率/KW满载转速/(r/min)启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y801-40.5513902.22.2（3）确定方案：普通V带传动允许的传动比较大，结构紧凑，并且大多数V带已经标准化，便于设计。齿轮减速器的特点是效率及可靠性高，工作寿命长，维护简便，因而应用范围很广泛。齿轮减速器按其减速齿轮的级数可分为单级、两级、三级和多级的；按其轴在空间分布可分为立

9、式和卧式；按其轴运动简图的特点展开式、同轴式和分流式等。综上所述本次设计的传动比约为29.58，选用普通V带和二级展开式圆柱齿轮减速器进行调速，方案示意图如下图所示：2、计算传动装置的总传动比i并分配传动比(1)总传动比为：取普通V带传动比为：i=3(2)分配传动比：令则， =3.1，i=2.8(1) 计算传动装置各轴的运动和动力参数5） 各轴的转速：轴：轴：轴： 6） 各轴的输入功率：轴：轴：轴： (3)各轴的输入转矩：电动机的输出转矩为： 轴：轴：轴： 将上述计算结果汇总于下表，以备查用：轴名功率/kW转矩T/(Nmm)转速n/(r/min)传动比i效率电动机轴0.553779139030

10、.96轴0.528108844643.10.96轴0.507324001502.80.96轴0.48787118541) solidworks电机3D制图 5、参考文献1陈虹微：机械原理与设计实验实训和课程设计指导书，浙江大学出版社2012年版2濮良贵、纪名刚：机械设计，高等教育出版社2006年版3邢邦圣：机械制图与计算机制图，化学工业出版社2008年版4江洪、陈燎：solidworks2008完全自学手册，机械工业出版社2008年版5谢昱北：solidworks2007典型范例，电子工业出版社207年版四、普通V带传动设计4.1、带传动的失效形式和设计准则(1)主要失效形式A、 打滑当传递的

11、圆周力F超过了带与带轮之间摩擦力的总和的极限时，发生过载打滑，使传动失效。弹性滑动和打滑的区别：a）从现象上看：弹性滑动是局部带在带轮的局部接触弧面上发生的微量相对滑动；打滑则是整个带在带轮的全部接触弧面上发生的显著相对滑动；b）从本质上看：弹性滑动是由带本身的弹性和带传动两边的拉力差(未超过极限值)引起的，带传动只要传递动力，两边就必然出现拉力差，所以弹性滑动是不可避免的。而打滑则是带传动载荷过大使两边拉力差超过极限摩擦力而引起的，因此打滑是可以避免的。 B、 疲劳破坏带在变应力的长期作用下，因疲劳而发生裂纹、脱层、松散，直至断裂。（2）设计准则带传动的主要失效形式是打滑和疲劳破坏，因此，带

12、传动的设计准则是：在保证带在工作时不打滑的条件下，带传动具有足够的疲劳强度和寿命。4.2、普通V带传动的设计步骤和方法（1）V带设计参数1、确定计算功率： 查表得工作情况系数(空、轻载启动，载荷有轻微冲击) ，故2、选择V带的带型：根据，查表选用Z型（）。3、确定带轮的基准直径并验算带速v：(1)初选小带轮的基准直径：查表取小带轮的基准。(2)验算带速v：因为 5m/sv30m/s，故带速合适。(3)计算大齿轮的基准直径：，查表得4、确定V带的中心距a和基准长度：(1) 根据公式，初定中心距 。(2) 通过计算得到该组带轮所需的基准长度： 查表得：。(3) 计算实际中心距 ：。 根据得：中心距

13、a的变化范围为。3） 验算小带轮上的包角：1206、计算带的根数z：(1)计算带根V带的额定功率：由和，查表知根据，和Z型带查表得：及，于是(2)计算V带的根数z：，取2根。7、计算单根V带的初拉力的最小值：查表得Z型带的单位长度质量， 应使带的实际初拉力8、计算应轴力: 压轴力的最小值为：9、带轮结构设计 : 大带轮的 孔径d=28mm，辐板厚度S=10.小带轮参数：小带轮=71mm，孔径d=28mm，带基准长度mm，带基准直径；大带轮参数：大带轮=224mm，中心距控制在到单根带初拉力，压轴力4.4、参考资料1陈虹微：机械原理与设计实验实训和课程设计指导书，浙江大学出版社2012年版2濮良

14、贵、纪名刚：机械设计，高等教育出版社2006年版3邢邦圣：机械制图与计算机制图，化学工业出版社2008年版五、齿轮传动设计5.1、齿轮传动的失效形式和设计准则一般情况下齿轮传动的失效主要发生在轮齿，轮毂、轮辐很少失效，因此轮毂、轮辐部分的尺寸按经验设计。齿轮的失效可分为轮齿整体失效和齿面失效两大类。（1）失效形式A、轮齿折断 直齿轮轮齿的折断一般是全齿折断；斜齿轮和人字齿齿轮，由于接触线倾斜，一般是局部齿折断。齿轮在工作时，轮齿像悬臂梁一样承受弯矩，在其齿根部分的弯曲应力最大，而且在齿根的过渡圆角处有应力集中，当交变的齿根弯曲应力超过材料的弯曲疲劳极限应力时，由于材料疲劳对拉伸应力比较敏感，在

15、齿根处受拉一侧首先就会产生疲劳裂纹， 随着裂纹的逐渐扩展，致使轮齿发生疲劳折断。而用脆性材料 ( 如铸铁、整体淬火钢等 ) 制成的齿轮，当受到严重短期过载或很大冲击时，轮齿容易发生突然过载折断。提高轮齿抗折断能力的措施有：减小齿根应力集中，对齿根表层进行强化处理，采用正变位齿轮传动，增大轴及其支承刚度，采用合适的热处理方式增强轮齿齿芯的韧性。 全齿折断 局部齿折断B、齿面点蚀齿面点蚀是一种齿面接触疲劳破坏，经常发生在润滑良好的闭式齿轮传动中。在变化的接触应力、齿面摩擦力和润滑剂反复作用下，轮齿表层下一定深度产生裂纹，裂纹逐渐发展导致轮齿表面出现疲劳裂纹，疲劳裂纹扩展的结果是使齿面金属脱落而形成

16、麻点状凹坑，这种现象就称为齿面疲劳点蚀。发生点蚀后，齿廓形状遭破坏，齿轮在啮合过程中会产生剧裂的振动，噪音增大，以至于齿轮不能正常工作而使传动失效。实践表明，疲劳点蚀首先出现在齿面节线附近的齿根部分。 提高齿轮的接触疲劳强度的措施：提高齿面硬度、 降低齿面粗糙度、 合理选用润滑油粘度，采用正变位齿轮传动等。设计时为避免齿面点蚀失效，应进行齿面接触疲劳强度计算。疲劳点蚀C、齿面磨粒磨损在齿轮传动中，随着工作环境的不同，齿面间存在多种形式的磨损情况。当齿面间落入砂粒、铁屑、非金属物等磨粒性物质时，会发生磨粒磨损。齿面磨损后，齿廓失去正确形状，引起冲击、振动和噪声，磨损严重时，由于齿厚减薄而可能发生

17、轮齿折断。磨粒磨损是开式齿轮传动的主要失效形式。提高抗磨料磨损能力的措施：改善密封和润滑条件、在润滑油中加入减摩添加剂、保持润滑油的清洁、提高齿面硬度等。齿面磨损D、齿面胶合互相啮合的轮齿齿面，在一定的温度或压力作用下，发生粘着，随着齿面的相对运动，粘焊金属被撕脱后，齿面上沿滑动方向形成沟痕，这种现象称为胶合。胶合发生在：高速重载齿轮传动中 ( 如航空齿轮传动 ) ，使啮合点处瞬时温度过高，润滑失效， 致使相啮合两齿面金属尖峰直接接触并相互粘连在一起，造成胶合；重载低速齿轮传动中，不易形成油膜，或由于局部偏载使油膜破坏，也会造成胶合。胶合发生在齿面相对滑动速度大的齿顶或齿根部位。 齿面一旦出现

18、胶合，不但齿面温度升高，而且齿轮的振动和噪声也增大，导致失效。减缓或防止齿面胶合的方法有：减小模数，降低齿高，降低滑动系数；提高齿面硬度和降低齿面粗糙度；采用齿廓修形，提高传动平稳性；采用抗胶合能力强的齿轮材料和加入极压添加剂的润滑油等。齿面胶合E、塑性变形 塑性变形属于轮齿永久变形，是由于在过大的应力作用下，轮齿材料处于屈服状态而产生的齿面或齿体塑性流动所形成的。齿面塑性变形常发生的齿面材料较软、 低速重载的传动中。当轮齿材料较软，载荷很大时，轮齿在啮合过程中，齿面油膜破坏，摩擦力剧增，而塑性流动方向和齿面所受摩擦力的方向一致，齿面表层的材料就会沿着摩擦力的方向产生塑性变形。 提高抗塑性变形

19、能力的措施：适当提高齿面硬度，采用粘度高的润滑油，可防止或减轻齿面产生塑性变形。 塑性变形（2）设计准则 齿轮失效形式的分析，为齿轮的设计和制造、使用与维护提供了科学的依据。齿面的硬度和工作条件不同，齿轮的失效形式不同。针对不同的失效形式，应分别建立相应的设计准则，以保证齿轮传动在整个工作寿命期间具有足够的相应的工作能力。按照齿轮热处理后齿面硬度的高低，齿轮传动可分为软齿面齿轮传动 ( 齿面硬度 350HBS) 和硬齿面齿轮传动 ( 齿面硬度 350HBS) 两类。为达到齿轮装置小型化目的，可以提高现有渐开线齿轮的承载推力，各国普遍采用硬齿面技术，以缩小装置的尺寸。A、闭式软齿面齿轮传动由实践

20、得知，对于润滑良好的闭式软齿面 (HBS350) 齿轮传动，其主要失效形式是齿面点蚀，其次是轮齿折断。故常按齿面接触疲劳强度条件进行设计计算，校核齿根弯曲疲劳强度。B、闭式硬齿面齿轮传动对于闭式硬齿面 (HBS 350) 齿轮传动，其主要失效形式是轮齿折断，一般按齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，校核齿面接触疲劳强度。C、开式齿轮传动开式齿轮传动其主要得失效形式是磨损和轮齿折断，因磨损尚无成熟的计算方法方法及设计数据，目前只能按齿根弯曲疲劳强度设计计算，考虑磨损的影响可将模数加大 9 20 。D短期过载和大功率的齿轮传动对有短期过载的齿轮传动，应进行静强度计算。对高速大功率的齿轮传动，应进行抗胶合

21、计算。设计齿轮时，除应满足上述强度条件外，还应考虑诸如经济性、环境污染 ( 主要是振动和噪声 ) 等问题。5.2齿轮传动的设计步骤和方法（）高速齿轮设计（1）斜齿轮传动设计1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动（2）由于金属切削机床速度不高，故选用8级精度（3）材料选择：查表选择小齿轮材料为40Cr（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料45钢（调质）硬度为240HBS。二者材料硬度差为40HBS。（4）、选小齿轮齿数=，则大齿轮齿数=.，取=（5）、选用螺旋角 初选螺旋角=2、按齿面接触度设计由设计计算公式试算即：6. 确定公式内的个计算值1）试选载荷系数

22、：=1.62）小齿轮传递的转矩：3）查表选取齿轮宽系数：=14) 查表得弹性影响系数：=189.8 =2.4螺旋角系数材料弹性影响系数5) 按齿面硬度查图得小齿轮的接触疲劳强度极限：=750MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限：=580MPa6)由式N=60nj计算应力循环次数60j=604641103008=6.68=2.147) 查图取接触疲劳寿命系数：=1.02，=0.958) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1，由式得：=756MPa=551Mpa=551mpa 计算1)试算小齿轮分度圆直径,代入中较小的值： 24.076mm1. 计算圆周速度v0.585m/s3)计算齿宽

23、bb=124.076mm=24.076mm 4)计算载荷系数根据v=0.585m/s，8级精度，查图得动载系数=1.02查表得使用系数=1.25由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，=1.455)齿轮的圆周力 查表得齿间载荷分配系数由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数。由此， 得到实际载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式子得：=28.229mm7) 计算模数m =1.141mm3、按齿根弯曲强度设计根据弯曲强度的设计公式为进行计算： 1)确定公式中的各参数值试选由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。 计算弯曲疲劳

24、强度的螺旋角系数 计算 由当量齿数 查得齿形系数，应力修正系数=1.6，=1.78由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为、由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数，取弯曲疲劳安全系数S=1.4 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取4)设计计算 （2）调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度 齿宽b 宽高比 2）计算实际载荷系数 根据，7级精度，查得动载系数 由 查表10-3得齿间载荷分配系数 由表10-4用插值法查得，结合 查图10-13，得，则载荷系数为 3）由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯

25、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疲劳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，仅与齿轮直径有关，就近圆整为标准值m=1mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 取，则大齿轮齿数，取，这样设计出的齿轮传动，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) 计算中心距 a=mm=59.26mm 考虑模数从0.902增大圆整至1mm，为此将中心距减小圆整为59mm（2）计算分度圆直径 =28.730mm =89.270mm（3)计算齿轮宽度 =128.73mm=28.73mm （4)按圆整后的

26、中心距修正螺旋角5、 强度校核 齿轮副的中心距在圆整后 ， ，和，等都会发生变化，重新校核齿轮强度以证明齿轮工作能力 （1） 齿面接触疲劳强度校核 满足齿面接触疲劳强度条件 （2）齿根弯曲疲劳强度校核：按前述类似做法，求得， ， 将它们代入下式中，得 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。 6、主要设计结论 齿数，模数，压力角，中心距，变位系数为0，螺旋角，齿宽，小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质），齿轮按8级精度设计。 7，结构设计 小齿轮的分度圆直径，可选用圆柱齿轮轴方式设计 大齿轮的分度圆直径，齿顶圆直径，可选用实心式齿轮设计B、低速级齿轮

27、的设计1选精度等级，材料及齿数1)按传动方案选用直齿圆柱齿轮传动 2)由于金属切削机床速度不高，故选用7级精度3)材料选择：小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS。大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。二者材料硬度差为40HBS。4)选小齿轮齿数=24，大齿轮齿数=2.824=67.2， 取=675）初选压力角202按齿面接触强度设计即：(1)确定公式内的各参数值1)试选载荷系数=1.32)计算小齿轮传递的转矩：3）查表选取齿宽系数=14)查得区域系数5)查表得材料的弹性影响系数 6）计算接触疲劳强度用重合度系数 7）计算接触疲劳许用应力查表得大小齿轮的接触疲劳极限分别

28、为，计算应力循环次数： 查取接触疲劳寿命系数， 取失效概率为1%、安全系数S=1，得 取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 （2） 试算小齿轮分度圆直径 调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v 计算齿宽bb=135.352mm=35.532mm 2)计算实际载荷系数 由表查得使用系数 根据v=0.289、7级精度，查得动载系数 齿轮的圆周力 查表得齿间载荷分配系数 由表用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数。由此，得到实际载荷系数 3）可得按实际载荷系数所算得的分度圆直径及相应的齿轮模数 3、按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（1

29、0-7）试算模数，即1)确定公式中的各参数值试选由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。 计算 由图10-17查得齿形系数，由图10-18查得应力修正系数=1.58，=1.75由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为、由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数，取弯曲疲劳安全系数S=1.4 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取2）试算模数 （2）调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度 齿宽b 宽高比 2）计算实际载荷系数 根据，7级精度，查得动载系数 由 查表10-3得齿间载荷分配系数 由表10-4用插值法查得，结合 查图10-13，得，则载荷系数为 3）由式（10

30、-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 对比计算结果，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疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.265mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 取，则大齿轮齿数，取，这样设计出的齿轮传动，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 （2)计算中心距 （3)计算齿轮宽度 =154mm=54mm 考虑不可避免的安

31、装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（510）mm,即取，而使大齿轮的齿宽等于设计宽，即5、 强度校核 （1）齿面接触疲劳强度校核：按前述类似做法，求得， ， 将它们代入下式中，得 齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。 （2）齿根弯曲疲劳强度校核：按前述类似做法，求得， 将它们代入下式中，得 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。 因为大小齿轮齿顶圆分别为，均小于160mm,选用实心式齿轮。 6、主要设计结论 齿数，模数，压力角，中心距齿宽，小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质），齿轮按7级精度设计。

32、 六、键设计6.1键传动的失效形式和设计准则普通平键连接，键的主要失效形式是工作面被压溃，除非严重过载，一般不会出现键的剪断。因此，通常只按工作面的挤压应力进行强度校核计算。6.2键连接的设计步骤和方法（1）电机键（2）轴键A确定尺寸由键的型号可知，宽b=20mm，长L=24mm选择键 C616GB/T1096-2003B校核键的连接强度材料选择为钢，许用挤压应力为 p=110MPa键的工作长度 l=Lb/2=16mm3mm=13mm键与轮毂的接触高度 k=0.5h =0.56mm =3mm 所以 p=p=110Mpa（3）轴键轴的设计可知为由键型号可知宽b=8mm，高h=7mm，长L=20m

33、m，t=4.0，校核键2的连接强度材料选择为钢，许用挤压应力为p=110MPa键的工作长度l=Lb=20mm8mm=12mm键与轮毂的接触高度k=0.5h=3.5mm p=p键3型号为 845GB/T1096-2003键3校核 L=l-b=45-8=37mm,k=0.5h=3.5mmp=p (4)轴键键4轴直径为30mm，长L=80mm,可选键c863GB/T1096-2003由键型号可知宽b=8mm，高h=7mm，长L=63mm，t=4.0, 校核键的连接强度材料选择为钢，许用挤压应力为p=110MPa键的工作长度l=L0.5b=63mm4mm=59mm键与轮毂的接触高度k=0.5h=3.5

34、mm。p=p=110Mpa键5轴直径为44mm，长L=52mm， 可选用型号为键键材料为钢 b=12mm，高h=8mm，长L=40mm，t=5.0, l=L-b=40-12=28mm, k=0.5h=4mm p=p=110Mpa7、轴设计6.1轴的设计1输出轴上的功率P、转速n和转矩T=0.528KW =464r/min =108842初步选定轴的最小直径选取材料40Cr，调质处理，据表取A0=112，于是得=A0 =112=11.69mm1）因为该轴段上有安装键，所以=12.27mm 通过查机械手册可得带轮孔径=20mm带轮长 所以轴 2） 2轴上的轴肩起定位作用，则通过查机械手册 必须符合

35、密封圈标准得 取3）3轴段上的轴肩为非定位轴肩 选轴上的轴承为7206c 所以其中为轴承端面到箱体内壁的距离 取4）4轴段上的轴肩为非定位轴肩 验证： 则采用齿轮轴5） 5轴段上 6)对于6轴段为齿孔 7）7轴段为8）8细段 7.2轴II的设计 选取材料45钢，调质处理，据表取A0=126，于是得=A0 =126=18.9mm 1）根据滚动轴承内径，所以取，则选用7204c轴承，查表则2）2轴段上的轴肩不起定位作用 取 3）3轴段上的轴肩起定位作用 4） 5）4轴段上的轴肩不起定位作用 因为 所以明显不能采用齿轮轴7.3轴III的设计 选取材料45钢，调质处理，据表取A0=126，于是得=A0

36、 =126=26.23mm1）因为该轴段上有安装键，所以=27.54mm 取通过查机械手册可知道联轴器孔径=L-2=80mm2）轴段2上的轴肩起定位作用 则 查手册 3）3轴段上的轴肩不起定位作用 取则 查机械手册可知用6208深沟球轴承 4）4轴段上的轴肩不起定位作用，取则5）5轴段上的轴肩起定位作用 则 6）7）6轴段上的轴肩起定位作用 则 八轴的强度设计 轴I的校核由已知条件对该轴进行受力分析 计算 在V面上 与假设方向相反在H面上： 则 在V面上弯矩图 总弯矩图扭矩图 轴II的校核由已知条件对该轴进行受力分析 在V面上： 与假设方向相反 在H面上 则 总弯矩图扭矩图：因为该段轴上有键槽

37、，所以查机械手册知道键的b=8， t=4轴III的校核由已知条件对该轴进行受力分析 , 在V面上 ： 在H面上： 则 , 与假设方向相反 ， 与假设方向相反弯矩图：总弯矩图总扭矩图：因为该段轴上有槽，所以查机械手册知道键的b=12 t=5 8.5参考资料1陈虹微：机械原理与设计实验实训和课程设计指导书，浙江大学出版社2012年版2濮良贵、纪名刚：机械设计，高等教育出版社2006年版3邢邦圣：机械制图与计算机制图，化学工业出版社2008年版九、轴承传动设计9.1轴承传动的失效形式和设计准则（1）失效形式A疲劳点蚀 在载荷作用下，轴承内各元件相对运动时，将产生脉动循环的接触应力，长时间B塑性变形

38、过大的静载荷或冲击载荷，导致局部应力超过材料的屈服点而出现塑性变形。C磨损 多尘环境、密封不可靠或润滑剂不清洁时，容易发生磨粒磨损；润滑不充分时，还会发生粘着磨损、胶合。（2）设计准则正常工作条件下做回转运动的滚动轴承，主要发生点蚀，故应进行接触疲劳寿命计算；当载荷变化较大或有较大冲击载荷时，还应增加静强度校核；转速很低（n10r/min）或摆动的轴承，只需作静强度计算；高速轴承，为防止发生粘着磨损，除进行接触疲劳寿命计算外，还应校验极限转速。9.2轴承疲劳寿命计算轴一采用角接触球轴承，型号为7206C 1）求两轴承的受到的径向载荷= =2）求两轴承的计算轴向力对于7206C型轴承，按表得，轴

39、承的派生轴向力 其中e=0.38得： 3）求轴承当量动载荷 由表分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为轴承1 轴承2 因轴承运转中等冲击载荷按，取则 4）验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算C=（2）轴二采用角接触球轴承，型号为7204C 1）求两轴承的受到的径向载荷= =2）求两轴承的计算轴向力对于7204C型轴承，按表得，轴承的派生轴向力 其中e=0.38得： 在松边： 在紧边：3）求轴承当量动载荷 由表分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为轴承1 轴承2 取4）验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求（3）轴三采用深沟球轴承，

40、型号为6208 1）求两轴承的受到的径向载荷= =2）取大的径向力 C=十、联轴器的设计10.1联轴器校核1）联轴器的类型选择为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。2）联轴器的载荷计算联轴器的计算转矩 查表可得，故由式子的得计算转矩为按照计算转矩小于联轴器公称转矩条件，查标准得GB/T5014-2003选用LH2型弹性销联轴器。公称转矩为315N/m10.2参考资料1陈虹微：机械原理与设计实验实训和课程设计指导书，浙江大学出版社2012年版2濮良贵、纪名刚：机械设计，高等教育出版社2006年版 （3）机械设计手册机械工业出版社十一、润滑剂、密封装置的设计11.1齿轮传动润滑剂的选择齿轮圆周

41、速度V1=(n1d1)/(601000) = (46428.73)/(601000)= 0.70m/sV2=(n2d2)/(601000)= (15089.27)/(601000)=0.70m/sV3=(n2d1)/(601000)= (15054)/(601000)=0.42m/sV4=(n3d2)/(601000)= (54152)/(601000)= 0.43m/s综上所述，所有齿轮圆周速度均小于12 m/s，选用油浸润滑方式查询表知选择GB59031995 牌号为L-CK100的润滑剂11.2轴承润滑方式：轴承7206c的 =30464=13920 (mmr/min) 轴承7204c的 =20150=2000 (mmr/min) 轴承7208的 查表知选择通用锂基润滑脂（GB/T73241994）3号润滑脂11.3密封方式轴承与箱体内部因润滑方式的不同选挡油板环密封；速度比较低，且轴承为脂润滑，所以透盖处毛毡密封，是轴伸处用闷盖加垫圈密封；轴承端盖加调整垫圈；箱体加盖市涂水玻璃密封11.4参考资料1陈虹微：机械原理与设计实验实训和课程设计指导书，浙江大学出版社2012年版2濮良贵、纪名刚：机械设计，高等教育出版社2006年版（3）机械设计手册机械工业出版社十二、箱体设