机械设计课程设计玻璃瓶印花机构与传动装置

1、机械设计课程设计设计计算说明书设计题目：玻璃瓶印花机构与传动装置设计者：学 号：专业班级：指导教师：柴晓艳完成日期：2013年6月6日某某理工大学机械工程学院一 课程设计的任务 2二电动机的选择 4三传动装置的总传动比和分配各级传动比 5四传动装置的运动和动力参数的计算 6五传动零件的设计计算 8六轴的设计、校核 19七滚动轴承的选择和计算 29八键的选择和计算 30九联轴器的选择 30十润滑和密封的选择 30十一箱体结构的设计 31十二设计总结 34十三参考资料 35课程设计的任务1设计目的：课程设计是机械设计课程重要的教学环节，是培养学生机械设计能力的技 术根底课。课程设计的主要目的是：(

2、1) 通过课程设计使学生综合运用机械设计课程与有关先修课程的知识，起到巩固、深化、融会贯穿与扩展有关机械设计方面知识的作用，树立正确的设计 思想。(2) 通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，使学生 掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。(3) 提高学生的有关设计能力，如计算能力、绘图能力以与计算机辅助设计 (CAD)能力等，使学生熟悉设计资料(手册、图册等)的使用，掌握经验估算等机 械设计的根本技能。2设计题目：执行机构方案设计、传动装置总体设计与机构运动简图已经在机械原理课 程设计中完成详见机械原理课程设计资料，在此略，现将对传动装置进展具 体设计。

3、机械设计局部课程设计是在机械原理课程设计完成之后设计题目的延续和 深入。执行机构方案设计、传动装置总体设计与机构运动简图已经在机械原理课 程设计中完成，机械设计局部课程设计的任务是对其传动装置进展具体设计。设计题目：玻璃瓶印花机构与传动装置1、原始数据：分配轴转速n (r/mi n)50分配轴输入功率P kw)玻璃瓶单程移距mm115印花图章上下移距mm52定位压块左右移距mm25说明：1工作条件：2班制，工作环境良好，有轻微振动；2使用期限十年，大修期三年；3生产批量：小批量生产20台；4带传动比i ;5采用丫型电动机驱动；(6)分配轴：与减速器输出轴相连接各执行机构的输入轴2、设计任务1总

4、体设计计算(1) 选择电机型号计算所需电机功率，确定电机转速，选定电机型号；(2) 计算传动装置的运动、动力参数；a. 确定总传动比i，分配各级传动比；b. 计算各轴转速n转矩T；c. 传动零件设计计算；d. 校核中间轴的强度、轴承寿命、键强度；2丨绘制减速器装配图草图和正式图各一 X)；3丨绘制零件工作图：减速器中大齿轮和中间轴零件工作图；注：当中间轴为齿轮轴时，可仅绘一 X中间轴零件工作图即可； 4丨编写设计计算说明书。3、传动装置局部简图1曰动机 2T带传动 3二级圆柱齿轮减速器 4圆柱齿验5圆柱齿轮 a圆柱齿轮?圆柱齿轮 8联轴器 9分配轴(IV轴)、电动机的选择1 电动机类型的选择按

5、工作要求和条件选用丫系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动 机。2.确定电动机输出功率匕电动机所需的输出功率p Pw/其中：Pw 工作机分配轴的输入功率-由电动机至分配轴的传动总效率工作机的分配轴输入功率：FW 1.1KW总效率a42带轴承齿轮联查表可得：带=0.96 ,轴承=0.99 ,齿轮=0.98 ,联轴器=0.99 ,如此 a4242带轴承齿轮联=0.96 0.990.980.99=0.877电动机所需的功率： R FJ a 1.1/0.877 1.254Kw3 确定电动机转速工作机转速nw nw50(r / mi n)确定电动机转速可选X围：V带传动常用传动比X围为i带34，双

6、级圆柱齿轮传动比X围为 i减1420，如此电动机转速可选X围为(34)(1420) nw(42 80) nw(42 80) 502100 4000r / min其中：i总 i带 i减=(3 4) (1420)4280i减减速器传动比符合这一转速X围的同步转速为3000r/min，根据容量和转速，由有关手 册查出适用的电动机型号。根据所需效率、转速，由机械设计手册或指导书选定电动机：Y90S-2型号丫系列数据如下：额定功率P : 1.5KW （额定功率应大于计算功率）满载转速：nm 2840r/min nm 电动机满载转速同步转速：3000r/min 电动机轴径：24mm三、传动装置的总传动比和

7、分配各级传动比1. 传动装置的总传动比i总=nm / nw 2840/50 56.82. 分配各级传动比根据机械设计课程设计选取，对于三角 v带传动，为防止大带轮直径过 大，取i123 ;如此减速器的总传动比为i减日总/3 56.8/ 3 18.93对于两级圆柱斜齿轮减速器，按两个大齿轮具有相近的浸油深度分配传动比，取ig 1.3idi 减 ig id 1.霍 18.93id2 18.93/1.314.56id 3.82ig 1.3id 4.97注：ig 高速级齿轮传动比；i d 低速级齿轮传动比。四、传动装置的运动和动力参数的计算1 计算各轴的转速I轴高速级小齿轮轴nt nm/i带=2840

8、/3 946.67r / minU轴中间轴n q /ig =946.67/4.97 190.48r/min川轴低速级大齿轮轴n皿nt /id =190.48/3.82 50r/minW轴与川轴通过联轴器相连的轴入n皿50r /min2 计算各轴的输入功率和输出功率I轴：输入功率P输出功率P巳带=1.254 0.96=1.204kw1.204 轴承=1.2040.99=1.192kwt轴：输入功率R1.192 齿轮=1.1920.98=1.168kw输出功率R1.168 轴承=1.1680.99=1.156kw川轴输入功率 Pm 1.156 齿轮=1.156 0.98=1.133kw输出功率Pm

9、1.133 轴承=1.1330.99=1.122kwW轴输入功率Pv1.122 联轴器=1.122 0.99=1.111kw输出功率Pv1.111 轴承=1.1110.99=1.100kw电动机的输出转矩Td 9.55 106 Pd/nm 9.55 106 1.254/284034.217 10 N mmI轴：输入转矩Tt9.55 106 R /n】9.55 106 1.204/946.6712.146 103N mm输出转矩Ti9.55 106 R /n】9.55 106 1.192/946.67312.025 10 N mmt轴：输入转矩Tn9.55 106 Pj /nt 9.55 106

10、 1.168/190.4858.559 103N mm输出转矩 Tn 9.55 106 P： /nt 9.55 106 1.156/190.48357.958 10 N mm川轴输入转矩 T皿 9.55 106 Pm /nm 9.55 106 1.133/50216.403 103N mm输出转矩 T皿9.55 106 Pm /n皿 9.55 106 1.122/503 214.302 10 N mmW轴输入转矩 T 9.55 106 Pv/n皿 9.55 106 1.111/503212.201 103N mm输出转矩 9.55 106 Ry /n皿 9.55 106 1.100/50321

11、0.100 10 N mm将运动和动力参数计算结果进展整理并列于下表：轴名功率p/kw转矩 T ( N mm)转速n/r min-1传动比i效率n输入输出输入输出电机轴x 10328403I轴x 103x 103:轴x 103x 103山轴x 103x 103501分配轴x 103x 10350五、传动零件的设计计算1. V带传动的设计计算计算项目1、定V带型号计算内容和带轮直径 工作情况系数计算功率FCKAP 1.2 1.5选带型号小带轮直径大带轮直径D2 (1)Dmn2(1 0.015)71 2840946.67209.80mm大带轮转速带速传动比Dm(1 0.015)71 2840212

12、传动比相对误差2、计算带长 求Dm求初取中心距带长基准长度3、求中心距和 包角中心距小轮包角4、求带根数带根数Dm71 2840v60 1000 60 1000m 2840iri2936.87i原i实3 3.03100%=100%1%5%i原3DD2 D121271m22D2 D1212 7122a550mm2L Dm2a a70.52L141.5 2 600550D1 2244Dm)2 8 2441600 141.5/(1600 141.5 )28 70.524D2 Dt!18021 57.3a212 71!18057.3573.41F0 0.50 Kw K 0.965结果Ka 1.21.8

13、KwZ型取 D171mm取 D2212mmn2936.87r / minv 10.56m/ si 3.03Dm 141.5mm70.5mmL 1553.56mmLd 1600mma 573.41mm,165.91120Kl 1.16 P00.04KW(PPcPo)k kL2.971.8(0.50 0.04) 1.16 0.9655、求轴上载荷X紧力q 0.06 kg / mFC ,2.5 k .2Fa500 丄()qvF 51.88Nvz k1.82.5 0.9652Fa500() 0.06 10.5610.56 30.965轴上载荷1Fq2zF°sin Fq 308.93 N2FQ

14、2 3 51.88 sin82.962.齿轮传动的设计计算高速级齿轮校核材料选择：小齿轮 45钢，调制处理，硬度 229HB-286HB,平均240HB大齿轮45钢，正火处理，硬度 169HB-217HB,平均210HB计算项目计算内容计算结果齿面接触疲劳强度计算1、初步计算转矩£T 9.55 106P61.1929.55 106口946.67=12025 N mm齿宽系数 d由表12.13,取d1d1接触疲劳极限 h lim由图12.17ch iim1 580MPaH lim2425MPa初步计算的许用 接触应力hH10.9 H lim10.9580h 1 522MPaH2

15、6;9 Hlim 20.9425H2 382.5MPa由表12.16，估计 15，取Ad83d 1T12d H取 dt 40mm初步计算小齿轮的直径38.3683 寸 12025 21 382.524.972.校核计算齿数Z取乙=21, Z 104模数mmnd1 -COSZ140cos15 1.8421取 mn =2 mm中心距aan(Z1Z2)2(21 104)129.41取a130 mm2cos2cos15螺旋角1arccos恥1 6)arccos2(21 104)15.942a2 130小齿轮的直径d1d1mn乙2 21d143.68mmcoscos15.94大齿轮的直径d2d2mnZ2

16、2 104d2216.33mmcoscos15.94齿宽bb=dd1143.68取 b2 =45 mm, b1 55mm43.68 946.6760 1000v 2.17m /s选9级精度圆周速度v精度等级dnv=60 1000由表12.6传动比相对误差使用系数Ka动载荷系数Kv104214.95i原 I实4 97 4 95-100%= 100% 0.4%5%I原4.97由表12.9由图12.9Ka=1.25Kv=1.18齿间载荷由表12.10,先求分配系数KHaFt2Tidi2 1202543.68550.60NKaR 1.25 550.60 b 4515.29N / mm11a1.88 3

17、.2 -cosZ1Z2100N / mm1.88 3.21COS15.951.6321 104bsi nmn45si n15.9421.97a1.63 1.97 3.6t arctantan ncos丄 tan 20 “rearcta n20.73cos15.94cos b cos cos n / cos tcos15.94 cos20 /cos20.730.97由此得 Kh Kf a / cos2 b1.63/0.9721.73齿向载荷分配系数kh载荷系数K弹性系数Ze节点区域系数ZH重合度系数Z螺旋角系数Z由表 12.11, Kh A B1 0.6()2()2 d1d1C 103bA 1.

18、17;B0.16;C0.611.17 0.16 10.61 10 3 451.48K 心心0心1.25 1.18 1.73 1.48由表12.12由图12.16由式12.31,因1,取Z_43) aZ cos cos15.94)2(45 )243.68)1,故Kh1.73Kh1.48K 3.78ZE 189.8 MPaZh 2.42Z 0.78Z 0.98接触最小安全 系数SHmin由表12.14SH min =1.05应力循环次数nlNL1 60 nth60946.673000162.73 109Nl192.73 10NL2 60 nth5.49 10860190.48300016Nl25.

19、49 108接触寿命系数Zn由图12.18Zn 10.95,Zn21.05许用接触应力hHl =580 0.951.05H1524.76 MPaH2 425MPa验算H limlZ N1SH min189.8H2 =H Z395.96 MPa2 3.78 12025 4.97 145 43.6824.97齿根弯曲疲劳强度计算齿形系数YFa应力修正系数Ysa重合度系数Yzv13"cosZ2Zv23cos213cos 15.941043cos 15.94由图12.2123.62117.00ZV123.62Zv2117.00YFa12.67, YFa22.18Ysa11.57, Ysa21

20、.82v 1.88 3.2()cosZv1zv21.883.2(23.62)cos15.94117=1.650.250.75vY 0.700.250.751.650.70螺旋角系数YY min 1 0.251 0.25 10.75（当1时，按 =1计算）15.941200.87Y min齿间载荷分配 系数KFa由表12.103.161.731.63 0.7齿向载荷分布 系数Kf由图12.14b/ h 45/(2.25 2)10Y 0.87KFa 1.73Kf 1.70载荷系数KK KaKvKf Kf=1.25 1.18 1.73 1.7由图12.23K 4.34F lim1 450 MpaFi

21、im2 360 Mpa1.05应力循环次数nlNL1 60 nth2.73 10960 946.67 3000 16NL2 60 nth60190.483000165.49 108弯曲疲劳极限F min弯曲最小安全系数SF minSf.mn尺寸系数Yx由图12.25NL1 2.73 109NL2 5.49 108Yx1弯曲寿命系数Yn由图1224许用弯曲应力fF1Flim 1YnMSF min450 0.87 11.05验算F2 Flim 2丫“ 2Yx360 0.92 1S= min1.052KbdimnYFa1Ysa1YY2 4.34 1202545 43.6822.67 1.570.70

22、.87丫區67.78 4生YFaMa12.67 1.57Yn1 0.87Yn20.92F1372.86 MPF2315.43MPF1 67.78MPF1F2 64.15MPF 2故满足要求低速级齿轮校核材料选择：小齿轮 45钢，调制处理，硬度 229HB-286HB,平均240HB大齿轮45钢，正火处理，硬度 169HB-217HB,平均210HB计算项目计算内容计算结果齿面接触疲劳强度计算1、初步计算由表12.16,估计15，取 Ad 83初步计算小齿轮的直径d 1 Ad3T1u 12d HU取di70mm转矩T1T 9.551°6P9.55 1061.156T157958 N m

23、m190.48齿宽系数d由表12.13,取d1d1接触疲劳极限 H lim由图12.17cH lim1580MPaHiim2 425MPa初步计算的许用 接触应力HH1°.9H lim10.9 580H1 522MPaH2°.9Hlim 20.9 425H2 382.5MPa2.校核计算齿数Z取乙=31, Z2118模数md1mn- cos70cos15 2.18取 mn =2 mmZ131中心距amn(z Z2) a2(31 118)L 154 26取 a 155 mm2cos2cos15螺旋角arccos (乙 N)arccos2(31 118)15.992a2 155

24、严笠叫65.87382.523.8283 3小齿轮的直径d1d1mnZcos2 31cos15.99d164.50 mm大齿轮的直径d2d2mnZ?cos2 118cos15.99d2245.50 mm齿宽b圆周速度v精度等级b= dd11 64.50dn64.5 190.48v=60 100060 1000由表12.6取 b2=65mm, b1v 0.64m/ s选9级精度75mm传动比1183.81相对误差3 82 3 81100%= 100% 0.26%3.825%使用系数KA由表佗9KA=1.25动载荷系数Kv由图12.9Kv=1齿间载荷分配系数KHa由表12.10,先求Ft2Td12

25、 5795864.51797.15N34.56N / mmKaR 1.25 1797.15 b 65100N / mm1.88 3.2 cosZz21.88 3.2丄丄31118cos15.991.68bsi nmn2.852a1.68 2.854.53t arctantan ncostan 20arcta ncos15.9920.74cos b cos cos n / cos tcos15.99 cos20 / cos20.740.97Kh 1.79由此得 Kh Kfa / cos2 b1.68/0.9721.79齿向载荷分配系数kh载荷系数K由表 12.11, Kh A B1 0.6()2

26、()2 didi3C 10 bA 1.17;B0.16;C0.6165 265 21.17 0.16 1 0.6()2()264.564.50.61 10 3 65 1.47KKaKvSKh1.25 1 1.79 1.47节点区域系数ZH由图12.16重合度系数Z由式12.31,因1,取1,故Z,43a(1)一a螺旋角系数ZZcos.cos15.99接触最小安全 系数SHmin由表12.14弹性系数Ze由表12.12应力循环次数NlNL1 60 nth60190.48 3000 165.49 108NL2 60 nth6050 3000 161.44 108接触寿命系数ZN由图12.18许用接

27、触应力h580 1.05验算1.05H lim1 Z N1H1=S"一SH minKh1.47K 3.29Ze 189.8 . MPaZh 2.41Z 0.77Z 0.98Sh min =1.05NL1 5.49 108NL2 1.44 108Zn1 1.05,Z n21.14H1 580MPaH2461.43MPaH 460.44 MPaH 2齿根弯曲疲劳强度计算齿形系数YFa应力修正系数Ysa重合度系数YZ13134.90ZV134.90zv13 cos3cos 15.99Zv2Z2118127.69ZV2127.693 cos3cos 15.99由图12.21YFa12.45,

28、YFa2Ysa11.66丫玄22.171.83v 1.88 3.2( 丄)cos1127.691.883.2(34.9)cos15.99=1.700.250.75Y 0.69螺旋角系数Y齿间载荷分配 系数KFa齿向载荷分布 系数Kf载荷系数K弯曲疲劳极限F min弯曲最小安全系数SFmin0.25 0750.6911.70Y min 1 0.251 0.25 10.75（当1时，按 =1计算）Y 112015.991 1 -120由表12.100.87Y minY 0.87KFa 1.794.531.680.693.911.79由图12.14b/ h 65/(2.252)14.44K KaKv

29、Kf Kf=1.25 1 1.79 1.8由图12.23SF1.05minKf 1.8K 4.03F lim1480 MpaF lim 2380 Mpa应力循环次数NlNL1 60 nth5.49 10860 190.48 3000 16NL2 60 nth6050 3000 161.44 108NL1 5.49 10Nl2 1.44 108尺寸系数YX由图12.25Yx1弯曲寿命系数Yn由图12.24Yn10.90Yn20.93许用弯曲应力FF1Flim 1YN1YX480 0.9 1SF min1.05F1411.43MP验算F2 Flim 2YN 2YX380 0.93 1S= min1

30、.05F2336.57 MP2KbdimnF1 136.02MPF1】2 4.03 5795865 64.5 22.45 1.660.690.87YFa2YSa2F 1 -YFa1YSa1136.022.17 1.832.45 1.66132.81 MPF 2故满足要求六、轴的设计、校核一I轴高速轴的结构设计1、求轴上的功率、转速和转矩由前面得，R=1.192Kw, n1 946.67r/mi nJ 12.025N m2、求作用在齿轮上的力高速级小齿轮的分度圆直径d,43.68mm，如此Fti2T12 叱 103550.60N443.68Ft1 tancos550.6 tan 20cos15.

31、94208.43 NFa1Ft1 tan550.6 tan 15.94 157.26N3、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，调质处理。根据参考资料取C=112,于是得：3 fP3 丨 1 192d C ' 1112： 12.09mm忤V 946.67因为轴上应开1个键槽，所以轴径应增大5%故d 12.09 (1 5%) 12.69mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取dmin 20mm.4、轴的结构设计1拟定轴上零件的装配方案通过分析比拟，选用如下图所示的装配方案(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度11-2段轴段与大带轮装配，其直径d12

32、 20mm,为了满足大带轮的轴向定位 要求，带轮右侧制出一轴肩故 d2 3 25mm，查表知大带轮宽为B 52mm，为了 保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比B略小一些，现取 l1 2 50mm。2初步估算轴承端盖的总宽度为 35m m，根据轴承端盖的拆装与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的距离I 20m m,故取丨2 3 55mm。3初步选择滚动轴承。因为轴承只承受径向力的作用，应当选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d2 3 25mm，由轴承产品目录中初步选择6206承，由参考得其尺寸为 d D B 30mm 62mm 16mm，故 d3

33、 4 d5 6 30mm。4取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4 5 35mm，齿轮轮毂的宽度B 55mm，轴承内端面至箱体内壁的距离3 11mm，齿轮与箱体内壁之距离2 10mm，故取 l4 5186.5mm，挡油盘宽度为 1.5mm，所以 l3 4 B 16mm，I5 6 19.5mm。但此时齿轮直径d 1.8d ' 63mm，齿轮受力不均匀应当选用齿轮轴。5、轴上零件的周向定位带轮与轴之间的定位采用平键连接。按 d1.2由参考资料查得平键截面b h=5mm 5mm，键槽用键槽铣刀加工长为 40mm。&确定轴上圆角和倒角尺寸由参考资料，取轴端倒角为2X 45 °。二

34、U轴中间轴的设计计算1、求轴上的功率、转速和转矩由前面得，P2=1.156Kw,n2 190.48r/min,T257.958N m2、求作用在齿轮上的力Ft2Ft1550.60N Fa2Ft2 tan157.26 N Fr2 Fr1 208.43N低速级小齿轮的分度圆直径d364.5mm，Ft32T2d32 57.958 1036451797.15NFr3Fstancos1704.12 tan20cos15.99654.11NFa3Ft3 tan1704.21 tan 15.99514.99N3、初步确定轴的最小直径先按参考资料初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,参考资料，取C=11

35、2,于是得：d c'B 1121.15620.43mmYn2V 190.48调质处理。根据因为轴上应开1个键槽，所以轴径应增大5%故d 20.43 (15%)21.45mm，取 dmin30mm。4、轴的结构设计1拟定轴上零件的装配方案通过分析比拟，选用如下图所示的装配方案2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。因为轴承只承受径向力的作用，应当选用深沟球轴承。参照工作要求并根据dmin 30mm，由轴承产品目录中初步选择6206轴承，由参 考资料得其尺寸为d D B 30 mm 62mm 16m m，故d1 2 d4 5 30mm。2取安装齿轮处的轴段3-4的直径为

36、d3 4 35mm，齿轮与轴承之间采用套筒定 位齿轮2轮毂的宽度B2 45mm，为使套筒充分压紧齿轮 3，故l3 4 43mm， 取安装齿轮处的轴段2-3的直径d2 3 40mm，齿轮轮毂的宽度B3 75mm， 故取 l2 3115.5mm。但此时齿轮直径d 1.8d' 72mm，齿轮受力不均匀应当选用齿轮轴。3轴承内端面至箱体内壁的距离3 11mm,齿轮与箱体内壁之距离 2 10mm，挡油盘宽度为 1.5mm，故 |1219.5mm， l4 5 46mm。5、轴上零件的周向定位齿轮2与轴之间的定位采用平键连接。按 d3 4 35mm，由参考资料查得齿轮 2 处平键截面b h 10mm

37、 8mm ,键槽用键槽铣刀加工长为35mm。同时为了保证 齿轮与轴之间配合有良好的对中性，应当选择齿轮与轴之间的配合为 H-7。滚动r6轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。 &确定轴上圆角和倒角尺寸由参考资料，取轴端倒角为2X 45 °。三川轴低速轴的设计计算1、求轴上的功率、转速和转矩由前面得，P3=1.122Kw,n350r / min,T3214.302N m2、求作用在齿轮上的力Ft4 Ft3 1797.15N Fr4 Fr3 654.11N Fa4 Fa3 514.99N 3、初步确定轴的最小直径先按参考资料初步估算轴的最小直径。

38、选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考资料，取C=112,于是得：d C | 311231.59mm 50因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大7%故d 31.59 (1 7%) 33.80mm,输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的 孔径相适应，故需同时选联轴器型号。联轴器的计算转矩 G 心丁3，查参考资料，取Ka 1.5，如此 Tea KaT31.5 214.302 321.45N m按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用TL7弹性套柱销联轴器，其公称转矩500N m,孔径为45m m，故dmin 45mm，半联轴器长度Y型112mm，

39、半联轴器与配合的毂孔长度为 L1 84mm 4、轴的结构设计1拟定轴上零件的装配方案通过分析比拟，选用如下图所示的装配方案2据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度17-8段与联轴器相连接故d7 8 45mm，为满足联轴器的轴向定位，要求轴7-8左端需制出一轴肩故 d6 7 50mm， L1 84mm， l7 8 J，取 l7 8 82mm。2初步估算轴承端盖的总宽度为 35m m，根据轴承端盖的拆装与便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与联轴器左端面的距离I 20m m，故取16 7 55mm。3初步选择滚动轴承。因为轴承只承受径向力的作用，应当选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d6 7

40、 50mm，由轴承产品目录中初步选择6211轴承，由参 考资料得其尺寸为d D B 55mm 100mm 21mm，故d, 2 d5 6 55mm，轴 承内端面至箱体内壁的距离3 11mm，齿轮与箱体内壁之距离2 10mm，挡油盘宽度为1.5m m，所以15 622.5mm，齿轮与轴承之间采用套筒定位，为使套筒充分压紧齿轮，故h 2 51mm。取安装齿轮处的轴段2-3的直径d2 3 60mm， 齿轮轮毂的宽度B4 65mm，故取12 3 63mm。齿轮右侧靠轴肩定位，故 d3 4 70mm， 13 4 12mm， d4 5 60mm， 13 483.5mm。5、轴上零件的周向定位齿轮、联轴器与

41、轴之间的定位均采用平键连接。按 d6 7由参考资料查得平键截面 b h 14mm 9mm ,键槽用键槽铣刀加工长为72mm。同时为了保证联轴器与轴 之间配合有良好的对中性，应当选择联轴器与轴之间的配合为 H-7 ;同样齿轮与r6轴的连接用平键18mm 11mm 55mm，带轮与轴之间的配合为 也。滚动轴承r6与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。&确定轴上圆角和倒角尺寸由参考资料，取轴端倒角为2X 45 °。U轴中间轴的校核 中间轴的受力情况如图:(1)计算齿轮受力第一级大斜齿轮受力分析Ft2 Ft! 550.60N 氐Fr1 208.43N F

42、a2 甩 tan 157.26N第二级大斜齿轮受力分析Ft32T2d32 57.958 1036451797.15NFsta ncos1704.12 tan20cos15.99654.11NFa3Ft3 tan1704.12 tan 15.99514.99N做出弯扭矩图58.5mm以轴左端为原点，经简化后各段长度分别为l1 66.5mm,l2 81mm,l3水平方向受力图:0547.26NF R2 (l1l2 打)Fr2 (l1l2)Fr3Fa364.5Fa2101.58N弯矩图:垂直方向受力图:Fr2(l1 1 2l3)Ft2(l1l2)Ft3l10Fr2974.39N弯矩图：合成弯矩图:y

43、d轴受转矩许用应力值应力校正系数当量转矩转矩图：9H込N伽T T257958N0b102.5Mpa, 1b 60Mpaib0b0.59T 34195.22 N当量弯矩当量弯矩图xtTT5 / J5. .7 nrJi '</- . 'A mi在齿轮2中间截面处M2m2(T)267387.03N在齿轮3中间截面处M3.'M 2(T)299506.87 N齿根圆直径df2 d2 2(ha c)m 211.33mmdf3 d3 2(ha c)m 59.5mm轴径d23 67387.03 0.1 6022.39mmd33 99506.87:0.1 6025.50mm七、滚动

44、轴承的选择和计算由前面初选6206承，其寿命计算如下：预期寿命：Lh 10 300 8 248000h:n 190.48r/min，Cr 15000N，C0r 10000N，fd 1.2FA 357.73N e 0.23轴承1上的径向载荷Fr1、厂Fr；547.262 1373.36"1478.38NFa1Fr 1357.730.24 e1478.38故X0.56,Y1.94所以当量动载荷 pfd(X1Fr1 YFa1) 1834.10N轴承2上的径向载荷Fr2'2''2R2R2、101.5822974.39976.67 NFa2Fr2故 X 1,Y0所以当量

45、动载荷 P2fd(X2Fr2 Y>Fa2) 1168.28N危险轴承为1有Lh1016670 15000 可 ( )3190.48 1834.196453hLhLh故I轴上的轴承6206有效期限内安全八、键的选择和计算1键的选择由前面，齿轮2与轴用键10 8 35联接。2键的强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由参考资料得许用挤压应力为p 100 120Mpa，取p 110Mpa。可得齿轮2上的键2T；2 57958p h'l'd 4 25 3533.12Mpa op故此键能安全工作。九、联轴器的选择联轴器的计算转矩a KaT3，查参考资料，取Ka 1.5 ,如此 Tea KaT31.5 214.302 321.45N m按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用TL7弹性套柱销联轴器，其公称转矩500N m，径为45m m