机械设计课程设计玻璃瓶印花机构及传动装置.docx

《机械设计课程设计玻璃瓶印花机构及传动装置.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械设计课程设计玻璃瓶印花机构及传动装置.docx（37页珍藏版）》请在淘文阁 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、机械设计课程设计机械设计课程设计设计计算说明书设计计算说明书设计题目：设计题目：玻璃瓶印花机构及传动装置玻璃瓶印花机构及传动装置设设 计计 者：者：学学号：号：专业班级：专业班级：指导教师：指导教师：柴晓艳柴晓艳完成日期：完成日期：20132013 年年 6 6 月月 6 6 日日天津理工大学机械工程学院天津理工大学机械工程学院编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第1页 共37页第 1 页 共 37 页目目录录一 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

2、 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编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第2页 共37页第 2 页 共 37 页一、一、课程设计的任务课程设计的任务1 1设计设计目的：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

3、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 2设计题目：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。机械设计部分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

4、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，机械设计部分课程设计的任务是对其传动装置进行具体设计。设计题目：设计题目：玻璃瓶印花机构及传动装置玻璃瓶印花机构及传动装置1 1、原始数据：、原始数据：分配轴转速 n(r/min)50分配轴输入功率 P（kw)1.1玻璃瓶单程移距（mm）115印花图章上下移距（mm）52定位压块左右移距（mm）25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=2.53.5；（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

5、）。编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第3页 共37页第 3 页 共 37 页2、设计任务、设计任务1）总体设计计算(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）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

6、。3、传动装置部分简图传动装置部分简图编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第4页 共37页第 4 页 共 37 页二、电动机的选择电动机的选择1电动机类型的选择电动机类型的选择按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。2 确定电动机确定电动机输出功率输出功率dP电动机所需的输出功率/dwPP其中：wP-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：1.1WPKw总效率42a带轴承齿轮联查表可得：=0.96带，=0.99轴承，=0.98齿轮，=0.99联轴器，则42

7、a带轴承齿轮联42=0.96 0.990.980.99=0.877电动机所需的功率：/1.1/0.8771.254dwaPPKw3 3确定电动机转速确定电动机转速工作机转速wn50(/min)wnr确定电动机转速可选范围:V 带传动常用传动比范围为3 4i带，双级圆柱齿轮传动比范围为14 20i减，则电动机转速可选范围为=wniin带带减(3 4)(14 20)wn编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第5页 共37页第 5 页 共 37 页(42 80)wn(42 80)502100 4000/minr其中：=(3 4)(1

8、4 20)42 80iii总带减i减减速器传动比符合这一转速范围的同步转速为3000/minr，根据容量和转速，由有关手册查出适用的电动机型号。4.4.确定电动机型号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：Y90S-2型号（Y 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：2840/minmnr（mn电动机满载转速）同步转速：3000/minr电动机轴径:24mm三、传动装置的总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比和分配各级传动比1 1传动装置的总传动比传动装置的总传动比=/2840/5056.8mwinn 总2分配各级传动比分配各

9、级传动比根据机械设计课程设计选取，对于三角 v 带传动，为避免大带轮直径过大，取123i；则减速器的总传动比为=/356.8/318.93ii减总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1.3gdii21.318.93gddiiii减218.93/1.314.56di 编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第6页 共37页第 6 页 共 37 页3.82di 1.34.97gdii注：gi高速级齿轮传动比；di低速级齿轮传动比。四、传动装置的运动和动力参数的计算四、传动装置的运动和动力参数的计算1

10、 1计算各轴的转速计算各轴的转速轴（高速级小齿轮轴）/=2840/3946.67/minmnnir带轴（中间轴）/=946.67/4.97190.48/minnnirg轴（低速级大齿轮轴）/=190.48/3.8250/mindnnir轴（与轴通过联轴器相连的轴）50/minwnnr2 2计算各轴的输入功率和输出功率计算各轴的输入功率和输出功率轴：输入功率=1.254 0.96=1.204dPPkw带输出功率1.204=1.204 0.99=1.192Pkw轴承轴：输入功率1.192=1.192 0.98=1.168Pkw齿轮输出功率1.168=1.168 0.99=1.156Pkw轴承轴输入

11、功率1.156=1.156 0.98=1.133Pkw齿轮输出功率1.133=1.133 0.99=1.122Pkw轴承轴输入功率1.122=1.122 0.99=1.111Pkw联轴器输出功率1.111=1.111 0.99=1.100Pkw轴承3.3.计算各轴的输入转矩和输出转矩计算各轴的输入转矩和输出转矩电动机的输出转矩669.55 10/9.55 101.254/2840ddmTPn34.217 10 N mm编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第7页 共37页第 7 页 共 37 页轴：输入转矩669.55 10/

12、9.55 101.204/946.67TPn312.146 10 N mm输出转矩669.55 10/9.55 101.192/946.67TPn312.025 10 N mm轴：输入转矩669.55 10/9.55 101.168/190.48TPn358.559 10 N mm输出转矩669.55 10/9.55 101.156/190.48TPn357.958 10 N mm轴输入转矩669.55 10/9.55 101.133/50TPn3216.403 10 N mm输出转矩669.55 10/9.55 101.122/50TPn3214.302 10 N mm轴输入转矩669.55

13、 10/9.55 101.111/50TPn3212.201 10 N mm输出转矩669.55 10/9.55 101.100/50TPn3210.100 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(Nmm)转速n/rmin-1传动比 i效率输入输出输入输出电机轴1.2544.217103284030.96轴1.2041.19212.14610312.025103946.67编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第8页 共37页第 8 页 共 37 页4.970.98轴1.1681.

14、15658.55910357.958103190.483.820.98轴1.1331.122216.403103214.302103500.99分配轴1.1111.100212.201103210.100103501五、传动零件的设计计算五、传动零件的设计计算1V 带传动的设计计算带传动的设计计算计算项目计算内容结果1、定、定 V 带型号带型号和带轮直径和带轮直径工作情况系数由表 11.51.2AK计算功率1.2 1.5CAPK P1.8Kw选带型号由图 11.15Z 型小带轮直径由表 11.6取171Dmm大带轮直径1 12271 2840(1)(10.015)946.67209.80mmD

15、 nDn取2212Dmm大带轮转速1 12271 2840(1)(10.015)212D nnD2936.87/minnr带速1 171 284060 100060 1000D nv10.56/vm s传动比122840936.87nin3.03i 传动比相对误差2、计算带长、计算带长33.03100%=100%1%5%3iii 原实原求mD212127122mDDD141.5mDmm求212127122DD 70.5mm 初取中心距550amm编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第9页 共37页第 9 页 共 37 页带长

16、22270.5141.52 600550mLDaaL 1553.56Lmm基准长度1600dLmm3、求中心距和、求中心距和包角包角中心距22221()8441600 141.51(1600 141.5)8 70.544mmLDaLDa 573.41amm小轮包角211118057.32127118057.3573.41DDa1165.91120 4、求带根数、求带根数带根数00.50PKw0.965K1.16LK 00.04PKw0()1.82.97(0.500.04)1.16 0.965CLpzPp k kz取3z 根5、求轴上载荷、求轴上载荷张紧力0.06/qkg m222.5500()

17、1.82.50.965500()0.06 10.5610.56 30.965caaPkFqvvzkF51.88FN轴上载荷102sin22 3 51.88 sin82.96QQFzFF 308.93QFN2齿轮传动的设计计算齿轮传动的设计计算高速级齿轮校核高速级齿轮校核材料选择：小齿轮材料选择：小齿轮 45 钢，调制处理，硬度钢，调制处理，硬度 229HB286HB，平均，平均 240HB大齿轮大齿轮 45 钢，正火处理，硬度钢，正火处理，硬度 169HB217HB，平均，平均 210HB计算项目计算项目计算内容计算内容计算结果计算结果齿面接触疲劳齿面接触疲劳强度计算强度计算1、初步计算、初步

18、计算编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第10页 共37页第 10 页 共 37 页1T转矩66111.1929.55 109.55 10946.67PTn112025TN mmd齿宽系数d12.131由表，取d1limH接触疲劳极限12.17c由图lim1580HMPalim2425HMPaH初步计算的许用接触应力1lim12lim20.90.9 5800.90.9 425HHHH12522382.5HHMPaMPadA 值d12.161583A由表，估计，取初步计算小齿轮的直径1312321120254.9718338.

19、364.971 382.5ddHTudAu140dmm取2 2校核计算校核计算Z齿数12Z=21104Z 取，m模数1140coscos151.8421ndmz=2nmmm取a中心距12()2(21 104)129.412cos2cos15nmzza130amm取螺旋角12()2(21 104)arccosarccos22 130nmzza15.941d小齿轮的直径112 21coscos15.94nm zd143.68dmm2d大齿轮的直径222 104coscos15.94nm zd2216.33dmmb齿宽1=1 43.68dbd 21=4555bmmbmm取，圆周速度v1 143.68

20、 946.67=60 100060 1000d nv2.17/vm s精度等级由表12.6选9级精度编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第11页 共37页第 11 页 共 37 页传动比1044.9521i 相对误差4.974.95100%=100%0.4%5%4.97iii 原实原AK使用系数12.9由表=1.25AKVK动载荷系数12.9由图=1.18VKHaK分配系数齿间载荷111212.1022 12025550.6043.681.25 550.6015.29/45100/111.883.2cos111.883.2c

21、os15.951.6321104sin45sin15.941.9721.63tAtanaTFNdK FNmmbNmmzzbm 由表，先求221.973.6tanarctancostan20arctan20.73cos15.94coscoscos/coscos15.94 cos20/cos20.730.97/cos1.63/0.971.73ntbntHFabKK由此得1.73HKHK齿向载荷分配系数2211322312.1110.6()()101.17;0.16;0.6145451.170.16 10.6()()43.6843.680.61 10451.48HbbKABddCbABC由表，1.4

22、8HKK载荷系数1.25 1.18 1.73 1.48AvHaHKK K KK3.78K 编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第12页 共37页第 12 页 共 37 页EZ弹性系数12.12由表189.8EZMPaHZ节点区域系数12.16由图2.42HZZ重合度系数a12.31114(1)3111.63aaZ由式，因，取，故0.78ZZ螺旋角系数coscos15.94Z0.98ZminHS接触最小安全系数12.14由表min=1.05HSLN应力循环次数1h92h860 nt60 946.67 3000 162.73 1

23、060 nt60 190.48 3000 165.49 10LLNN91822.73 105.49 10LLNNN接触寿命系数Z12.18由图210.95,1.05NNZZH许用接触应力lim111minlim222min580 0.951.05425 1.051.05HNHHHNHHZSZS=12524.76425HHMPaMPa验算121221189.82.420.780.9823.78 120254.9714.974543.68HEHKTuZ Z Z Zubd2395.96aHHMP齿根弯曲疲劳齿根弯曲疲劳强度计算强度计算FaY齿形系数11332123.62coscos 15.94vzz

24、2233104117.00coscos 15.94vzz123.62VZ2117.00VZ编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第13页 共37页第 13 页 共 37 页saY应力修正系数12.21由图122.67,2.18FaFaYY121.57,1.82sasaYYY重合度系数cos)11(2.388.1 21vvvzz111.883.2()cos15.94=1.6523.621170.750.25vY0.750.250.701.650.70YY螺旋角系数min1 0.251 0.25 10.75Y 1=1（当时，按计算

25、）min112015.941 10.87120YY 0.87YFaK齿间载荷分配系数12.10由表3.63.161.731.63 0.7Y1.73FaKFK齿向载荷分布系数12.14由图/45/(2.25 2)10b h 1.70FK载荷系数K=1.25 1.18 1.73 1.7AvFFKK K KK4.34K minF弯 曲 疲 劳 极 限12.23由图lim1lim2450360FFMpaMpaminFS弯曲最小安全系数05.1minFSLN应力循环次数1h92h860 nt60 946.67 3000 162.73 1060 nt60 190.48 3000 165.49 10LLNN

26、91822.73 105.49 10LLNNXY尺寸系数12.25由图1XY编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第14页 共37页第 14 页 共 37 页NY弯曲寿命系数12.24由图120.870.92NNYYF许用弯曲应力111min450 0.87 11.05FlimNXFFY YS222min360 0.92 11.05FlimNXFFY YS1372.86FMP2315.43FMP验算11111224.34 120252.67 1.570.70.874543.682FFaSanKTYYY Ybd m2221112

27、.18 1.8267.782.67 1.57FaSaFFFaSaYYYY1167.78FFMP2264.15FFMP故满足要求低速级齿轮校核低速级齿轮校核材料选择：小齿轮材料选择：小齿轮 45 钢，调制处理，硬度钢，调制处理，硬度 229HB286HB，平均，平均 240HB大齿轮大齿轮 45 钢，正火处理，硬度钢，正火处理，硬度 169HB217HB，平均，平均 210HB计算项目计算项目计算内容计算内容计算结果计算结果齿面接触疲劳齿面接触疲劳强度计算强度计算1、初步计算、初步计算1T转矩66111.1569.55 109.55 10190.48PTn157958TN mmd齿宽系数d12.

28、131由表，取d1limH接触疲劳极限12.17c由图lim1580HMPalim2425HMPaH初步计算的许用接触应力1lim12lim20.90.9 5800.90.9 425HHHH12522382.5HHMPaMPadA 值d12.161583A由表，估计，取编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第15页 共37页第 15 页 共 37 页初步计算小齿轮的直径1312321579583.8218365.873.821 382.5ddHTudAu170dmm取2 2校核计算校核计算Z齿数12Z=31118Z 取，m模数

29、1170coscos152.1831ndmz=2nmmm取a中心距12()2(31 118)154.262cos2cos15nmzza155amm取螺旋角12()2(31 118)arccosarccos22 155nmzza15.991d小齿轮的直径112 31coscos15.99nm zd164.50dmm2d大齿轮的直径222 118coscos15.99nm zd2245.50dmmb齿宽1=1 64.50dbd 21=6575bmmbmm取，圆周速度v1 164.5 190.48=60 100060 1000d nv0.64/vm s精度等级由表12.6选9级精度传动比1183.8

30、131i 相对误差3.82 3.81100%=100%0.26%5%3.82iii 原实原AK使用系数12.9由表=1.25AKVK动载荷系数12.9由图=1VK编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第16页 共37页第 16 页 共 37 页HaK分配系数齿间载荷111212.1022 579581797.1564.51.25 1797.1534.56/65100/111.883.2cos111.883.2cos15.991.6831118sin65sin15.992.8521.6tAtanaTFNdK FNmmbNmmzz

31、bm 由表，先求2282.854.53tanarctancostan20arctan20.74cos15.99coscoscos/coscos15.99 cos20/cos20.740.97/cos1.68/0.971.79ntbntHFabKK由此得1.79HKHK齿向载荷分配系数2211322312.1110.6()()101.17;0.16;0.6165651.170.16 10.6()()64.564.50.61 10651.47HbbKABddCbABC由表，1.47HKK载荷系数1.25 1 1.79 1.47AvHaHKK K KK 3.29K EZ弹性系数12.12由表189.

32、8EZMPaHZ节点区域系数12.16由图2.41HZZ重合度系数a12.31114(1)3111.68aaZ由式，因，取，故0.77Z编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第17页 共37页第 17 页 共 37 页Z螺旋角系数coscos15.99Z0.98ZminHS接触最小安全系数12.14由表min=1.05HSLN应力循环次数1h82h860 nt60 190.48 3000 165.49 1060 nt60 50 3000 161.44 10LLNN81825.49 101.44 10LLNNN接触寿命系数Z12

33、.18由图211.05,1.14NNZZH许用接触应力lim111minlim222min580 1.051.05425 1.141.05HNHHHNHHZSZS=12580461.43HHMPaMPa验算121221189.82.41 0.770.9823.29579583.8213.826564.5HEHKTuZ Z Z Zubd2460.44aHHMP齿根弯曲疲劳齿根弯曲疲劳强度计算强度计算FaY齿形系数11333134.90coscos 15.99vzz2233118127.69coscos 15.99vzz134.90VZ2127.69VZsaY应力修正系数12.21由图122.45

34、,2.17FaFaYY121.66,1.83sasaYY编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第18页 共37页第 18 页 共 37 页Y重合度系数cos)11(2.388.1 21vvvzz111.883.2()cos15.99=1.7034.9127.690.750.25vY0.750.250.6911.700.69YY螺旋角系数min1 0.251 0.25 10.75Y 1=1（当时，按计算）min112015.991 10.87120YY 0.87YFaK齿间载荷分配系数12.10由表4.533.911.791.6

35、80.69Y1.79FaKFK齿向载荷分布系数12.14由图/65/(2.25 2)14.44b h 1.8FK载荷系数K=1.25 1 1.79 1.8AvFFKK K KK 4.03K minF弯 曲 疲 劳 极 限12.23由图lim1lim2480380FFMpaMpaminFS弯曲最小安全系数05.1minFSLN应力循环次数1h82h860 nt60 190.48 3000 165.49 1060 nt60 50 3000 161.44 10LLNN81825.49 101.44 10LLNNXY尺寸系数12.25由图1XYNY弯曲寿命系数12.24由图120.900.93NNYY

36、编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第19页 共37页第 19 页 共 37 页F许用弯曲应力111min480 0.9 11.05FlimNXFFY YS222min380 0.93 11.05FlimNXFFY YS1411.43FMP2336.57FMP验算11111224.03 579582.45 1.660.690.876564.52FFaSanKTYYY Ybd m2221112.17 1.83136.022.45 1.66FaSaFFFaSaYYYY11136.02FFMP22132.81FFMP故满足要求六、

37、轴的设计、校核六、轴的设计、校核（一）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，111=1.192,946.67/min,12.025PKw nrTN m2、求作用在齿轮上的力编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第20页 共37页第 20 页 共 37 页已知高速级小齿轮的分度圆直径143.68dmm，则311122 12.025 10550.6043.68tTFNd11tan550.6tan 20208.43coscos15.94trFFN11tan550.6tan15.94157.26atFFN 3、初

38、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：33111.19211212.09946.67PdCmmn因为轴上应开 1 个键槽，所以轴径应增大 5%，故12.09(1 5%)12.69dmm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取min20dmm.4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，选用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）1-2 段轴段与大带轮装配，其直径1 220dmm，为了满足大带轮的轴向定位要求，带轮右侧制出一轴肩故2 325dmm，查表知大带轮宽为52Bmm，为了

39、编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第21页 共37页第 21 页 共 37 页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1 250lmm。2）初步估算轴承端盖的总宽度为35mm，根据轴承端盖的拆装及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20lmm，故取2 355lmm。3）初步选择滚动轴承。因为轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据2 325dmm，由轴承产品目录中初步选择 6206 承，由参考得其尺寸为306216dDBmmmmmm

40、，故3 45 630ddmm。4）取安装齿轮处的轴段 4-5 的直径4 535dmm，已知齿轮轮毂的宽度155Bmm，轴承内端面至箱体内壁的距离311mm，齿轮与箱体内壁之距离210mm，故取4 5186.5lmm，挡油盘宽度为1.5mm，所以3 416lBmm，5 619.5lmm。但此时齿轮直径1.8 63ddmm，齿轮受力不均匀故选用齿轮轴。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2-1d由参考资料查得平键截面=55bhmmmm，键槽用键槽铣刀加工长为40mm。6、确定轴上圆角和倒角尺寸由参考资料，取轴端倒角为 245。（二）轴（中间轴）的设计计算1、求轴上的功率、转速和

41、转矩编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第22页 共37页第 22 页 共 37 页由前面得，222=1.156,190.48/min,57.958PKw nrTN m2、求作用在齿轮上的力21550.60ttFFN22tan157.26atFFN21208.43rrFFN已知低速级小齿轮的分度圆直径364.5dmm，32332257.958 101797.1564.5tTFNd33tan1704.12 tan20654.11coscos15.99trFFN33tan1704.21 tan15.99514.99atFFN 3

42、、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，调质处理。根据参考资料，取 C=112，于是得：33221.15611220.43190.48PdCmmn因为轴上应开 1 个键槽，所以轴径应增大 5%，故20.43(1 5%)21.45dmm，取min30dmm。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，选用下图所示的装配方案。编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第23页 共37页第 23 页 共 37 页（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

43、轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据min30dmm，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306216dDBmmmmmm，故1 24 530ddmm。2）取安装齿轮处的轴段 3-4 的直径为3 435dmm，齿轮与轴承之间采用套筒定位已知齿轮 2 轮毂的宽度245Bmm，为使套筒充分压紧齿轮 3，故3 443lmm，取安装齿轮处的轴段 2-3 的直径2 340dmm，已知齿轮轮毂的宽度375Bmm，故取2 3115.5lmm。但此时齿轮直径1.8 72ddmm，齿轮受力不均匀故选用齿轮轴。3）轴承内端面至箱体内壁的距离311mm，齿轮与箱体内壁

44、之距离210mm，挡油盘宽度为1.5mm，故1219.5lmm，4 546lmm。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3 435dmm，由参考资料查得齿轮 2处平键截面108bhmmmm,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，故选择齿轮与轴之间的配合为76Hr。滚动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6k。6、确定轴上圆角和倒角尺寸由参考资料，取轴端倒角为 245。（三）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，333=1.122,50/min,214.302PKw nrTN m2、

45、求作用在齿轮上的力431797.15ttFFN43654.11rrFFN43514.99aaFFN编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第24页 共37页第 24 页 共 37 页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。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：33331.12211231.5950PdCmmn因为轴上应开 2 个键槽，所以轴径应增大 7%，故31.59(1 7%)33.80dmm，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

46、，故需同时选联轴器型号。联轴器的计算转矩3TKTAca，查参考资料，取1.5AK，则31.5214.302321.45caATK TN m按照计算转矩caT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45mm，故min45dmm，半联轴器长度（Y 型）112mm，半联轴器与配合的毂孔长度为184Lmm。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，选用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）7-8 段与联轴器相连接故7 845dmm，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6 750d

47、mm，已知184Lmm，7 81lL，取7 882lmm。2）初步估算轴承端盖的总宽度为35mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第25页 共37页第 25 页 共 37 页加润滑脂的要求，取端盖的外端面与联轴器左端面的距离20lmm，故取6 755lmm。3）初步选择滚动轴承。因为轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据6 750dmm，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5510021dDBmmmmmm，故1 25 655ddmm，轴承内端

48、面至箱体内壁的距离311mm，齿轮与箱体内壁之距离210mm，挡油盘宽度为1.5mm，所以5 622.5lmm，齿轮与轴承之间采用套筒定位，为使套筒充分压紧齿轮，故1 251lmm。取安装齿轮处的轴段 2-3 的直径2 360dmm，已知齿轮轮毂的宽度465Bmm，故取2 363lmm。齿轮右侧靠轴肩定位，故3 470dmm，3 412lmm，4 560dmm，3 483.5lmm。5、轴上零件的周向定位齿轮、联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按6 7d由参考资料查得平键截面149bhmmmm,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，故选择联轴器与轴之间

49、的配合为76Hr；同样齿轮与轴的连接用平键181155mmmmmm，带轮与轴之间的配合为76Hr。滚动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6k。6、确定轴上圆角和倒角尺寸由参考资料，取轴端倒角为 245。轴（中间轴）的校核中间轴的受力情况如图：编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第26页 共37页第 26 页 共 37 页(1)计算齿轮受力第一级大斜齿轮受力分析21550.60ttFFN21208.43rrFFN22tan157.26atFFN第二级大斜齿轮受力分析32332257.958 10

50、1797.1564.5tTFNd33tan1704.12 tan20654.11coscos15.99trFFN33tan1704.12 tan15.99514.99atFFN(2)做出弯扭矩图以轴左端为原点，经简化后各段长度分别为12366.5,81,58.5lmm lmm lmm水平方向受力图：1123323233264.5216.33()()022RrraaFlllFllFlFF1547.26RFN 编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第27页 共37页第 27 页 共 37 页2123212313264.5216.3