机械原理课程设计――步进式工件输送机

1、 机械设计基础课程设计说明书设计题目:步进式工件输送机设计专业班级:机械制造与自动化1001学生姓名:王森学号:20107335指导老师:王宇完成日期:2011年12月目录第一章绪论 3 第二章课题题目及主要技术参数说明 3 2.1课题题目 3 2.2 主要技术参数说明 4 2.3根据工艺动作和协调要求拟定运动循环图 4 第三章传动机构和工作机构的选择 5 3.1传动机构确定 5 3.2工作机构设计方案 6 第四章减速器结构选择及相关性能参数计算 8 4.1 减速器结构 8 4.2 电动机选择 8 4.3 传动比分配 9 4.4 动力运动参数计算 9 第五章齿轮的设计计算 11 5.1高速级齿

2、轮传动的设计计算 11 5.2低速级齿轮传动的设计计算 17 第六章、传动轴承和传动轴的设计 23 6.1从动轴的设计 23 6.2中间轴的设计计算 29 6.3主动轴的设计 32 6.4求轴上的载荷 36 6.5按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 38 6.6精确校核轴的疲劳强度 38 第七章联轴器的选择 41 7.1联轴器的功能 41 7.2联轴器的类型特点 41 7.3联轴器的选用 41 7.4联轴器的材料 42 设计小结 42 参考文献 42附图减速器装配图轴的零件图工件输送机系统总图第一章绪论进入21世纪以来,随着科学技术、工业生产水平的不断发展和人们生活条件的不断改善市场愈加需要各种各

3、样性能优良、质量可靠、价格低廉、效率高、能耗低的机械产品,而决定产品性能、质量、水平、市场竞争能力和经济效益的重要环节是产品设计。机械产品设计中,首要任务是进行机械运动方案的设计和构思、各种传动机构和执行机构的选用和创新设计。这要求设计者综合应用各类典型机构的结构组成、运动原理、工作特点、设计方法及其在系统中的作用等知识,根据使用要求和功能分析,选择合理的工艺动作过程,选用或创新机构型式并巧妙地组合成新的机械运动方案,从而设计出结构简单、制造方便、性能优良、工作可靠、实用性强的机械产品。企业为了赢得市场,必须不断开发符合市场需求的产品。新产品的设计与制造,其中设计是产品开发的第一步,是决定产品

4、的性能、质量、水平、市场竞争力和经济效益的最主要因素.机械原理课程设计结合一种简单机器进行机器功能分析、工艺动作过程确定、执行机构选择、机械运动方案评定、机构尺度综合、机构运动方案设计等,使学生进一步巩固、掌握并初步运用机械原理的知识和理论,对分析、运算、绘图、文字表达及技术资料查询等诸方面的独立工作能力进行初步的训练,培养理论与实际结合的能力,更为重要的是培养开发和创新能力。因此,机械原理课程设计在机械类专业学生的知识体系训练中,具有不可替代的重要作用。本次我设计的是步进送料机,以小见大,设计并不是门简单的课程,它需要我们理性的思维和丰富的空间想象能力。我们可以通过对步进送料机的设计进一步了

5、解机械原理课程设计的流程,为我们今后的设计课程奠定了基础。第二章课题题目及主要技术参数说明2.1设计题目:步进式输送机设计工件通过隔断板释放,滑落到辊道上,带有推爪的滑架作往复直线运动,当向右运动时推爪推动工件的左端面一起运动,经过多次的往复运动,最终把工件运送到指定位置。1工件质量:70kg2输送步长H=400mm ,可载58个工件3运输速度为0.44m/s ,尽可能均匀,行程系数K=1.25 4工作阻力2500N 5往复次数406滑架导路水平线与安装平面高度允许在800 -1000mm 。2.2工作原理和工艺动作分解根据工艺过程,机构应具有一个电动机和两个执行构件(滑架、隔断板。(1 滑架

6、 作往复直线运动,推程时推动工件向前运动,回程时,工件静止,工作行程L=400mm ,工作平均速度v=0.44m/s 。2.3根据工艺动作和协调要求拟定运动循环图拟定运动循环图的目的是确定各机构执行构件动作的先后顺序、相位,以利于设计、装配和调试。以主动件的转角作为横坐标(0°、360°,以各机构执行构件的位移为纵坐标作出位移曲线。主动轴每转一圈为其准拟定的滑架机构运动循环图如图所示:360°229°soH第三章传动机构和工作机构的选择3.1 传动机构的确定常用的传动机构有以下几种:齿轮机构;螺旋机构;带传动及链传动;连杆机构;凸轮机构(表列举了几种常有

7、传动机构的基本特性。表1-1 常用传动机构的基本特性齿轮传动螺旋传动带传动链传动连杆传动凸轮传动螺旋传动优点传动比准确,外廓尺寸小,功率高,寿命长,功率及速度范围广,适宜于短距离传动传动比大,可实现反向自锁,用于空间交错轴传动,传动平稳中心距变化范围广,可用于长距离传动,可吸振,能起到缓冲及过载保护中心距变化范围广,可用于长距离传动,平均传动比准确,特殊链可用于传送物料适用于宽广的载荷范围,可实现不同的运动轨迹,可用于急回、增力,加大或缩小行程等能实现各种运动规律,机构紧凑可改变运动形式;转动变移动,传动比较大缺点制造精度要求高效率较低用打滑现象,轴上受力较大有振动冲击,有多边形效应设计复杂,

8、不宜高速度运动易磨损,主要用于运动的传递滑动螺旋刚度较差,效率不高效率开式0.92-0.96闭式0.96-0.99开式0.5-0.7闭式0.7-0.9自锁0.4-0.45平带0.92-0.98V带0.92-0.94同步带0.96-0.98开式0.9-0.93闭式0.95-0.97在运动过程中随时发生变化随运动位置和压力角不同,效率也不同滑动0.3-0.6滚动0.85-0.98速度6级精度直齿v18m/s6级精度非直齿v36m/s5级精度直齿v200m/s滑动速度v15-35m/sV带v25m/s同步带v50m/s滚子链v15m/s齿形链v30m/s功率渐开线齿轮50000kw圆弧齿轮6000k

9、w锥齿轮小于750kw常用于50kw以下V带40同步带200-750kw最大可达3500kw通常为100kw以下1000kw传动比一对圆柱齿轮i10通常i5一对圆锥齿轮i8通常i3开式i100常用i15-60闭式i60常用i10-40平带i5V带i7同步带i10滚子链i7-10齿形链i15其他主要用于传动主要用于传动常用于传动链的高速端常用于传动链中速度较低处既可为传动机构又可做为执行机构主要用于执行机构主要用于转变运动形式,可做为调整机构根据以上分析,我们选择开始齿轮传动。3.2 工作机构设计方案方案(1采用液压凸轮机构为主,以达到设计要求。本方案采用液压动力装置以推动挡板左右往复运动。再采

10、用凸轮机构推动挡板做上下的往复运动。该机构由液压机构和凸轮机构相互配合,使挡板做曲线运动。该机构结构简单,构造也较为普通,切运行时噪声低。运动行程一眼明了。缺点是该机构有两个自由度,所以运动难于控制,不够平稳。而且液压机构成本太高,且维护检修复杂。 方案(2采用曲柄连杆机构。曲柄连杆机构的特点:1其运动副元素为面接触,压力较小,承载能力较大,润滑好,磨损小,加工制造容易,且连杆机构中的低副一般是几何封闭,对保证机构的可靠性有利。2在曲柄连杆机构中,在原动件的运动规律不变的条件下,可用改变各机构的相对长度来使从动件得到不同的运动规律。3在曲柄连杆机构中,在连杆上各点的轨迹是各种不同的形状的曲线,

11、其形状随着各构件的相对长度的改变而改变,故连杆曲线的形式多样,可用来满足一些特定的工作需要。利用连杆机构还可以很方便地改变运动的传递方向,扩大行程,实现增力和远距离传动等目的 根据对比分析,我们选择曲柄连杆机构作为工作机构,实现步进式输送。第四章 减速器结构选择及相关性能参数计算4.1 减速器结构展开式二级圆柱直齿轮减速器。4.2 电动机选择(一工作机的功率P ww P =FV 1000KW 、 Tn9500w W P K =、T 1000w W P KW = 选用Tn 9500w W P K =1000v60n D= 10000.760n 33.439r /min 3.14400=80033

12、2.816km 9500w P = (二总效率总234214=0.886总查课程设计手册表17 (三所需电动机功率d P2.83.16(0.886wd P P KW =总P ed 大于等于P d查机械零件设计手册电动机选用三相异步电机笼型Y132M 16 n 满 = 960r/min4.3 传动比分配工作机的转速:601000v 6010000.7n 33.439r /min 3.14400D =96028.7/min 33.439n i r n =满总n 满为电动机满载转速,n 为转轴转速。3i i i =总齿带 i 齿 =i 2×i 3i 带=i 1=3;i 2=3;i 3=3.

13、24.4 动力运动参数计算(一转速n0n =满n =960r/min0I 1n 960320i i 3n n =满带12107min n n r i =2334min III n n r i =(二功率P04(d P P kw =10140.98 3.92(d P P P kw =带 21123 3.8(P P P kw =齿轮轴承 32223 3.69(P P P kw =联轴器轴承433234 3.58(P P P kw =齿轮轴承 (三转矩T095509550 3.379/912912d P T n =满=59.79(N m 1011117(T T i N m = 21232340(N

14、mT T i = 32233105(m 7N T T i =434310(m26N T T =808.26(N m 运动和动力参数结果表3-1表3-1 运动和动力参数轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min输入输出 输入 输出 电动机轴 4 117 960 1轴 3.92 3.8 117 340 320 2轴 3.8 3.69 340 1057 107 3轴 3.69 3.58 1057 1026 34 4轴 3.58 3.581026102634第五章齿轮的设计计算5.1高速级齿轮传动的设计计算(一齿轮材料,热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线

15、直齿轮齿轮材料及热处理材料:高速级小齿轮选用45#钢调质,齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数1Z=24高速级大齿轮选用45#钢正火,齿面硬度为大齿轮 240HBS Z2=iZ1Z 2=3×24=72 取Z2=72齿轮精度按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。(二初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计2131(132.2HEdttZuuTKd±确定各参数的值:试选tK=1.3见参考文献机械设计202P公式10-13计算应力值环数N1=60n1jhL =60×320×1×(2×8×300×

16、;9=8.3×108hN 2= =N1/i2=8.3×108h /3=2.8×108h #(3为齿数比,即3=12Z Z 见参考文献机械设计207P 10-19图得:K 1HN =0.95 K 2HN =1 齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1, 见参考文献机械设计205P 公式10-12得:1lim110.956005701HN H H K MPa MPa S = 2lim2215505501HN H H K MPa MPa S = 许用接触应力12(/2(570550/2560H H H MPa =+=+=见参考文献机械设计见参考文献机械设计20

17、1P 表10-6得:E Z =189.8MP a由205P 表10-7得: d =1T=95.5×105×11/n P =95.5×105×3.278/304=1.03×105N.m3.设计计算小齿轮的分度圆直径d t 12131(132.2H E d t t Z u u T K d +计算圆周速度1.124/601000m s = 计算齿宽b 和模数nt m计算齿宽bb=t d d 1=67.1mm计算摸数m nnt m =1167.12.824td mm Z = 计算齿宽与高之比bh,33,95.710.758.9tt t m mm mmh

18、 m mm mm b h d z =5计算载荷系数K使用系数A K =1根据0.7/v m s =,7级精度, 查课本由194P 图10-8得 动载系数K V =1.05,见参考文献机械设计由196P 表10-4得K H 的计算公式: K H =1见参考文献机械设计由198P 图10-13得: K F =1 见参考文献机械设计由193P 表10-2 得: K H =F K =1 故载荷系数:K =K K K H K H =1×1.05×1×1.423=1.494 6按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径3311 1.49411170.292.9324d m mm Z

19、 =4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式n m (21213F SF d Y Y Z KT确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩=102N ·m确定齿数z因为是硬齿面,故取 z =24,z =i z =3.03×24=72 传动比误差i =u =z / z =78/24=3.03i =0.032%5%,允许2初选齿宽系数 按对称布置,由表查得=13载荷系数K4查取齿形系数Y 和应力校正系数Y 见参考文献机械设计由200P 表10-5得: 齿形系数Y =2.65 Y =2.236 应力校正系数Y =1.58 Y =1.754 5计算大小齿轮的 F S F F Y 安

20、全系数由表查得S =1.25见参考文献机械设计由208P 图10-20c 得到弯曲疲劳强度极限小齿轮a FF MP 5001= 大齿轮a FF MP 3802= 见参考文献机械设计由206P 图10-18得弯曲疲劳寿命系数:K 1FN =0.9;K 2FN =0.94取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 1115000.9Y MPa S = 2223800.9401379.0572=F S F F Y 大齿轮的数值大.选用.设计计算53= 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m n =2.5mm 但

21、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d 1=70.29mm 来计算应有的齿数.于是由:=28 取z 1=28那么z 2=3×28=84 尺寸计算计算大.小齿轮的分度圆直径11128 2.570d z m mm =22184 2.5210d z m mm =2.计算中心距12(7021014022d d a mm +=计算齿轮宽度1117070d B d mm =取264B mm =,170B mm =5.2低速级齿轮传动的设计计算1.齿轮材料,热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线直齿轮(1齿轮材料及热处理 材料:高速级小

22、齿轮选用45#钢调质,齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数324z =高速级大齿轮选用45#钢正火,齿面硬度为大齿轮 240HBS 齿轮精度按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。2.初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计2131(132.2H E d t t Z u u T K d ± 确定各参数的值:t K =1.3 参考文献机械设计202P 公式10-13计算应力值环数(8360601071300289 2.7710h N n jL =I =73438.610N N i = 参考文献机械设计207P 10-19图得:K 1HN =0.98 K 2HN

23、 =1 齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1, 见参考文献机械设计205P 公式10-12得:3lim330.986005881HN H H K MPa MPa S = 4lim4415505501HN H H K MPa MPa S = 许用接触应力34(58855056922H H H MPa +=见参考文献机械设计由201P 表10-6得:12189.=8MP a E Z 由205P 表10-7得: d =1 223340T I II T i N mm =3.设计计算小齿轮的分度圆直径23312.32(95.7II E t d H KT Z u d mm u += 计算圆周

24、速度/395.71070.54601000601000t d n v m s =计算齿宽b 和模数nt m计算齿宽b计算摸数m n,33,95.7 3.99242.25 2.25tt t m mm mm h m mm mm b h d z =计算载荷系数K使用系数A K =1根据s m v /44.0=,7级精度, 见参考文献机械设计由194P 图10-8得 动载系数K V =1见参考文献机械设计由196P 表10-4得K H 的计算公式:d +0.23×103-×b =1.12+0.18(1+0.61 ×1+0.23×103-×49.53 =

25、1.423按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d 1=d t 1t K K /3=83.58×2.1423.13=88.42mm 计算模数n m32342 1.7524d m mm Z =4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式n m (21213F S F d Y Y Z KT (一式内的各参数值1.由机械设计图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限lim3500F MPa =;大齿轮的弯曲强度极限lim4380F MPa =;2.由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数30.9FN K =,40.92FN K =3.计算弯曲疲劳许用应力;取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,

26、应力修正系数0.2=ST Y ,得= 4.计算载荷系数K5.查取齿形系数3Fa Y 、4Fa Y 和应力修正系数3Sa Y 、4Sa Y由机械设计表查得3 2.65Fa Y =;4 2.226Fa Y =;3 1.58Sa Y =;4 1.764Sa Y =6.计算大、小齿轮的F SaFa Y Y 并加以比较;3330.013Fa Sa F Y Y =4440.0157Fa Sa F Y Y =大齿轮大 7.设计计算5332m mm = 对比计算结果,由齿轮面接触疲劳强度计算的魔术2m 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

27、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,可取由弯曲强度算得的模数2.07并就进圆整为标准值2m =3mm 接触强度算得的分度圆直径3d =96mm ,算出小齿数33295.731.93d m z = 大齿轮43332 3.2102z i z = (二几何尺寸设计 1.计算分圆周直径1d 、2d33232396d z m mm = 4421023306d z m mm =2.计算中心距/34(9630620122d d a mm +=3.计算齿轮宽度319696d b d mm =取492B mm =,396B mm =。带齿轮各设计参数附表齿轮各设计参数附表1.各传动比V带高

28、速级齿轮低速级齿轮3 3 3.2表5-12. 各轴转速n(r/min(r/min (r/minn(r/min320 107 34 34表5-23. 各轴输入功率 P(kw(kw(kwP(kw3.92 3.8 3.69 3.58表5-34. 各轴输入转矩 T(N·m (N·m (N·m T(N·m117 340 1057 1026表5-4第六章、传动轴承和传动轴的设计6.1从动轴的设计1.设计计算(一求输出轴上的功率P3,转速3n,转矩3TP3=3.96KW3n=34r/min3T=1057N.m (二求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为4d

29、=306 mm 而 F t =232d T 321057985030610N -= F r = F t tan 9850tan 203585o N = Fn= F t /cos =9850/0. 9397=10482N (三初步确定轴的最小直径见参考文献机械设计表15-3初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理, 见参考文献机械设计315370-表P 取120=o A33min 357.24o P d A mm n = 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径-d ,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号见参考文献机械设计114351-表P ,选取5.1=a K因为计

30、算转矩小于联轴器公称转矩,所以 查机械设计手册P94表28-选取GY7型凸缘联轴器其公称转矩为1600Nm,半联轴器的孔径-=故取半联轴器的长度半联轴器与轴配合的毂孔长度为(四 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径mm d 62=-;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径mm D 65=半联轴器与轴配合的轮毂孔长度,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比轴配合的毂孔长度略短一些,现取mm l 82=-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,故选用单列角接触球轴承.参照工作要

31、求并根据mm d 62=-,由机械设计手册P73表6-6轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7013C 型.对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的mm mm mm B D d 1810065=故mm d d 65=-=;而 mm l 18=- .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7013C 型轴承定位轴肩高度72,5.3,07.0=>-因此取d mm h d h mm,取安装齿轮处的轴段mm d 73=-;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为85mm,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96l mm -=. 齿

32、轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取mm d 78=-.轴环宽度h b 4.1,取b=6mm.轴承端盖的总宽度为20mm(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,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离mm l 30= ,故取mm l 50=-.取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm ,两圆柱齿轮间的距离c=20mm .考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8mm ,已知滚动轴承宽度T=18mm ,高速齿轮轮毂长L=50mm ,则(9693(18816244l T s a mm mm III-I =+-=+= -+=

33、l l a c s L lmm 6441620850(-+=mm 28=轴的结构如图所示 图6-1 轴示意图从动轴各轴段长度及直径如表5-1所示表6-1 轴各轴段直径及长度名称依据确定结果(mm 1 d、L 选取GY7型凸缘联轴器其公称转矩为1600Nm,半联轴器的孔径160,60.d mm d mm-=故取-的长度应比轴配合的毂孔长度略短一些,现取mml82=-60、822 d、L -轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径mmd62=-.轴承端盖的总宽度为20mm(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,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离mml3

34、0= ,故取mml50=-62、543 d、L 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的mmmmmmBDd1810065=,故mmdd65=-=.(9694(18816244l T s a mm mmIII-I=+-=+=65、444 d、L右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7013C型轴承定位轴肩高度72,5.3,07.0=>-因此取dmmhdh mm,mmmmllacsLl286441620850(=-+=-+=-72、305 d、L 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取mmd78=-.轴环宽度hb4.1,取b=6mm.78、66 d、L 取安装齿轮处的轴段mmd73=-

35、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96l mm-=。73、837 d、L d7=d3(同一对轴承mmmmasTl4216818(7=+=+=65、422.轴承的校核由公式(6010610hPfCfnLdth=其中:ft为温度系数:查参考文献机械设计P320表13-4,得ft=1,fd为载荷系数:查参考文献机械设计P321表13-5,得fd=1.2,C 为基本额定动载荷:轴承选择为单列角接触球轴承7013C 型.,查机械设计手册(GB/T276-94,得C=40.0KNn 为轴承工作转速:n =34r/min,为寿命指数:对于球轴承=3,见参考文献机械设计P319.P 为

36、当量动载荷:P=XFr+YFa,对于此设计中的角接触球轴承,没有轴向载荷,F a=0,取X=1,见参考文献机械设计P321.所以,P=XFr=Fr 。NR R F VA HA rA 9623299042222=+=+= NR R F VB HB rB 3541213332222=+=+=选择两者中的大的:N P 962=6633101010140.010(606034 1.2962t hd f C L n f P = 36637260109h = 20800h =所以该轴承符合强度要求。 与联轴器的连接轴的键的设计与校核(1一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求,应选用平键连接。由于齿轮在两支撑

37、点中间,故选用圆头(A 型普通平键。选择凸缘联轴器GY7型:d 1=48mm,d 2=56mm ,L=112mm. L 1=84mm由参考文献机械零件设计手册P53,查得键的截面尺寸:b ×h=16×10 根据连接段取键长:L=L 1-10=84-10=74mm,取L=70属于标准尺寸系列。 (2键的校核查机械设计教材P106表6-2,得MP p 120100(=键的工作长度为:l =L -b =70-8=62mm, 键的挤压应力为:14410570.42481062p p T MPa dhl = ,所以该键符合强度要求。选用联轴器键16×10,L=70;GB/T

38、1906-2003;齿轮键20×12,L=70GB/T1906-2003。查机械设计手册P53表4-1键槽深:.5.7;6mm t mm t =。6.2中间轴的设计计算1.设计计算 轴径的确定中间轴结构如图5-2所示 图6-2 轴示意图确定最小直径:低速运转,较大载荷,选用40Cr 调质处理。查机械设计教材表15-3初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本315370-表P 取120:许允弯曲应力1-=70 MPa 。d A 3n P=120×33.8120=39.4mm , 各轴段直径如表5-2所示表表5-2 轴各轴段直径名称依据确定结果(mm 1d

39、d 35.28mm ,选深沟球轴承代号:6308 轴承内径 d =40 (mm 轴承外径 D =90 (mm 轴承宽度 B =23 (mm402d安装齿轮段d 2>d 1 ,h =1.52mm ,取2mm 44 3d 轴肩段 h =(0.070.1d ,取h =3mm50 4dd 4=d 244 5d d 7=d 1(同一对轴承40各轴段长度的确定1轴段的长度l 1:l 1=B +2+3=23+10+5=45mm ,轴承的型号为6308,轴承宽度B =23mm,2为齿轮断面与箱体内壁的距离,3为轴承内端面与箱体内壁之间的距离2轴段的长度:l 2=B 2-2=96-2=94mm, 齿轮宽B

40、 2=96mm 3轴段的长度:两齿轮间距l 3=14mm4轴段的长度:l 2=B 1-2=70mm, 齿轮宽B 1=72mm 5轴段的长度:l 5:l 5=45mm ,轴承宽度B =23mm 距离 经校核该轴的结构满足强度要求。 2.轴承的校核 由公式(6010610h Pf C f n L d t h= 见参考文献机械设计P320(14-3 其中:其中:ft 为温度系数:查参考文献机械设计P320表13-4,得ft=1,f d 为载荷系数:查参考文献机械设计P321表13-5,得fd=1.2, C 为基本额定动载荷:轴承选择深沟球轴承6308,查参考文献机械设计课程设计指导书P64表6-1,

41、得C =40.8KNn 为轴承工作转速:n =107r/min,为寿命指数:对于球轴承=3,见参考文献机械设计P319. P 为当量动载荷:P=XFr+YFa,对于此设计中的深沟球轴承,没有轴向载荷,F a=0,取X=1,见参考文献机械设计P321所以,P =XF r =F r 。N R R F VA HA rA 278569926962222=+=+=+=+= 选择两者中的大的:N F P rA 2785=6633101010140.810(6060107 1.22785t h d f C L n f P = 283417260910h =23400h =所以该轴承符合强度要求。键的选择与校

42、核一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求,应选用平键连接。选用圆头(A 型普通平键。(1大齿轮段B2=65mm.d2=44mm由参考文献机械零件设计手册P53,查得键的截面尺寸:b ×h =12×10 根据连接段取键长:L =B2-10=65-10=55mm,取L=56属于标准尺寸系列。 (1-1键的校核查机械设计教材P106表6-2,得MP p120-100(= 键的工作长度为:l=L-b=56-10=46mm,键的挤压应力为:3p p T MPa dhl = ,所以该键符合强度要求。选用键12×8,GB/T1095-2003.键槽深:查机械设计手册P53 得mm

43、 t 5=.(2小齿轮段B3=90mm.d2=44mm.由参考文献机械设计手册P53,查得键的截面尺寸:b ×h=12×10 根据 轮毂段取键长:L=B3-10=90-10=80mm,属于标准尺寸系列。 (2-1键的校核查机械设计教材P106表6-2,得MP p 120100(= 键的工作长度为:l=L-b=80-10=70mm, 键的挤压应力为:p p MPa dhl T =38701044101.2954431 ,所以该键符合强度要求。选用键12×10,GB/T1095-2003.键槽深:查机械设计手册P53得mm t 5=.6.3主动轴的设计1.设计计算轴径

44、的确定轴各轴段如图5-3所示 图5-3 轴示意图确定最小直径:选择轴的材料为45钢,调质处理,查机械设计教材P362,b =650 Mpa , s =360 Mpa , -1=270 Mpa ,-1=155 Mpa , E =2.15×105 Mpa ,1-=60 MPa根据机械设计手册表6-1-18公式初步计算轴径,由于材料为45钢,由机械设计手册表6-1-19选取A=120则得d A 3n P =120×33.92320=27.66mm 各轴段直径如表5-3所示 表5-3 轴段直径名称 依据确定结果(mm 1d大于轴的最小直径30mm 30 2d d 2= d 1+2(

45、0.070.1d1=30+(5.888.4=35.8838.436 3d 考虑轴承d 3> d 2 选用代号为6008轴承轴承内径 d =40 (mm轴承外径 D =68 (mm轴承宽度 B =15 (mm40 4d 考虑轴承定位d 4d a 465d h =(0.070.1d 4=(3.224.6,取h =6,d 4=46+2×4 546d 考虑到齿轮的轴向定位采用套筒,取d 6= 427d d 7=d 3(同一对轴承40 各轴段长度的确定1>轴段连接滚筒:长度大于低级轴的最小直径长度,取L1=110mm.2>轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设

46、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,取端盖的外端面与滚筒右端面间的距离mm l 30= ,故取280l mm =3>轴段的长度l3:l3应略小于或等于深沟球轴承的宽度,轴承的型号为6008,轴承宽度B=15mm,l3=15mm.4>轴段的长度:A 为箱体长 2为齿轮断面与箱体内壁的距离,3为轴承内端面与箱体内壁之间的距离l4=3+A-(l5+l6+2+4+L3+L7=73mm5>轴段部位为齿轮定位轴环,其长度为:l=1.4h=1.4×6=8.4mm 取l5=10. 6>轴段为安装齿轮段,其长度略小于齿轮宽度, l6=707>轴段为轴

47、承安装段并加套筒来保证齿轮和轴承的轴向定位,l7=4+2+3 +B 轴承=4+10+5+15=34mm.经校核该轴的结构满足强度要求。2.轴承的选择 由公式(6010610h Pf C f n L d t h = 见参考文献机械设计P320(14-3其中:其中:ft 为温度系数:查参考文献机械设计P320表13-4,得ft=1,f d 为载荷系数:查参考文献机械设计P321表13-5,得fd=1.2,C 为基本额定动载荷:轴承选择深沟球轴承6008,查参考文献机械设计课程设计指导书P64表6-1,得C =40.8KNn 为轴承工作转速:n1=101.3r/min,为寿命指数:对于球轴承=3,见

48、参考文献机械设计P319. P 为当量动载荷:P=XFr+YFa,对于此设计中的角接触球轴承,没有轴向载荷,F a=0,取X=1,见参考文献机械设计P321所以,P =XF r =F r 。N R R F VA HA rA 278569926962222=+=+=+=+=选择两者中的大的:N F P rA 2785=6633101010140.810(6060320 1.22785t h d f C L n f P = 94767260910h =23400h =所以该轴承符合强度要求。键的选择与校核(1齿轮1安装段的键的选择:L 6=63mm.d 6=42mm由参考文献机械设计手册P53,查

49、得键的截面尺寸:b ×h =12×8 根据轮毂段取键长:L =l 6-6=63-6=57mm,L=56属于标准尺寸系列。(1-1键的校核查机械设计教材P106表6-2,得MP p 120100(=- 键的工作长度为:l =L -b =56-10=46mm, 键的挤压应力为:3选用键12×8,GB/T1095-2003.键槽深:mm t 5=.6.4求轴上的载荷首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册表6-6.对于7013C 型的角接触球轴承,a=20.1mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.N F L L L F t NH 1506

50、6F L F F a r NV 80923231=+=N F F F NV r NV 821809163022=-=-=mm N M H =8.172888从动轴的载荷分析如图5-4 图6-4 载荷分析图6.5按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据ca =W T M 2321(+=82.10274652=+ 前已选轴材料为45钢,调质处理。查表15-1得1-=60MP aca 1- 此轴合理安全6.6精确校核轴的疲劳强度. 判断危险截面截面A,B 只受扭矩作用。所以A B 无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C 上的应力最大.截面的应

51、力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C 上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C 截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可. 截面左侧。抗弯系数 W=0.13d =0.350=12500抗扭系数 T w =0.23d =0.2350=25000截面的右侧的弯矩M 为 mm N M M =-=1446098.60168.601 截面上的扭矩3T 为 3T =311.35m N 截面上的弯曲应力截面上的扭转应力T =T W T3=MPa 45.1225000311350= 轴的材料为45钢。调质处理。 由课本355P 表15-1查得:a B MP 640= a MP 2751=- a MP T 1551=- 因=d r 04.0500.2= =d D 16.15058=经插入后得= 2.0 T =1.31 轴性系数为82.0=q q =0.85 K =1+1(-q =1.82K =1+q (T -1=1.26所以67.0= 82.0= 92.0=综合系数为: K =2.8 K =1.62S =+