插床机械传动系统设计 - 图文

机械设计课程设计说明书

题 目 插床机械传动系统设计 指导教师 院 系 物理与机电工程学院 班 级 10机械（2） 学 号 姓 名

完成时间 2012.12.6

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目录

一．设计任务书 ………………………………………………3 二、传动方案拟定 ……………………………………………6 三、电动机的选择 ……………………………………………6 四、计算总传动比及分配各级的传动比………………………7 五、运动参数及动力参数计算 ………………………………7 六、传动零件的设计计算 ……………………………………9 七、轴的设计计算 ……………………………………………25 八、滚动轴承的选择及校核计算 ……………………………38 九、联轴器的选择 ……………………………………………42 十、润滑剂、密封装置的设计 ………………………………42 十一、箱体的设计 ……………………………………………43 十二、总结 ……………………………………………………44

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计算与说明

机械设计课程设计任务书

一、课程设计题目：插床机械系统方案设计 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y—y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。

主要 结果

三、设计要求

电动机轴与曲柄轴2平行，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[α]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。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（由设计者自定是否涉及）； 15、运用计算机软件（Solidworks、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

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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：14、15周 执 行 机 构 F F Fmax 0.05H 0.05H 传 动 装 置 电机 a）机械系统示意图 H b）插刀阻力曲线图 s y d 6 C 滑块 连杆 5 B 1 D O4 导杆 凸轮7 4 4O2 y 从动件8 O8 n2 2曲柄 滑块3 Ac）执行机构运动简图 附图1 插床机械示意图 步 骤 主 要 内 容 （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； （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。 （1）齿轮传动、带传动或蜗杆传动的设计计算； （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。 （1）润滑、密封设计； 4

时间安排 1、设计准备工作 11（或13）周星期一 2、总体设计 11（或13）周星期一 3、传动件的设计计算 11（或13）周星期二 4、轴系零件的设计 11（或13）周星期三至 星期五上午 5、润滑、密封

11（或13）周星期五下午

及箱体设计 （2）减速器箱体设计；

6、计算机绘图设计

（1）减速器三维零件图及装配图（可不做）；

11（或13）周星期六至

（2）绘制减速器装配图；

12（或14）周星期三

（3）绘制轴及传动零件的零件图；

（1）编写设计计算说明书，内容包括所有的计算，并附有必要的简图；

12（或14）周星期四至

（2）说明书中最后应写出设计总

星期五上午

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。 （1）作答辩准备 （2）参加答辩

12（或14）周星期五下午 7、编写设计计算说明书

8、答辩

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机械设计课程设计说明书正文 1、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Pw： P＝Fmax?0.9H1480?0.9?0.1＝＝0.1154 KW ，放大5倍后 P＝0.5772 KW 。 60601000?1000?n252查机械设计课程设计指导书表9.1得：普通V带传动效率?1?0.96，角接触球轴承效率（一对）?2?0.99，圆柱齿轮传动（8级精度、油润滑）效率?3?0.97，弹性联轴器效率?4?0.99，执行机构的传动效率?执?0.95。 则从电动机到插刀之间的总效率为： ?总??1?2?3?4?执?0.96?0.99?0.97?0.99?0.95?0.82， 则电动机所需工作功率为：P0?3232P?总?0.5772kW?0.704kW。 0.82 因 Pw＝1.3P0 故Pw＝1.3×0.704＝0.911 KW 。 查机械设计课程设计指导书选定电机型号为Y90S-4，其主要性能如下表所示： 电动机型号 Y90S-4 额定功率/KW 1.1 满载转速/(r/min) 1400 启动转矩 额定转矩 2.2 最大转矩 额定转矩 2.2 （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： 电动机型号 Y904S-4 额定功率 1.1kw 满载转速 1400 r/min 6

2、计算传动装置的总传动比i总并分配传动比 (1)总传动比i总为：i总?nm1400??26.923 n252 i带=2.5 i12?3.88 取普通V带传动比为：i带?2.5， i总?i带i12i34 ，i12?1.4i34 2 则26.923?2.5×1.4i34 解得 i12?3.88 ， i34?2.772 i34=2.772 P0＝1.1 KW n0?1400r/min3、计算传动装置各轴的运动和动力参数 (1)各轴的功率、转速、输入转矩： O轴: P0＝Pw＝1.1 KW n0?nm?1400r/min T0?9550?

1.1?7.5N?m 1400T0?7.5N?m P??1.056KW n??560r/minⅠ轴：P??P0?带?1.1?0.96?1.056KW n??n01400??560r/min i带2.5 T??9550?p?1.056?9550??18.01N?m n?560T??18.01N?m P???1.014KW Ⅱ轴: P???P??滚?12?1.056?0.99?0.97?1.014KW n??? n???144.33r/minn?560??144.33r/min i123.88p??1.014?9550??67.09N?m n??144.33T???67.09N?m P????0.974KW n????52.07r/min T???9550? Ⅲ轴：P????P???滚?34?1.014?0.99?0.97?0.974KW

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n????n??144.33??52.07r/min i342.772T????178.64N?m T????9550?p???0.974?9550??178.64N?m n???52.07转速n/(r/min) 1400 560 144.33 52.07 将上述计算结果汇总于下表，以备查用： 轴名 O轴 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 功率/kW 1.1 1.056 1.014 0.974 转矩T/(N?m) 7.5 18.01 67.09 178.64 4、solidworks电机3D制图 5、参考文献 [1]宋宝玉：《机械设计课程设计指导书》，高等教育出版社2006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

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[5]谢昱北：《solidworks2007典型范例》，电子工业出版社207年版 6、普通V带传动设计 6.1、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。 6.2、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Pca： Pca?KA?P0 ,查表8-7得工作情况系数KA?1.1(空、轻载启动，载荷有轻微冲击) ，故Pca?1.1?1.1kW?1.21kW 2、选择V带的带型： 根据Pca?1.21kW，n1?nm?1400r V带： Z型 dd1?71mm min查表8-1选用Z型（dd1?50-71mm）。 dd2?180mm 3、确定带轮的基准直径dd并验算带速v： (1)初选小带轮的基准直径dd1：查表8-6、表8-8取小带轮的基准dd1?71mm。 (2)验算带速v：v??dd1n160?1000???71?1400m60?1000s?5.2m s因为 5m/s＜v＜30m/s，故带速合适。 (3)计算大齿轮的基准直径： dd2?i带dd1?2.5?71mm?177.5mm，由表圆整为180mm。 4、确定V带的中心距a和基准长度Ld： （dd1?dd2）?175.7mm?a0?（2dd1?dd2）?502mm，初定中心距 (1)根据公式0.7 9

a0?350mm。 (2)通过计算得到该组带轮所需的基准长度：2（dd2-dd1）??1092Ld0?2a0?（dd1?dd2）??[2?350??251?]mm?1102.56mm24a024?350查表8-2得：Ld?1120mm。 (3)计算实际中心距 ： （L-Ld0）1120-1102.56a?a0?d?350?mm?359mm。 22根据amin?a-0.015Ld，amax?a?0.03Ld得：中心距a的变化范围为342-392mm。 5、验算小带轮上的包角?1： a=359mm ?1=163? 57.3?57.3???1?180（-dd2-dd1）?180（-180-71）??163?>90° a359?6、计算带的根数z： (1)计算带根V带的额定功率Pr：由dd1?71mm和n1?1400rmin，查表8-4a知P0?0.294kW根据n1?1400rmin，i带?2.5和Z型带查表8-4b得：?P0?0.03kW,查表8-5得K??0.956，查表8-2得KL?1.08，于是Pr?（P0??P0）?K??KL?（0.294?0.03）?0.956?1.08kW?0.335kW (2)计算V带的根数z：z?Pca1.21??3.612，取4根。 Pf0.335 Z=4 Fp=384.53N （F0）7、计算单根V带的初拉力的最小值min：查表8-3得Z型带的单位长度质量q?0.06kgm，（F0）min?500(2.5-K?)Pca(2.5-0.956)?1.21?qv2?[500??0.06?5.22]N?48.6NK?zv0.956?4?5.2（F0）应使带的实际初拉力F0?min 8、计算应轴力Fp: 压轴力的最小值为： 163?（Fp）?2?4?48.6?sinN?384.53N min?2z（F0）minsin22

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9、带轮结构设计 :查机械设计课程设计指导书得：Y90S-4电动机轴伸直径 D=24mm，轴伸长度E=60mm。根据小带轮基准直径dd1?71mm做成实心式结构参照机械设计书图8-14（a）和表8-10，可求其结构尺寸和轮缘横截面尺寸。大带轮基准直径

dd2?180mm做成腹板式结构参照机械设计书图8-14(b)和表8-10，可求出其结构尺

寸和轮缘横截面尺寸。

小带轮参数：小带轮dd1=71mm，孔径d=24mm，带轮宽B=50mm，查相关机械手册知小带轮采用实心式；大带轮参数：大带轮dd2=180mm，查相关机械手册知大带轮采用四孔板式，则孔径

d=28mm，带轮宽

B=50mm，轮毂直径和宽度皆为

d0?L?2d?2?28mm?56mm。

6.3、solidworks带轮3D制图

（1）小带轮绘制： （2）大带轮绘制：

6.4、参考资料

[1]宋宝玉：《机械设计课程设计指导书》，高等教育出版社2006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

7、齿轮传动设计

7.1、齿轮传动的失效形式和设计准则

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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轮齿折断。

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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。

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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 由实践得知，对于润滑良好的闭式软齿面 (HBS≤350) 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。 斜齿圆柱齿轮 8级精度

7.2齿轮传动的设计步骤和方法 （1）齿轮传动设计 A、高速级齿轮的设计（Z1、Z2） 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

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（3）材料选择：查表10-1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z1=24，则大齿轮齿数z2=3.88×24=93.12，取z2=94。 （5）、选用螺旋角 初选螺旋角β=15° 2、按齿面接触度设计 由设计计算公式试算即： d1t??32KtT1?d???ZEZHu?1???????u?H??? ?2(1) 确定公式内的个计算值 1）试选载荷系数：Kt=1.6，由图10-30选区域系数ZH?2.425。 2）小齿轮传递的转矩：T1?118.01N?m 3）查表选取齿轮宽系数：?d=1 4) 查表10-6得弹性影响系数：ZE=189.8MPa 5) 按齿面硬度查图10-21d得小齿轮的接触疲劳强度极限：?Hlim1=600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限：?Hlim2=550MPa 6)由式N=60njLh计算应力循环次数 12N1?60n?jLh=60×560×1×﹙1×300×8﹚=8.064×108 8.064?1088N2?=2.08×10 3.887) 查图10-19取接触疲劳寿命系数：KHN1=0.93，KHN2=0.96 8) 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??H??KHN?Hlim得： S??H?1=KHN1?Hlim1=0.93?600MPa=558MPa S1??H?2=KHN2?Hlim20.96?550=MPa=528Mpa 1S??H??

??H?1???H?22?558?528?543MPa 215

⑵ 计算 V=0.93m/s 1)试算小齿轮分度圆直径,代入??H?中较小的值： 2?ZEZH?2KtT1 u?13??d1t????? ?d??u?H?? 242?1.6?1.801?104.882.425?189.8?? ???＝3?＝31.76mm 1?1.6253.88543?? 2)计算圆周速度v ?d1tn???31.76?560m ＝0.93m/s v??s 60?100060?10003)计算齿宽b b=?d×d1t=1×31.76mm=31.76mm 4)计算齿宽与齿高之比b/h d1tcos?31.76?cos15?模数：mnt==mm=1.28mm z124 b31.76 齿高： h=2.25mnt=2.25×1.28mm=2.88mm，齿宽与齿高之比??11.03 h2.885)计算载荷系数 已知使用系数KA=1.25，根据v=0.93m/s，8级精度，查图10-8得动载系数Kv=1.05 查表10-3得KH??KF?=1.4，由表10-4用插值法查得：KH?=1.447 查图10-13得KF?=1.4；故载荷系数 K?KAKvKH?KH?=1.25×1.05×1.4×1.447=2.66 K6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式子d1?d1t3得： Kt K2.66d1?d1t3?31.76?3=37.62mm Kt1.6 7) 计算模数m d1cos?37.62?cos15o m===1.5mm z124 3、按齿根弯曲强度设计 9)查表得??1=0.765 ??2=0.86 ?????1+??1=1.625 ?? 16

根据弯曲强度的设计公式为mn?32KT?Y?cos2?2?dz1??（YFaYSa??F?）进行计算： 1)由图10-18查得小齿轮的弯曲疲劳强的极限?FE1=500MPa;大齿轮的弯曲强度极限?FE2=380MPa 2)由图取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88 3)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则 ??F?1?KFN1?FE1=0.85?500=303.57Mpa S1.4??F?2?KFN2?FE2S=0.88?380=238.86Mpa 1.44)计算载荷系数K?KAKvKF?KF?=1.25×1.05×1.4×1.4=2.57 5）计算纵向重合度???0.318?dZ1tan??0.318?1?24?tan15o?2.045 根据???2.045，从图10-28查得螺旋角影响系数Y??0.875 6)计算当量齿数： Zv1?Z1Z22494??26.63Z???104.3 v2cos3?cos315?cos3?cos314?7)查取齿形系数、应力校正系数 由表查得YFa1=2.581；YFa2=2.177 由表查得YSa1=1.598；YSa2=1.793 YFaYSa8)计算大小齿轮的??F?并加以比较 YF?1YS?1 ??F?1?2.581?1.598=0.01359 303.57YF?2YS?2 ??F?2?2.177?1.793=0.01634 238.86 z1?25 大齿轮的数值大 9)设计计算 42?32?2.57?1.801?10?0.875?cos15 mn≥1?242?1.625?0.01634 z2=97 =1.10mm 17

对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模数，取mn=1.5，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=37.62 d1?38.93mm d2?151.07mm a=95mm B1=45mm d1cos?37.62?cos15o z1==≈24.23，圆整为25 mn1.5大齿轮齿数z2= i12z1=3.88×25=97。 这样设计出的齿轮传动，即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、 几何尺寸设计 1) 计算分度圆直径 d1?z1mn25?1.5??38.93mm? cos?cos15z2mn97?1.5??151.07mm cos?cos15? d2?2)计算中心距 a?(z1?z2)mn2cos??(25?97)?1.5cos15??2?94.73mm，圆整为a=95mm。 B2=40mm 斜齿圆柱齿轮 8级精度 3)按圆整后的中心距修正螺旋角 ??arccos(z1?z2)mn(25?97)?1.5?arccos?15?36'4'' 2a2?95因为β值改变不多，故参数??，k?，ZH等不必修正 4)计算齿轮宽度 b??dd1=1×38.93mm=38.93mm 圆整后取B2=40mm，B1=45mm 5、结构设计及绘制齿轮零件图 （1） 小齿轮参数: 查相关机械手册得:小齿轮采用齿轮轴式 （2）大齿轮参数: 因为d≤500mm，则采用腹板式结构 18

B、低速级齿轮的设计（Z3、Z4） 1．选精度等级，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：小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS。二者材料硬度差为40HBS。 4)选小齿轮齿数z3=24，大齿轮齿数z4=2.772×24=66.53 取z2=67 5）初选螺旋角??15。 2．按齿面接触强度设计即： od1t≥32KtT???d???u?1ZEZHu??H???2 (1)确定公式内的歌计算值 1)试选载荷系数Kt=1.6，查图10-30选ZH?2.40 2)计算小齿轮传递的转矩：T??=67.09N?m 3）查表10-7选取齿宽系数?d=1 4)查表10-6得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa 5)查表按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim3?600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim4?550Mpa。 6）查表得 ??1?0.765 ??2?0.86 则?????1???2?1.625 7）计算应力循环次数 12N3=60n??jLh=60×144.33×1×(1×8×300×10)=2.08×108 N3Z37?7.5?10N4= Z48）查表取接触疲劳寿命系数 KHN3?0.97 ; KHN4?0.98 9）计算接触疲劳许用应力 (1)取失效概率为1%，安全系数S=1 ??H?3= KHN1?Hlim1?0.97?600MPa?582MPa S 19

??H?4= KHN2?Hlim2?0.98?550MPa?539MPa S??H????H?3???H?42?560.5MPa ⑵ 计算 1) 试算小齿轮分度圆直径,代入??H?中较小的值： d1t?32KtT???d???ZEZHu?1???????u?H??? ?2242?1.6?6.71?10＝31?1.6253.772?2.42?189.8?????＝49.43㎜ 2.772?560.5?2） 计算圆周速度v v??d1tn??3.14?49.43?144.33＝0.37 m/s 60?100060?10003)计算齿宽b b=?d×d1t=1×49.43mm=49.43mm 4)计算模数、齿宽与齿高之比b/h d1tcos?49.43?cos15?模数：mnt==mm=1.99mm z324齿高：h=2.25mnt=2.25×1.99mm=4.48mm， 则 b?11.03 ho 5）计算纵向重合度 ???0.318?dZ3tan??0.318?1?24?tan15?2.04 6)计算载荷系数 根据v=0.37m/s，8级精度，查图10-8得动载系数Kv=1.02 斜齿轮KH??KF?=1.4 查表得使用系数KA=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，KH?=1.453 查图10—13得KF?=1.4；故载荷系数:K?KAKvKH?KH?=2.6 7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式子d1?d1t3K得： Kt V=0.37m/s 20

d1?d1t3K2.6?49.43?3?58.11mm Kt1.68) 计算模数m d1cos?58.11?cos15??2.34mm mn==z3243、按齿根弯曲强度设计 根据弯曲强度的设计公式为mn?32KT??Y?cos2?2?dz3??（YFaYSa??F?）计算： 1)由图查得小齿轮的弯曲疲劳强的极限?FE1=500MPa;大齿轮的弯曲强度极限?FE2=380MPa 2)由图取弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.85，KFN4=0.88 3)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则 [σF]3= KFN3?FE3=303.57Mpa SKFN4?FE4=238.86Mpa S[σF]4= 4)计算载荷系数K?KAKvKF?KF?=1.25×1.02×1.4×1.4=2.5 5）根据纵向重合度???0.318?dz3tan??2.04，查表得螺旋角影响系数Y??0.875 6）计算当量齿数 Zv3?Z3Z42467??26.63Z???74.34 v433?33?cos?cos15cos?cos157)查取齿形系数 由表查得YFa3=2.581；YFa4=1.598 8)查取应力校正系数 由表查得YSa3=2.231；YSa4=1.759 YFaYSa9)计算大小齿轮的??F?并加以比较 21

YFa3YSa3 ??F?3?2.581?2.231303.57?0.01359 YFa4YSa4 ??F?4?1.759?1.598?0.01643 238.86大齿轮的数值大 10)设计计算 z3?28mm m?42?32?2.5?6.71?10?cos15?0.8751?242?1.625?0.01643?1.69mm z4?78mm d3?58.11mm d4?161.87mm a=110mm B3?65mm B4?60mm 对此计算结果，由齿面接触的模数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（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算得的模数1.69并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=58.11mm，算出小齿轮齿数 d1cos?58.11?cos15? Z3=mn=≈28.06mm，圆整为28 2大齿轮齿数 z4=2.772×28=77.6，取z4=78mm 这样设计出的齿轮传动，即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、 几何尺寸设计 1）圆整后的中心距修正螺旋角 ??arccos(Z3?Z4)mn?15?29'55'' 2a2) 计算分度圆直径 d3?Z3mn= 58.11mm cos?Zm d4?4n?161.87mm cos?3)计算中心距 (Z3?Z4)mna??109.74mm，圆整后a=110mm 2cos?

22

4)计算齿轮宽度

b??dd3=1×58.11mm=58.11mm 圆整后取B4=60mm，B3=65mm

电动机

5、结构设计及绘制齿轮零件图 键C8× （1） 小齿轮参数 56GB/T1096 查相关机械手册得：小齿轮采用齿轮轴式。 （2）大齿轮参数 因为d≤500mm，则采用腹板式结构。

8、键设计

8.1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 轴I 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。 键C6× 45GB/T1096-200

8.2键连接的设计步骤和方法 3 （1）电机键 由电机型号选择知为键C8×56GB/T1096 A确定尺寸 由键型号知：宽b=8mm，高h=7mm，长L=56mm B校核键连接强度 材料选择钢，许用挤压应力[σp]=100~120MPa，取平均值[σp]=10MPa， 键的工作长度l=L－b/2=56mm－4mm=52mm； 键与轮毂键槽接触高度k=0.5h=0.5×7mm=3.5mm，可知

33

σp=2Td×10/kld=(2×9.05×10)/(3.5×52×28)MPa =3.55MPa＜[σp] 符合要求 （2）轴Ⅰ键 轴II 由轴一的设计可知选单圆头普通平键，型号为C6×45GB/T1096-2003 键一8×A确定尺寸 56GB/T1096-200由键的型号可知，宽b=6mm，高h=6mm，长L=45mm 3 B校核键的连接强度 材料选择为钢，许用挤压应力为 [σp]=110MPa

键的工作长度 l=L－b/2

=45mm－3mm =42mm

键与轮毂的接触高度 k=0.5h =0.5×6mm

23

=3mm

可知

σp=2TⅠ×103/kld=(2×18.01×103)/(3×42×20)MPa=14.29MPa＜[σp] 符合要求

（3）轴Ⅱ键

A、由轴Ⅱ的设计可知键一选圆头普通平键，型号为8×56GB/T1096-2003 a确定尺寸

由键型号可知宽b=8mm，高h=7mm，长L=56mm b校核键的连接强度

材料选择为钢，许用挤压应力为[σp]=110MPa 键的工作长度l=L－b=56mm－8mm=48mm

键与轮毂的接触高度k=0.5×h=0.5×7mm=3.5mm。 可知

σp=2TⅡ×103/kld=(2×67.09×103)/(3.5×48×29)MPa=27.54MPa＜[σp] 符合要求

B键二也选圆头普通平键，型号为 8×32 GB/T 1096-2003 a确定尺寸

由键型号可知宽b=8mm，高h=7mm，长L=32mm b校核键的连接强度

材料选择为钢，许用挤压应力为[σp]=110MPa 键的工作长度l=L－b=24mm

键与轮毂的接触高度k=0.5×h=3.5mm。 可知

σp=2TⅡ×103/kld=(2×67.09×103)/(3.5×24×29)MPa=55.08MPa＜[σp] 符合要求

(4)轴Ⅲ键

A齿轮键由轴Ⅲ的设计可知为 键12×50GB/T1096-2003 a确定尺寸

由键型号可知宽b=12mm，高h=8mm，长L=50mm b校核键的连接强度

材料选择为钢，许用挤压应力为[σp]=110MPa 键的工作长度l=L－b=38mm

键与轮毂的接触高度k=0.5×h=4mm。 可知

σp=2TⅢ×103/kld=(2×178.64×105)/(4×38×44)MPa=53.42MPa＜[σp] 符合要求

B联轴器键由轴Ⅲ的设计可知为 键C8×156GB/T1096-2003 a确定尺寸

由键型号可知宽b=8mm，高h=7mm，长L=56mm b校核键的连接强度

材料选择为钢，许用挤压应力为[σp]=110MPa

24

键二8×32GB/T1096-2003

轴III 键12×50GB/T1096-2003

联轴器

键C 8×156GB/T1096-2003

键的工作长度l=L－b/2=52mm 键与轮毂的接触高度k=0.5×h=3.5mm。 可知 σp=2TⅢ×103/kld=(2×178.64×103)/(3.5×52×30)MPa=65.44MPa＜[σp] 符合要求 d1=14.53mm L1?48mm d2?25mm L2?40mm 9、轴设计步骤和方法 9.1 轴Ⅰ的设计 BACD d3?30mm L3?34mm d4?35mm L4?60mm 1．轴上的功率P、转速n和转矩T P?=1.056KW n?=560r/min T?=18.01N?m 2．初步选定轴的最小直径 选取材料45钢，调质处理，据表取A0=112，于是得 d1?A031.056P? =112×3=13.84mm 560n? d7?d3?30mm 1）因为该轴段上有安装键，所以d1?d1(1?5%)=14.53mm 通过查机械手册可得带轮孔径d1=20mm L7?41mm 带轮长 B?L?(Z?1)e?2f?50mm 所以轴 L1?B?2?48mm d6?36mm 2） 2轴上的轴肩起定位作用，则h12?(0.07~0.1)d1

25

d2?d1?2?0.1h12?20?2?0.08?20?23.2mm 通过查机械手册 必须符合密封圈标准得 d2?25mm 取L2?40mm 3）3轴段上的轴肩为非定位轴肩 h23?2mm d3?d2?2?2?29mm 选轴上的轴承为7306 所以d3?30mm L6?43mm d5?42mm L5?10mm d1?25mm L3?B轴承??3?5?34mm 其中?3为轴承端面到箱体内壁的距离 取?3?10mm 4）4轴段上的轴肩为非定位轴肩 h34??0.07~0.1?d3 d4?d3?2?0.08?30?34.8mm 取 d4?35mm L1?39mm d2?29mm z?2.5) 验证： t1?3.33 df?mn(cos?d35.836e??(4?t1)???4?2ma 故采用齿轮轴 2222L4?b小齿轮?60mm 5） 7轴段上 d7?d3?30mm df L2?63mm d3?34mm L3?8mm L7?B承??3??2?2?41mm 6）6轴段上 h67?2mm ，d6?d7?2h67?34mm d5?d1?25mm

L5?41.5mm 取d6?34?1.05?35.7mm d6?36mm d4?29mm L4?38mm L6?B1?2?43mm 7)对于5轴段上的轴肩为定位轴肩 h56?0.08?d6?3.88mm d5?d6?2h56?41.76mm 取d5?42mm L5?10mm 26

9.2 轴II的设计 BCDA d1?30mm L1?58mm 选取材料45钢，调质处理，据表取A0=112，于是得 d2?35mm L2?40mm d3?40mm 则L1?B承??2??3?2?39mm L3?45.5mm 2）2轴段上的轴肩不起定位作用 取h12?2mm P?? =21.45mm 所以取d1?25mm n??d1=A031）根据滚动轴承内径，则选用7305B轴承，查表B承?17mm d2?d1?2h12?29mm L2?B3?2?63mm 3）3轴段上的轴肩起定位作用 h23?0.08d2?2.32mm d3?d2?2h23?33.64mm 取d3?34mm L3?8mm d4?47mm L4?42.5mm 4）d5?d1?25mm d7?40mm L5?B承??2??3?2?2.5?41.5mm 5）4轴段上的轴肩不起定位作用 h45?2mm L7?47.5mm d4?d5?2h45?29mm 验证： t1?3.33 df?mn( z?2.5) cos? d6?44mm L6?58mm 27

d53.1129?(4?t1)???3.5?2ma 故采用普通轴 e?2222 L4?38mm df d5?51mm L5?8mm 9.3 轴III的设计 ABCD 选取材料45钢，调质处理，据表取A0=112，于是得 d1=A03P??? =29.73mm n???1）取d1?30mm 通过查机械手册可查得联轴器 LX2型，许用转速6300r/min，公称转矩560，轴孔直径20~35mm，轴孔长度60mm L1=58mm 2）轴段2上的轴肩不起定位作用 h12?2mm 则d2?d1?2h12?34mm 通过查机械手册，必须符合密封圈标准得 d2?35mm L2?40mm 3）3轴段上的轴肩不起定位作用 取h23?2mm 则d3?d2?2h23?39mm 取d3?40mm 又因为d3必须符合滚动轴承内径 则选用轴承为7308B 查表知B承?23mm 则

28

L3?B承??2??3?2.5?45.5mm 4）4轴段上的轴肩起定位作用，取h34?0.08d3?3.2mm 则d4?d3?2h34?46.4mm 取 d4?47mm L4?42.5mm 5）d7?d3?40mm L7?B轴承??2??3?4.5?47.5mm 6）h67?2mm d6?d7?2h67?44mm L6?58mm 7）5轴段上的轴肩起定位作用 则h56?0.08d6?3.52mm d5?d6?2h56?51.04mm 取d5?51mm L5?1.4h45 取 L5?8mm 10．轴的强度设计 10.1 轴I的校核 由已知条件对该轴进行受力分析 在H面上： 29

则 ?M(B)?0 FHD(l2?l3)?Ft1l2?0 HB2?M?D??0 F?l?l3??Ft1l3?0 其中Ft1?2T12?1801??923N，FF?Fpd139.93??min?384.53N Ft1tan?923?tan20o??309.6N Fr?o'''cos?cos15364o''' Fa1?Ft1?tan15364?258.3N 由上述各式得 FHD?649.4N FHB?275.6N FHBl2?FHDl3?33761N?mm 弯矩图： 在V面上： 30

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