天津理工大学机械方案课程方案酒瓶印花机

1、机械设计课程设计设计计算说明书设计题目：玻璃瓶印花机构及传动装置设计者: 学 号: 专业班级: 指导教师: 完成日期:天津理工大学机械工程学院目 录一课程设计的任务 3二电动机的选择 5三传动装置的总传动比和分配各级传动比 6四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 7六轴的设计、校核 21七滚动轴承的选择和计算 28八键连接的选择和计算 30九联轴器的选择 31十润滑和密封的选择31十一设计总结32十二参考资料 34-、 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 术基础课。课程设计的主要目的是：(1) 通过课程设计使学生综合运用机

2、械设计课程及有关先修课程的知识，起到巩固、深化、融会贯通及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、绘图能力以及计算机辅助设计 (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 械设计的基本技能。2设计题目：执行机构方案设计、传动装置总体设计及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)，现将对传动装置进行具 体设计。设计题目：玻璃瓶印花机构及传动

3、装置 原始数据：方案号12345678910分配轴转速n (r/mi n)606060 :50:50504545r 4545分配轴输入功率P(kw)1.41.31.21.21.11.01.11.00.90.8玻璃瓶单程移距(mrj)120115110印花图章上下移距(mm555250定位压块左右移距(mm302520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iw 4;(5) 采用Y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）总体设计计算（1

4、）选择电动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 ）绘制减速器装配图（草图和正式图各一张）；3 ）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，可仅绘一张中间轴零件工作图即可）4 ）编写设计计算说明书。3、传动装置部分简图1电动机 2V带传动 3二级圆柱齿轮减速器 4圆柱齿轮5圆柱齿轮 6圆柱齿轮 7圆柱齿轮 8联轴器 9分配轴（V轴）、电动机的选择1 电动机类型的选择按已知工作要求和

5、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。表机座带底脚、端盖无凸缘 丫系列电动机的安装及外形尺寸mm机座号极数ABCDEFGHKABACADHDBBL802,41251005019+0.009-0.00440615.5801016516515017013028590S2,4,61405624508209018017515519031090L1251553352. 确定电动机输出功率Pd电动机所需的输出功率Pd=Pw/ n总效率n = n带查表可得：3n 轴承2n 齿轮 n联轴器n 带=0.96 , n轴承 =0.99,n齿轮 =0.97 , n联轴器 =0.99 ,n = 0.

6、96 x 0.993x 0.972x 0.99=0.868电动机所需的功率：Pd = Pw/n = 0.9 /0.868=1.03 KW3 确定电动机转速 工作机转速nwn w= 45 r/min确定电动机转速可选范围：V带传动常用传动比范围为：i带=24, 双级圆柱齿轮传动比范围为i减=1418, 则电动机转速可选范围为：n '=nw i 总=（34）（ 1418） nw =（42 72） x 45 = 18903240 r/min其中：i总=i带x i减=（34） x （1418） =4272 i减减速器传动比符合这一转速范围的同步转速有 1000、1500、3000 r/min，

7、根据容量和 转速，由有关手册查出适用的电动机型号。4. 确定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：Y112M-4 型号数据如下：额定功率P:1.5 kw满载转速：nm = 1440 r/mi n 同步转速：1500 r/mi n电动机轴径：28 mm三、传动装置的总传动比和分配各级传动比1. 传动装置的总传动比i 总=i 带x i 减=nm/ n w =1440/45=32 nw=452. 分配各级传动比为使V带传动外部尺寸不要太大，可初步取i带=2.5左右贝则：i 减=i 总/i 带=32/2.5=12.8减速器传动比分配原则：各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大

8、齿轮直 径接近以便润滑（浸油深度）。i减=）高*i低i咼-一高速级传动比i低-一低速级传动比建议取：i高=(1.2 1.3)i 低贝U：i减=(1.2 1.3) i 2 低四、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）：m =nm/i带=576 r/minII 轴（中间轴）:nn = n i/ i 高=146.94 r/min川轴（低速级大齿轮轴）：nm =ni/i低=44.99 r/minW轴（与川轴通过联轴器相连的轴）：n w= n m = 44.99 r/min2. 计算各轴的输入功率和输出功率I轴：Pi入=Pd n带=1.03 x 0.96=0.989 k

9、wPi出 =P i入n轴承=0.989x 0.99 =0.979 kwn轴：Pn入=P i出 n齿轮=:0.979x 0.98=0.959kwPn出 =P n入n轴承=:0.959x 0.99 =:0.949 kwm轴:Pm入=P n出 n齿轮=:0.949x 0.98 =0.930kwPm出=P m入n轴承=:0.930x 0.99 =:0.921 kwv轴（分配轴）:Pv入=P m出n联轴器=0.921x 0.99=0.912 kwPW=Rv出=P w入 n 轴承=0.912 x 0.99 = 0.903 kw3. 计算各轴的输入转矩和输出转矩公式：T=9.55 x 106x P/n (N

10、 mm)I 轴：Ti入=9.55x 106xPi入/ni =16.397 x 103(N mm)Ti出=9.55x 106xPi出/ni = 16.233 x 103 (N mm)I轴：Ti入=9.55x 106xPi入/nn = 62.328 x 103 (N mm)63Ti出=9.55 x 10 x Pi出/ nn = 61.705 x 10 (N mm)川轴：Tm入=9.55 x 106x Pm入/nm = 197.410 x 103 (N mm)Tm出Pm出 /nm = 195.436 x 103(N mm)W轴：T吸二9.55 x 106x Pm/nm = 193.589 x 103

11、 (N mm) 63Tw=Tw出=9.55 x 10 x PW出/ nm=191.653 x 10 (N mm)将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表:轴名功率P (kw)转矩T(N m)转速n(r/mi n )传动比i效率n输入输出输入输出电机轴1.514402.5I轴0.9890.97916.39716.233576x 103x 1033.92n轴0.9590.94962.32861.705146.94x 103x 1033.266m轴0.9300.921197.410195.43644.99x 103x 103分配轴0.9120.903193.589x 103191.653x 103

12、44.991五、传动零件的设计计算1. V带传动的设计计算1. V带传动的设计计算V带传动主要参数表名称结果名称结果名称结果带型Z型传动比2.5根数Z=4基准直径dd1=90 mm基准长度Ld=1600mm预紧力Fo min =36.94Ndd2=224mm中心距a°=549.3mm压轴力Fpmin-=293.09N基准 宽度 bd基准线 上槽深 hamin基准线下 槽深hf max槽间距e最小轮 缘厚& min11.02.758.78.76计算项目计算内容结果定V带型号和带轮直径工作情况系数KA=1.2计算功率Pe= KAP=1.2 x 1.031.236kw选带型号小带轮

13、直径大带轮直径Dmi n=50 D1=90D2 =(1 _ ；)Dgn2=(1 -0.01)90 1440576大带轮转速计算带长求Dm求厶初取中心距带长基准长度求中心距和包角中心距小轮包角求带根数 带速带根数求轴上载荷 张紧力=224mm啓=（1 一 ；）少D2=(1-0.01)90 1440224DD2 D1224 90Dm 二2 2DD1224 -90A =2 2a=500mmL -二Dm 2aaL JlDm a 二4672500'Dm"1600 -157r:-4+右 J(1600_157jt)2 _8辺672：1 =180_ D2 _D160a= 180224-905

14、49.360nD1兀汇90心440v =60 1000 60 1000P0=0.33kWka=0.98kl=1.16 P0=0.03kWPe(P：P0)kak1.236(0.33 0.03) 0.98 1.16= 3.02取D仁90mm取 D2=224mmn2=7572 r/mi nDm =157mm =67mmL=1502mmLd=1600mma=549.3mma 1=165.3° >120°v=6.785m/s取z=4根q=0.06kg/mFa =500 Pe(2-5-ka) qv2vzkaFa=36.94N1.236 “2.5-0.982Fa =500() 0.

15、06 5.26.785 40.98轴上载荷Fq *.sin 才Fq =2 4 36.94 sin 82.65FQ=293.09N2.齿轮传动的设计计算减速器中齿轮采用闭式软齿面斜齿轮传动。故小齿轮用 40Gr,调质处理，硬度 241HB286HB （见p211）,平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度 229HB286HB，平均取 240HB,。传动用模数m>2mm B角方向确定应使中间轴的轴向力有所抵消； B =15°左右，乙=20-40，乙=iZi求出后圆整；为使图面匀称，中心距：a高w 130mm a 低 w 150mm.因传动尺寸无严格限制，批量较小，故小齿轮

16、用40Gr,调质处理，硬度241HB 286HB （见p211），平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度 229HB 286HB，平均取 240HB，高速级齿轮计算计算项目计算内容计算结果齿面接触疲劳强度计算16233N.m1.初步计算转矩T1由表 12.13 ( p222)，取叽=1书d=1由图 12.17c (p223)D H Iim1 = 710Mpa齿宽系数屮d接触疲劳极限（T HlimU H Iim2 = 580MpaH1 1=0.9 汉 口円佃1 =0.9 汉 710叭1 = 639Mpa初步计算的许用接触应力T H孙2=0.99讪2 =03 580口贮=522Mpa由表

17、 12.16 (p227)估计 B =15° 取 Ad=85Ad=85Ad值d “A T T1u+1初步计算小齿轮的1 帆bH2 u直径(16.233 ,3.92+1.85汉乞异43.4取 d1 =40mm1汉52223.922.校核计算取 Z1=23，Z2=92Z1=23， Z2=92齿数Z模数mm* ncosP = 40cos15® = 1.93 z120取 mn=2mm(p206)计算项目计算内容计算结果中心距amn(Z1+z2)2(23+92)a= 119.056 mm2cosP2cos15。取 a=120mmR _cmn(Z1 +Z2)2x(23+ 92)螺旋角B

18、iclial UOUo2a2"20B =16.597°d _mnZ1_2 汉23_47 999(mm)d1=47.599mm小齿轮的直径did1 小一一47 999(mm)cosB cos16.597°d _ mnZ2 "93999(mm)d2=191.999mm大齿轮的直径d2d? i9i .999(mm)COS0cos 16.597 住b = ®d 4 "47.599取 b2=50mm b1=60mm齿宽b1n1兀 x52.23713.33，v u.856m / s60"000 60"000v=1.44m/s圆

19、周速度v由表 12.6 (p207)精度等级.92/23选8级精度传动比!原土二 4-3.92 = 0.0204 < 5%I 原3.92i=4.相对误差5%相对误差由表 12.9 (p215)Ka=1.5使用系数Ka由图 12.9 (p216)Kv=1.2动载荷系数Kv 齿间载荷分配系数KH a由表12.10 (p217),先求2Ti2 "6233d47.-676.4( N)599KaR _ 1.5 汉 676.4 _ 20 292 N /mm "00N /mmb50备=1.883.2丄十丄 cos P4Z2丿备=1.635< 1 1 _ + _ cos16.5

20、97 1.635<2392 /邛=2.139莎 _bsin0 _5°rin16.579°_2139 -兀mn兀x2.2zy= 3.636知=% + 邛=1.612 + 2.139 = 3.779计算项目计算内容计算结果tanantan 2°,= arcta n = arcta n= 20.796cos PCOS16.539。co押 _ cos P COSC( n _ cos16.8cos2° _ ° 958COS f b ° 958cos%cos20.796仏=心口 = %2052% 2 =1.7815Kh a=1.7815由表

21、 12.11 (p218) KhR = A+bR)+c“°'b齿向载荷分配系数B丿Kh BKhR = 1.17 +0.502o彳 ay/2+ca*i7*ic71-"-仁 c16()十 0.61只10 兀 5047.599= 1.374Kh b=1.374K = K a Kv K hKh p = 1.5 x 1.2 x 1.7815 1.374 = 4.406K=4.406载荷系数K 弹性系数Ze由表 12.12 (p221) 由图 12.16 (p222)Ze =189.8jMpa节点区域系数Zh 重合度系数乙由式12.31,因£ B >1,取 &#

22、163; B =1,故Zh=2.413 °SR1 1；1£ n -4-Ic 7ccZ £ =0.782Zb =0.978一邛产-I一十-0.782电* 1.635Z 卩=v'cos P =0.978螺旋角系数ZbSHmin =1.05接触最小安全系数由表 12.14 (p225)th=58400hSHmin总工作时间th£ =10汉 365"6= 58400(h)应力循环次数Nl由表 12.15 ( p226)，估计 1079Y NL E10 ,则指数m=8.78n ItNl1 Nv1 60?壬 nithiii =i(Xmax 丿”n

23、J T、 thi-60你正丨hi7 (I maxt h=60 疋仆 576 汉 58400疋(18.78 汉 0.2+ 0.58.78 疋 0.5 + 0.28.78 疋 0.3) = 4.04 "08N L1=4.04 汇 10原故计应力循环次数正确。计算项目计算内容计算结果87Nl2 =N“/i =4.04汉10 /4 = 1.01 汉 10Nl2=1.0仆 107接触寿命系数Zn由图 12.18 (p224)Zn1=1.08Zn2=1.14许用接触应力g i ° H lim 1 Z N1 710x：1.081 XT1 / J flC H1=730.285MpaH 1J

24、 -c, CLSH min1 .05C HC H26 j 乙 c580 0.14=629.714Mpab1厂1 mil厶N厶=629.714Mpa-c一SH min1 .05验算叭=Ze Zh吐1*h"厂bdu=189.8x 2.41 x 0.782% 0.978兴c h=435.9342 汉 4.329 汉 16233 4+1一 <C H2, 2 * =435.934Mpa50汉47.59924齿根弯曲疲劳强度I计算：齿形系数YFa：Z123-7-61Zv1=26.1z v1 3£3 2cos'Bcos316.597_Z292,Zv2=104.527Zv2

25、3 仃3 104.52/应力修正系数cos P cos 16.597Ysa：YFa1=2.6由图 12.21 (p229)YFa2=2.18重合度系数y:由图 12.22 (p230)Ysa1 = 1.58Ysa2=1.821%=1.88-3.2(_Zv11十)cos PZv211-1.88 3.2(+)1 cos16.597° 1.65426.1104.527丫驯=1-0.25 计 1-0.25 = 0.75螺旋角系数Yb当邛兰1时，按gp = 1计算0.750.75Y# = 0.25+=0.25 += 0.703%1.654齿间载荷分配系数16.8 slFaYR =1 邛=1-1

26、H H 120'X120°Ye =0.703=0.861 A Yfmin由表12.10注(p217)Yb=0.86计算项目计算内容计算结果幻3.744= 3.251.7815啜名 1.635x 0.703故 KFa=1.7815KFa=1.7815齿向载荷分布系数由图 12.14 (p219)Kfbb/h=50/(2*2.25)=11.1111, Kfb =1.35Kfb =1.25载荷系数K:KaKvKKhP =1.5咒1.2咒 1.7815H.35 =4.329K=3.917弯曲疲劳极限由图 12.23c(p231)(7 Fmin：7 Fmin1=600Mpa, 7 Fm

27、in2=450Mpa7 Fmin1=600Mpa由表 12.14 (p225)7 Fmin2=450Mpa弯曲最小安全系数3“=1.25SFmin=1.25SFmin应力循环次数N-由表 12.15 (p226)估计3汇106 y Nl兰1010J弯曲寿命系数Yn :尺寸系数Yx： 许用弯曲应力c f验算则指数m=49.91mn( TNlNvGO伍 nh '!i 4Xmax 丿nF8.78-6°mt正J1亡i £ I 1 maxth=60 "域 576汉 58400汉(149.91 汉 0.2+ 0.549.91 汉 0.5 + 0.24"91

28、汇 0.3) =4.02>d08 原故计应力循环次数正确。NL2 =NL1/i =4.02x108/4 = 1.005乂107由图 12,24 (p232) Yn1=0.95, Yn2=0.97由图 12.25 (p232) Y=1rr 1a F lim 1 ，YN1 论600><0.92：<1町订-441.6MpaSFmin1.25» =_=352.8MpaSFmin1.252KT%_ 1 “Fa1 Ysa1 Yg Y0bd1mn2 汉 4.329 汇 16233-62 汉61.9 汽 2.5= 12.28Mpa cQF18=4.02x10NL2 =1.00

29、5I07Yn1=0.92Yn2=0.98Yx=1c F1=441.6Mpac F2=352.82Mpac F1< c F1计算项目计算内容计算结果YFa2Y;a2 “ccc 2.11.82 升2-升122 120.28XYFaMa1=116.169Mpa 弋町2c F2< c F2 故满足要求高速齿轮计算数据总结:低速级计算数据总结：1项目小齿轮大齿轮1分度圆直径47.99m191.999mmm2中心距a= 120mm3齿宽60mm50mm4齿数23925模数26传动比41项目小齿轮大齿轮1分度圆直径64.775215.225：2中心距a= 140mm3齿宽75mm65mm4齿数3

30、11035模数26传动比3.322低速级齿轮计算计算项目计算内容计算结果齿面接触疲劳强度计算2.初步计算转矩T1齿宽系数书d 接触疲劳极限(T Hlim初步计算的许用接触应力(T HAd值初步计算小齿轮的直径2.校核计算齿数Z模数m6 p=9.55"06 n由表 12.13 ( p222),取书 d=1由图 12.17c (p223)kH1 =0.9 汉bHiir =0.9 汇 710G H 2 = 0.9 乂 u H lim 2 = 0.9 乂 580由表 12.16 (p227)估计 B =15° 取 Ad=85 曲 1 T1 2u+1"d ®huJ

31、 617053.266 +1=85汉計汽=561汉5223.266取 Z1=31 , Z2=103mn = cos P = cos15 =1.86Z13161705N.m书d=1。H lim1 = 710MpaD H lim2 = 58°MpaH1 = 639MpabH2 = 522MpaAd=85取 d1=60mmZ1=31, Z2=103取 mn=2mm(p206)计算项目计算内容计算结果中心距amn(Zi +Z2)2(31+103)取 a=140mma =衬-138.727mm2 cos P2 cos15 °隹mn(zi +Z2)2(31+103)螺旋角BP - ar

32、ccos arccos2a2汉140B =16.834°小齿轮的直径di4宀=2汉31-64.775(mm)d1=64.775mmcosP COS16.834大齿轮的直径d2._ mnZ2d 2 -门103-215.222(mm)d2=215.225mmcosP cos16.834取 b2=65mmb1=75mm齿宽bb =鸣 d = 1 审 64.775兀汉64.775汉44.99 小，c ,v=0.152m/s=0.152m/ s60x1000圆周速度vV 60"000由表 12.6 (p207)选8级精度精度等级i =103 =3.32231i=3.322传动比相对误

33、差i原-i实3.266-3.322一一相对误差5% 1.7% v 5%i 原3.266Ka=1.5使用系数Ka由表 12.9 (p215)Kv=1.2动载荷系数Kv由图 12.9 (p216)齿间载荷分配系数由表12.10 (p217),先求KH a2T2 汉 62328F 11 QOAFt -I924.446(N )d164.775KaF+1.5勺924.44644.41 N / mm v 100 N / mmb65电=丄+丄cosP0Z2丿' 11 )4% =1.670+ cos16.834 =1.670<31103 /_ bsinB 65 汉sin16.834* 小 邛=2

34、.995沖一-兀mn一 2.995n x 2= + = 1.670 + 2.995 = 4.665引=4.665计算项目计算内容计算结果tana atarcta ncosf:-arctan tan20 -20.820°$cos16.834°ccos0cosan cos16.834cos20cos一-0 962wwO Lb J . W厶cosycos20.820K=KFa=Sa/COS2Bb =1.670/0.9622 =1.804Kh a=1.804齿向载荷分配系数由表 12.11 ( p218) KhE二+c“0bKh Be丿6523KhE 1.17+0.16沢()2+0

35、.61沢10 x65= 1.37064.775Kh b=1.370载荷系数K 弹性系数ZeK=KaKvKhcKhr = 1.5x1.2x1.804x1.370 = 4.448K=4.448' '-5L由表 12.12 (p221)ZE =189.8jMpa节点区域系数Zh由图 12.16 (p222)Zh=2.41重合度系数乙由式12.31，因£ B >1,取 £ B =1,故-邛)+翌= I=J =0.773Z £ =0.773名3备 T 备 1.670Zb =0.978螺旋角系数ZbZ0 = JCOSB =JCOS16.834 =0.97

36、8接触最小安全系数由表 12.14 (p225)SHmin =1.05SHmin总工作时间th£ =1036516=58400(h)th=58400h应力循环次数Nl由表 12.15 ( p226)，估计 107 Ynl 兰 109,贝U指数m=8.78产化m,n| T !Nl1 =Nw =60伍 nithi !i mlTmax 丿n/.8.78Ti= 60;/n1thZi#lTmax 丿th=60汉仆 44.99 汇 58400汉(18.78 汉 0.2 + 0.58.78 汉 0.5 + 0.28.78 汉 0.3) = 3.16汉 107 原故计应力循环次数正确。Nl1=3.1

37、6x107计算项目计算内容计算结果接触寿命系数Zn许用接触应力C H验算齿形系数YFa：应力修正系数Ysa：重合度系数丫 :螺旋角系数Yb齿间载荷分配系数比2 二 NL1/i =3.16 107/3.322 =0.967 107 由图 12.18 (p224)H liml ZN1 7101 .28:-H1865.523MpaSH min°5二 H2二:-H lim 2 ZN2SH min580 1.371.05= 756.761Mpa= 189.8 2.41 0.773 0.9782 4.448 61705 3.322 165 64.77523.322-561.84Mpa由图由图Z1

38、31cos3 :一3cos 16.834Z2103cos3 :-cos316.834= 35.352= 117.46212.21 (p229)Zv1Zv212.22 (p230)；：v 二1.88-3.2( 1Zv11亠)cosZv2二1.88 七么一1 35.352丫 = 0.250.751)cos16.834 -1.686117.462-0.250.751.686=0.694丫讪=1 - 0.25 ； ： = 1 - 0.25 二 0.75当：书丄1时，按；=1计算P1-112016.834120=0.872 Y：min由表12.10注（p217）Nl2=0.967x10Zn1=1.21Z

39、n2=1.28C H1=865.523Mpac H2=756.761Mpac h=561.84<C H2Zv1=35.352Zv2=117.462YFa1=2.45 YFa2=2.18Ysa1 = 1.66Ysa2=1.82Ye =0.696Yb =0.859计算项目计算内容计算结果名Y4.655. _.'-4.02 a 1.804s Y 1.670 汇 0.694a z故 KFa=1.804KFa=1.804齿向载荷分布系数由图 12.14 (p219)Kfbb/h=65/(2.2*2.25)=14.444,畑=1.4Kfb =1.4载荷系数KK =KaKvKho(Khb =

40、1.5x1.2x1.804x1.370 = 4.546由图 12.23c(p231)K=4.546弯曲疲劳极限(T Fmin：T Fmin1=600Mpa, T Fmin2=450MpaT Fmin1=600Mpa弯曲最小安全系数由表 12.14 (p225)T Fmin2=450MpaSFmin=1.25SFmin=1.25SFmin应力循环次数N.由表 12.15 (p226)估计 3叮06 y Nl 兰 1010,则指数m=49.91nFt、N“=Nv1=60顶 n,th!i £(Tmax /'8.78-60仲丘 I Ti*thii¥ iXmax 丿th49

41、91=60 疋仆 44.99疋 58400工(1疋 0.2+ 0.549.91 x 0.5 + 0.2也91 x 0.3) = 3.13 x 107N_1=3.13X107原故计应力循环次数正确。Nl2 =NL1/i =3.13汇107/3.322 = 0.942"07N_2=0.942X107弯曲寿命系数Yn :由图 12,24 (p232) Yn1=1.20, Yn2=1.29Yn1=1.20尺寸系数Yx：由图 12.25 (p232) Y=1Yn2=1.29Y<=1许用弯曲应力r,<Flim1 Yn1 Yx601.21一T F一 Flim1 N1 x-576MpaS

42、f min1 .25t F1=576Mpa验算r , CTFlim2 -Ym2Yx450汉 1.29"% _N2 x _-464MpaSFmin1.251 - _ 1 Yf91 Ysa1 YY0 bd1mn2 汉 4.564 汉 62388-汇 2.45汉 1.66 汇 0.694 汇 0.85965 江 64.775 乂 2t F2=464Mpa= 163.16Mpa c®F1T F1< T F1计算项目计算内容计算结果浪2匕2CTf2=<Tf1=163.16 汇YFaMal= 159.174Mpa <<tF2（T F2< （T F2】故满足

43、要求机座壁厚SS =0.025a+38mm机盖壁厚E1S 1=0.025a+38mm机座凸缘壁厚b=1.5 S12mm机盖凸缘壁厚bi=1.5 S12mm机座底凸缘壁厚b2=2.5 S 120mm地脚螺钉直径df =0.036a+1220mm地脚螺钉数目a<250 ,n=44轴承旁联接螺栓直径di=0.75 df16mm机盖与机座联接螺栓直径d2d2=（0.5 0.6） df12mm联接螺栓d2间距L=150 200150mm轴承盖螺钉直径d3=（0.4 0.5） df8mm窥视孔螺钉直径d4=（0.3 0.4） df6mm定位销直径d=（0.7 0.8） d210mm轴承旁凸台半径R=

44、C220mm轴承盖螺钉分布圆直径Di= D+2.5d 3 （D为轴承孔直径）Dii=82mmDi2=82mmDi3=110mm轴承座凸起部分端面直径D2= D i+2.5d3D2i=102mmD22=102mmD23=130mm大齿顶圆与箱体内壁距离 1 i>1.2 S10mm齿轮端面与箱体内壁距离 2 2> S10mm两齿轮端面距离 4=1010mmdf,d1,d2至外机壁距离C1=1.2d+（5 8）C1f=26mm Ci仁 22mmC12=18mmdf,d1,d2至凸台边缘距离C2C2f=24mmC21=20mmC22=16mm机壳上部（下部）凸缘宽度K= C1+ C2Kf=

45、50mmK仁 42mm轴承孔边缘到螺钉 d1中心 线距离e=（1 1.2）d116mm轴承座凸起部分宽度L1 > C1f+ C2f+（3 5）55mm吊环螺钉直径dq=0.8df16mm箱盖肋厚0.85 S 16.8轴承端盖外径凸缘 D2=D+（55.5）d3102130箱座肋厚0.85 S6.8六、轴的强度校核（一）中间轴的设计计算及校核1）选择轴材料、处理方式因为传递的功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，故选用材料45钢,调制处理H2）初算轴的直径与材料有关的系数C 由表16.2 取C=112轴的最小直径"26.61，根据键槽等因素取d=303）结构设计总左至右分别为轴

46、段1至轴段6（1） 轴承与轴段1及轴段5:（6206:30 62 16）取挡油密封环到内壁距离 2mm62.6选用深沟球轴承。轴段1上安装轴承，其直径应既便于轴承安装， 又应符合轴：承内径系列。现暂取轴承型号 6206,查手册内径d=30mm外径 D=62mm宽度B=16mm故取轴段1与5的直径d仁d2=30,为避免转动齿轮与 不动机体相碰，应在齿轮端面与机体内壁之间留有足够间距H,取H=10mm为补偿机体的铸造误差，轴承应深入轴承座孔内适当距离，以保证轴承在任 何时候都能坐落在轴承座孔内，为此取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内 壁间的距离10,则轴段1与5的长度分别为43mm与 28mm（2）轴段2：轴段2上安装齿轮，为便于齿轮安装，d2应略大于d1，可取d2=34,齿轮外端面用轴套固定，为使轴套端面顶在齿轮左端面上， 即靠紧。轴段2的长 度应略小于小齿轮的轮毂的宽度，已知齿轮三宽为 b1=50mm则轴段2长度为88mm（3）轴段3:为使齿轮间更好的啮合，大齿轮与小齿轮间应有一段距离，两个 运动的齿轮间距离1015mm且两齿