插床机械传动系统设计说明.doc

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1、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计算与说明主要结果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yy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

2、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。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之,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、设计容1

3、、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

4、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,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；传动零件1,均要求计算机采用A3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；3、设计说明书一份应包含设计主要容,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。电机传 动 装 置执 行 机 构a机械系统示意图F

5、maxsH0.05H0.05HFb插刀阻力曲线图FAB曲柄滑块3导杆滑块连杆n2CDO8O22O4凸轮71456从动件8c执行机构运动简图dyy4附图1 插床机械示意图七、设计时间：14、15周步 骤主 要 容 时间安排1、设计准备工作1熟悉任务书,明确设计的容和要求；2熟悉设计指导书、有关资料、图纸等；11或13周星期一2、总体设计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。11或13周星期一3、传动件的设计计算1齿轮传动、带传动或蜗杆传动的设计计算；11或13周星期二4、轴系零件的设计1轴的结构设计及校核；2滚动轴承的选择设计；3

6、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。11或13周星期三至星期五上午5、润滑、密封及箱体设计1润滑、密封设计；2减速器箱体设计；11或13周星期五下午6、计算机绘图设计1减速器三维零件图及装配图可不做；2绘制减速器装配图；3绘制轴及传动零件的零件图；11或13周星期六至12或14周星期三7、编写设计计算说明书1编写设计计算说明书,容包括所有的计算,并附有必要的简图；2说明书中最后应写出设计总结。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。12或14周星期四至星期五上午8、答辩1作答辩准备2参加答辩12或14周星期五下午 机械设计课程设计说

7、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/T10391-2002,全封闭自扇冷式结构,电压380V。选择电动机的容量：插床插刀的有效功率： P0.1154 KW ,放大5倍后 P0.5772 KW 。查机械设计课程设计指导书表9.1得：普通V带传动效率,角接触球轴承效率一对,圆柱齿轮传动8级精度、油润滑效率,弹性联轴器效率,执行机构的传动效率。则从电动机到插刀之间的总效率为：,则电动机所需工作功率为：。 因 1.3 故1.30.7040.911 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

8、下表所示：电动机型号额定功率/KW满载转速/启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y90S-41.114002.22.23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：2、计算传动装置的总传动比i总并分配传动比总传动比为： 取普通V带传动比为

9、：, ,1.4 则26.9232.51.4解得 3.88 ,2.7723、计算传动装置各轴的运动和动力参数各轴的功率、转速、输入转矩：O轴: 1.1 KW 轴：轴: 轴：将上述计算结果汇总于下表,以备查用：轴名功率/kW转矩T/转速n/O轴1.17.51400轴1.05618.01560轴1.01467.09144.33轴0.974 178.6452.074、 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20XX版2濮良贵、纪名刚：机械设计,高等教育20XX版3邢邦圣：机械制图与计算机制图,化学工业20XX版4江洪、燎：solidworks2008完全

10、自学手册,机械工业20XX版5昱北：solidworks2007典型例,电子工业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

11、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1V带设计参数1、确定计算功率： ,查表8-7得工作情况系数 ,故2、选择V带的带型：根据,查表8-1选用Z型。3、确定带轮的基准直径并验算带速v：初选小带轮的基准直径：查表8-6、表8-8取小带轮的基准。验算带速v：因为 5m/sv30m/s,故带速合适。计算大齿轮的基准直径：,由表圆整为180mm。4、确定V带的中心距a和基准长

12、度：(1) 根据公式,初定中心距 。(2) 通过计算得到该组带轮所需的基准长度：查表8-2得：。(3) 计算实际中心距 ：。 根据得：中心距a的变化围为。5、验算小带轮上的包角：906、计算带的根数z：计算带根V带的额定功率：由和,查表8-4a知根据,和Z型带查表8-4b得：,查表8-5得,查表8-2得,于是计算V带的根数z：,取4根。7、计算单根V带的初拉力的最小值：查表8-3得Z型带的单位长度质量,应使带的实际初拉力8、计算应轴力: 压轴力的最小值为：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做成实心式

13、结构参照机械设计书图8-14a和表8-10,可求其结构尺寸和轮缘横截面尺寸。大带轮基准直径做成腹板式结构参照机械设计书图8-14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=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=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。 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20XX版2濮良贵、纪名刚：机械设计,高等教育20XX版3邢邦圣

14、：机械制图与计算机制图,化学工业20XX版4江洪、燎：solidworks2008完全自学手册,机械工业20XX版5昱北：solidworks2007典型例,电子工业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

15、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 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

16、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

17、,磨损严重时,由于齿厚减薄而可能发生轮齿折断。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 ,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。

18、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

19、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。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 和硬齿面齿轮传动 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 齿轮传动,其主要失效形式是

20、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 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 等问题。7.2齿轮传动的

21、设计步骤和方法1齿轮传动设计A、高速级齿轮的设计Z1、Z21、 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=24,则大齿轮齿数=3.8824=93.12,取=94。5、选用螺旋角 初选螺旋角=152、按齿面接触度设计由设计计算公式试算即：(1) 确定公式的个计算值1试选载荷系数：=1.6,由图10-30选区域系数。2小齿轮传递的转矩：3查表选取齿轮宽系数：=14 查表10-6

22、得弹性影响系数：=189.85 按齿面硬度查图10-21d得小齿轮的接触疲劳强度极限：=600MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限：=550MPa6由式N=60nj计算应力循环次数60j=60560113008=8.064=2.087 查图10-19取接触疲劳寿命系数：=0.93,=0.968 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1,安全系数S=1,由式得：=MPa=558MPa=MPa=528Mpa 9查表得=0.765=0.86+=1.625 计算1试算小齿轮分度圆直径,代入中较小的值：31.76mm2) 计算圆周速度v0.93m/s3计算齿宽bb=131.76mm=31.76mm4计算齿宽与齿高

23、之比b/h模数：=mm=1.28mm齿高： h=2.25=2.251.28mm=2.88mm,齿宽与齿高之比11.035计算载荷系数已知使用系数=1.25,根据v=0.93m/s,8级精度,查图10-8得动载系数=1.05查表10-3得=1.4,由表10-4用插值法查得：=1.447查图10-13得=1.4；故载荷系数=1.251.051.41.447=2.666按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式子得：=37.62mm7 计算模数m m=1.5mm3、按齿根弯曲强度设计根据弯曲强度的设计公式为进行计算：1由图10-18查得小齿轮的弯曲疲劳强的极限=500MPa;大齿轮的弯曲强度极限=

24、380MPa2由图取弯曲疲劳寿命系数=0.85,=0.883计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则=303.57Mpa=238.86Mpa4计算载荷系数=1.251.051.41.4=2.575计算纵向重合度根据,从图10-28查得螺旋角影响系数6计算当量齿数：7查取齿形系数、应力校正系数由表查得=2.581；=2.177由表查得=1.598；=1.7938计算大小齿轮的并加以比较=0.01359=0.01634大齿轮的数值大9设计计算 =1.10mm对此计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法向模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模数,取=1.5,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接

25、触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径=37.62 z1=24.23,圆整为25大齿轮齿数= =3.8825=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2计算中心距,圆整为a=95mm。 3按圆整后的中心距修正螺旋角因为值改变不多,故参数,等不必修正4计算齿轮宽度=138.93mm=38.93mm圆整后取=40mm,=45mm5、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d500mm,则采用腹板式结构B、低速级齿轮的设计Z3、Z41选精度

26、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=24,大齿轮齿数=2.77224=66.53 取=675初选螺旋角。2按齿面接触强度设计即：确定公式的歌计算值1试选载荷系数=1.6,查图10-30选2计算小齿轮传递的转矩：=3查表10-7选取齿宽系数=14查表10-6得材料的弹性影响系数=189.85查表按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6查表得 则7计算应力循环次数=60j=60144.331=2.08=8查表取接触

27、疲劳寿命系数 ; 9计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1= = 计算1) 试算小齿轮分度圆直径,代入中较小的值：49.432） 计算圆周速度v0.37 m/s3计算齿宽bb=149.43mm=49.43mm4计算模数、齿宽与齿高之比b/h模数：=mm=1.99mm齿高：h=2.25=2.251.99mm=4.48mm, 则 5计算纵向重合度 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=1.02斜齿轮=1.4查表得使用系数=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,=1.453查图1013得=1.4；故载荷系数:=2.67按实际的载

28、荷系数校正所算得的分度圆直径,由式子得：8 计算模数m m=3、按齿根弯曲强度设计根据弯曲强度的设计公式为计算：1由图查得小齿轮的弯曲疲劳强的极限=500MPa;大齿轮的弯曲强度极限=380MPa2由图取弯曲疲劳寿命系数=0.85,=0.883计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则F3= =303.57MpaF4= =238.86Mpa4计算载荷系数=1.251.021.41.4=2.55根据纵向重合度,查表得螺旋角影响系数6计算当量齿数 7查取齿形系数由表查得=2.581；=1.5988查取应力校正系数由表查得=2.231；=1.7599计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大1

29、0设计计算对此计算结果,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=58.11mm,算出小齿轮齿数Z3=28.06mm,圆整为28大齿轮齿数 =2.77228=77.6,取=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2 计算分度圆直径3计算中心距,圆整后a=110

30、mm4计算齿轮宽度=158.11mm=58.11mm圆整后取=60mm,=65mm5、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d500mm,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。8.2键连接的设计步骤和方法1电机键由电机型号选择知为键C856GB/T1096A确定尺寸由键型号知：宽b=8mm,高h=7mm,长L=56mmB校核键连接强度材料选择钢,许用挤压应力p=100120MPa,取平均值p

31、=10MPa,键的工作长度l=Lb/2=56mm4mm=52mm；键与轮毂键槽接触高度k=0.5h=0.57mm=3.5mm,可知p=2Td103/kld=/MPa =3.55MPap 符合要求2轴键由轴一的设计可知选单圆头普通平键,型号为C645GB/T1096-2003A确定尺寸由键的型号可知,宽b=6mm,高h=6mm,长L=45mmB校核键的连接强度材料选择为钢,许用挤压应力为 p=110MPa键的工作长度 l=Lb/2=45mm3mm=42mm键与轮毂的接触高度 k=0.5h =0.56mm =3mm可知p=2T103/kld=/MPa=14.29MPap符合要求3轴键A、由轴的设计

32、可知键一选圆头普通平键,型号为856GB/T1096-2003a确定尺寸由键型号可知宽b=8mm,高h=7mm,长L=56mmb校核键的连接强度材料选择为钢,许用挤压应力为p=110MPa键的工作长度l=Lb=56mm8mm=48mm键与轮毂的接触高度k=0.5h=0.57mm=3.5mm。可知p=2T103/kld=/MPa=27.54MPap符合要求B键二也选圆头普通平键,型号为 832 GB/T 1096-2003a确定尺寸由键型号可知宽b=8mm,高h=7mm,长L=32mmb校核键的连接强度材料选择为钢,许用挤压应力为p=110MPa键的工作长度l=Lb=24mm键与轮毂的接触高度k

33、=0.5h=3.5mm。可知p=2T103/kld=/MPa=55.08MPap符合要求轴键A齿轮键由轴的设计可知为 键1250GB/T1096-2003a确定尺寸由键型号可知宽b=12mm,高h=8mm,长L=50mmb校核键的连接强度材料选择为钢,许用挤压应力为p=110MPa键的工作长度l=Lb=38mm键与轮毂的接触高度k=0.5h=4mm。可知p=2T103/kld=/MPa=53.42MPap符合要求B联轴器键由轴的设计可知为 键C8156GB/T1096-2003a确定尺寸由键型号可知宽b=8mm,高h=7mm,长L=56mmb校核键的连接强度材料选择为钢,许用挤压应力为p=11

34、0MPa键的工作长度l=Lb/2=52mm键与轮毂的接触高度k=0.5h=3.5mm。可知p=2T103/kld=/MPa=65.44MPap符合要求9、轴设计步骤和方法9.1轴的设计1轴上的功率P、转速n和转矩T=1.056KW =560r/min =18.012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A0 =112=13.84mm1因为该轴段上有安装键,所以=14.53mm通过查机械手册可得带轮孔径=20mm带轮长 所以轴 2 2轴上的轴肩起定位作用,则通过查机械手册 必须符合密封圈标准得 取33轴段上的轴肩为非定位轴肩 选轴上的轴承为7306 所以其中为轴

35、承端面到箱体壁的距离 取44轴段上的轴肩为非定位轴肩 取验证： 故采用齿轮轴5 7轴段上 66轴段上 ,取7对于5轴段上的轴肩为定位轴肩 取9.2 轴II的设计 选取材料45钢,调质处理,据表取A0=112,于是得=A0 =21.45mm 所以取1根据滚动轴承径,则选用7305B轴承,查表则22轴段上的轴肩不起定位作用 取33轴段上的轴肩起定位作用 取454轴段上的轴肩不起定位作用 验证： 故采用普通轴9.3 轴III的设计 选取材料45钢,调质处理,据表取A0=112,于是得=A0 =29.73mm1取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

36、2035mm,轴孔长度60mm=58mm2轴段2上的轴肩不起定位作用 则 通过查机械手册,必须符合密封圈标准得33轴段上的轴肩不起定位作用 取则 取又因为必须符合滚动轴承径 则选用轴承为7308B查表知 则44轴段上的轴肩起定位作用,取则 取5675轴段上的轴肩起定位作用 则 取 取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： 则 其中,由上述各式得 弯矩图：在V面上：解得 弯矩图：合成弯矩：扭矩图：总弯矩图：危险截面校核：C截面： B截面： 10.2 轴II的校核由已知条件对该轴进行受力分析在H面上： 则因两齿轮啮合,所以, , , 由上述各式可得：,弯矩图：在

37、V面上：解得：弯矩图：可得合成弯矩图：扭矩图： 总弯矩图：危险截面校核：取b*h=87 t=4C截面： B截面： 10.3 轴III的校核由已知条件对该轴进行受力分析在H面上： 则 其中则弯矩图：在V面上 ：其中解得：弯矩图：合成弯矩图：扭矩图：总弯矩图：危险截面校核：C截面：B截面： 10.4参考资料1宋宝玉：机械设计课程设计指导书,高等教育20XX版2濮良贵、纪名刚：机械设计,高等教育20XX版3邢邦圣：机械制图与计算机制图,化学工业20XX版11、滚动轴承传动设计11.1轴承传动的失效形式和设计准则1失效形式A疲劳点蚀在载荷作用下,轴承各元件相对运动时,将产生脉动循环的接触应力,长时间B

38、塑性变形过大的静载荷或冲击载荷,导致局部应力超过材料的屈服点而出现塑性变形。C磨损 多尘环境、密封不可靠或润滑剂不清洁时,容易发生磨粒磨损；润滑不充分时,还会发生粘着磨损、胶合。2设计准则正常工作条件下做回转运动的滚动轴承,主要发生点蚀,故应进行接触疲劳寿命计算；当载荷变化较大或有较大冲击载荷时,还应增加静强度校核；转速很低n求轴承当量动载荷根据由表分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为轴承A 因轴承运转中等冲击载荷按,取则轴承B 4验算轴承寿命因为,所以按轴承A的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。3轴三采用角接触球轴承,型号为7308B 1求两轴承的受到的径向载荷=2求两轴承的计算轴向力按表得,轴承的派生轴向力 其中e=1.14得：故A松,C紧。