1、機械設計課程設計說明書題 目 插床機械傳動系統設計 指導教師 院 系 物理與機電工程學院 班 級 10機械（2） 學 號 姓 名 完成時間 2012.12.6 目錄一設計任務書 3二、傳動方案擬定 6 三、電動機的選擇 6 四、計算總傳動比及分配各級的傳動比7 五、運動參數及動力參數計算 7 六、傳動零件的設計計算 9七、軸的設計計算 25八、滾動軸承的選擇及校核計算 38九、聯軸器的選擇 42十、潤滑劑、密封裝置的設計 42十一、箱體的設計 43十二、總結 44計算與說明主要結果 機械設計課程設計任務書一、課程設計題目：插床機械系統方案設計二、工作原理插床機械系統的執行機構主要是由導桿機構和

2、凸輪機構組成。附圖1為其參考示意圖，電動機經過減速傳動裝置（皮帶和齒輪傳動）帶動曲柄2轉動，再通過導桿機構使裝有刀具的滑塊6沿導路yy作往復運動，以實現刀具的切削運動。刀具向下運動時切削，在切削行程H中，前后各有一段0.05H的空刀距離，工作阻力F為常數；刀具向上運動時為空回行程，無阻力。為了縮短回程時間，提高生產率，要求刀具具有急回運動。刀具與工作臺之間的進給運動，是由固結于軸O2上的凸輪驅動擺動從動件lO8D和其它有關機構（圖中未畫出）來完成的。三、設計要求電動機軸與曲柄軸2平行，使用壽命10年，每日一班制工作，載荷有輕微沖擊。允許曲柄2轉速偏差為±5。要求導桿機構的最小傳動角不

3、得小于60o；凸輪機構的最大壓力角應在許用值之內，擺動從動件8的升、回程運動規律均為等加速等減速運動，其它參數見設計數據。執行機構的傳動效率按0.95計算。按小批量生產規模設計。四、設計數據 （見附表1）五、設計內容 1、設計題目（包括設計條件和要求）； 2、根據電機轉速和曲柄軸轉速的比值，選擇傳動機構并定性比較，確定傳動系統方案； 3、電動機類型和功率的選擇； 4、確定總傳動比、分配各級傳動比； 5、計算傳動裝置的運動和動力參數； 6、傳動零件（帶傳動及齒輪傳動（或蝸桿傳動）設計計算； 7、傳動軸的結構設計及校核； 8、滾動軸承的選擇和壽命計算； 9、鍵連接的選擇和校核計算； 10、聯軸器的

4、選擇計算； 11、潤滑劑及潤滑方式、密封裝置的選擇； 12、減速器箱體的結構和主要尺寸設計； 13、執行機構方案及尺寸設計（在機械原理設計中完成，本次不做）； 14、執行機構構件及零件的結構尺寸設計（由設計者自定是否涉及）； 15、運用計算機軟件（Solidworks、Pro/E、AutoCAD等）設計及繪圖； 16、列出主要參考資料并編號； 17、設計的心得體會和收獲；六、設計工作量1、減速器裝配圖1張，要求計算機采用A0圖紙出圖，圖紙格式為留裝訂邊，標題欄、明細欄參考機械設計手冊國標規定；2、傳動軸零件圖1張；傳動零件1張，均要求計算機采用A3圖紙出圖，圖紙格式為留裝訂邊，標題欄、明細欄參

5、考機械設計手冊國標規定；3、設計說明書一份（應包含設計主要內容，在說明書中列出必要的計算公式、設計計算的全部過程。），可打印，封面格式見機械設計課程設計指導書；4、以組為單位進行答辯，答辯要求制作PPT。電機傳 動 裝 置執 行 機 構a）機械系統示意圖FmaxsH0.05H0.05HFb）插刀阻力曲線圖FAB曲柄滑塊3導桿滑塊連桿n2CDO8O22O4凸輪71456從動件8c）執行機構運動簡圖dyy4附圖1 插床機械示意圖七、設計時間：14、15周步 驟主 要 內 容 時間安排1、設計準備工作（1）熟悉任務書，明確設計的內容和要求；（2）熟悉設計指導書、有關資料、圖紙等；11（或13）周星期

6、一2、總體設計（1）確定傳動方案；（2）選擇電動機；（3）計算傳動裝置的總傳動比，分配各級傳動比；（4）計算機各軸的轉速、功率和轉矩。11（或13）周星期一3、傳動件的設計計算（1）齒輪傳動、帶傳動或蝸桿傳動的設計計算；11（或13）周星期二4、軸系零件的設計（1）軸的結構設計及校核；（2）滾動軸承的選擇設計；（3）聯軸器的選擇設計；（4）鍵連接的選擇設計 ；（5）減速器附件的選擇。11（或13）周星期三至星期五上午5、潤滑、密封及箱體設計（1）潤滑、密封設計；（2）減速器箱體設計；11（或13）周星期五下午6、計算機繪圖設計（1）減速器三維零件圖及裝配圖（可不做）；（2）繪制減速器裝配圖；（

7、3）繪制軸及傳動零件的零件圖；11（或13）周星期六至12（或14）周星期三7、編寫設計計算說明書（1）編寫設計計算說明書，內容包括所有的計算，并附有必要的簡圖；（2）說明書中最后應寫出設計總結。一方面總結設計課題的完成情況，另一方面總結個人所作設計的收獲體會以及不足之處。12（或14）周星期四至星期五上午8、答辯（1）作答辯準備（2）參加答辯12（或14）周星期五下午 機械設計課程設計說明書正文 1、確定電動機型號（1）電動機類型和結構型式的選擇： 按已知的工作要求和條件，選用 Y系列三相交流籠型異步電動機（JB/T10391-2002），全封閉自扇冷式結構，電壓380V。(2)選擇電動機的

8、容量：插床插刀的有效功率： P0.1154 KW ，放大5倍后 P0.5772 KW 。查機械設計課程設計指導書表9.1得：普通V帶傳動效率，角接觸球軸承效率（一對），圓柱齒輪傳動（8級精度、油潤滑）效率，彈性聯軸器效率，執行機構的傳動效率。 則從電動機到插刀之間的總效率為： ，則電動機所需工作功率為：。 因 1.3 故1.3×0.7040.911 KW 。 查機械設計課程設計指導書選定電機型號為Y90S-4，其主要性能如下表所示：電動機型號額定功率/KW滿載轉速/(r/min)啟動轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩Y90S-41.114002.22.2（3）確定方案：普通V帶傳動允許的傳

9、動比較大，結構緊湊，并且大多數V帶已經標準化，便于設計。齒輪減速器的特點是效率及可靠性高，工作壽命長，維護簡便，因而應用范圍很廣泛。齒輪減速器按其減速齒輪的級數可分為單級、兩級、三級和多級的；按其軸在空間分布可分為立式和臥式；按其軸運動簡圖的特點展開式、同軸式和分流式等。綜上所述本次設計的傳動比約為29.58，選用普通V帶和二級展開式圓柱齒輪減速器進行調速，方案示意圖如下圖所示：2、計算傳動裝置的總傳動比i總并分配傳動比(1)總傳動比為： 取普通V帶傳動比為：， ，1.4 則26.9232.5×1.4 解得 3.88 ， 2.7723、計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(1)各軸的功率

10、、轉速、輸入轉矩：O軸: 1.1 KW 軸： 軸: 軸： 將上述計算結果匯總于下表，以備查用：軸名功率/kW轉矩T/(Nm)轉速n/(r/min)O軸1.17.51400軸1.05618.01560軸1.01467.09144.33軸0.974 178.6452.074、 solidworks電機3D制圖5、參考文獻1宋寶玉：機械設計課程設計指導書，高等教育出版社2006年版2濮良貴、紀名剛：機械設計，高等教育出版社2006年版3邢邦圣：機械制圖與計算機制圖，化學工業出版社2008年版4江洪、陳燎：solidworks2008完全自學手冊，機械工業出版社2008年版5謝昱北：solidwork

11、s2007典型范例，電子工業出版社207年版6、普通V帶傳動設計6.1、帶傳動的失效形式和設計準則(1)主要失效形式A、 打滑當傳遞的圓周力F超過了帶與帶輪之間摩擦力的總和的極限時，發生過載打滑，使傳動失效。彈性滑動和打滑的區別：a）從現象上看：彈性滑動是局部帶在帶輪的局部接觸弧面上發生的微量相對滑動；打滑則是整個帶在帶輪的全部接觸弧面上發生的顯著相對滑動；b）從本質上看：彈性滑動是由帶本身的彈性和帶傳動兩邊的拉力差(未超過極限值)引起的，帶傳動只要傳遞動力，兩邊就必然出現拉力差，所以彈性滑動是不可避免的。而打滑則是帶傳動載荷過大使兩邊拉力差超過極限摩擦力而引起的，因此打滑是可以避免的。 B、

12、 疲勞破壞帶在變應力的長期作用下，因疲勞而發生裂紋、脫層、松散，直至斷裂。（2）設計準則帶傳動的主要失效形式是打滑和疲勞破壞，因此，帶傳動的設計準則是：在保證帶在工作時不打滑的條件下，帶傳動具有足夠的疲勞強度和壽命。6.2、普通V帶傳動的設計步驟和方法（1）V帶設計參數1、確定計算功率： ,查表8-7得工作情況系數(空、輕載啟動，載荷有輕微沖擊) ，故2、選擇V帶的帶型：根據，查表8-1選用Z型（）。3、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v：(1)初選小帶輪的基準直徑：查表8-6、表8-8取小帶輪的基準。(2)驗算帶速v：因為 5m/sv30m/s，故帶速合適。(3)計算大齒輪的基準直徑：，由表圓整

13、為180mm。4、確定V帶的中心距a和基準長度：(1) 根據公式，初定中心距 。(2) 通過計算得到該組帶輪所需的基準長度：查表8-2得：。(3) 計算實際中心距 ：。 根據得：中心距a的變化范圍為。5、驗算小帶輪上的包角：>90°6、計算帶的根數z：(1)計算帶根V帶的額定功率：由和，查表8-4a知根據，和Z型帶查表8-4b得：,查表8-5得，查表8-2得，于是(2)計算V帶的根數z：，取4根。7、計算單根V帶的初拉力的最小值：查表8-3得Z型帶的單位長度質量，應使帶的實際初拉力8、計算應軸力: 壓軸力的最小值為：9、帶輪結構設計 :查機械設計課程設計指導書得：Y90S-4電

14、動機軸伸直徑 D=24mm，軸伸長度E=60mm。根據小帶輪基準直徑做成實心式結構參照機械設計書圖8-14（a）和表8-10，可求其結構尺寸和輪緣橫截面尺寸。大帶輪基準直徑做成腹板式結構參照機械設計書圖8-14(b)和表8-10，可求出其結構尺寸和輪緣橫截面尺寸。小帶輪參數：小帶輪=71mm，孔徑d=24mm，帶輪寬B=50mm，查相關機械手冊知小帶輪采用實心式；大帶輪參數：大帶輪=180mm，查相關機械手冊知大帶輪采用四孔板式，則孔徑d=28mm，帶輪寬B=50mm，輪轂直徑和寬度皆為。 6.3、solidworks帶輪3D制圖（1）小帶輪繪制： （2）大帶輪繪制：6.4、參考資料1宋寶玉：

15、機械設計課程設計指導書，高等教育出版社2006年版2濮良貴、紀名剛：機械設計，高等教育出版社2006年版3邢邦圣：機械制圖與計算機制圖，化學工業出版社2008年版4江洪、陳燎：solidworks2008完全自學手冊，機械工業出版社2008年版5謝昱北：solidworks2007典型范例，電子工業出版社207年版7、齒輪傳動設計7.1、齒輪傳動的失效形式和設計準則一般情況下齒輪傳動的失效主要發生在輪齒，輪轂、輪輻很少失效，因此輪轂、輪輻部分的尺寸按經驗設計。齒輪的失效可分為輪齒整體失效和齒面失效兩大類。（1）失效形式A、輪齒折斷 直齒輪輪齒的折斷一般是全齒折斷；斜齒輪和人字齒齒輪，由于接觸線

16、傾斜，一般是局部齒折斷。齒輪在工作時，輪齒像懸臂梁一樣承受彎矩，在其齒根部分的彎曲應力最大，而且在齒根的過渡圓角處有應力集中，當交變的齒根彎曲應力超過材料的彎曲疲勞極限應力時，由于材料疲勞對拉伸應力比較敏感，在齒根處受拉一側首先就會產生疲勞裂紋， 隨著裂紋的逐漸擴展，致使輪齒發生疲勞折斷。而用脆性材料 ( 如鑄鐵、整體淬火鋼等 ) 制成的齒輪，當受到嚴重短期過載或很大沖擊時，輪齒容易發生突然過載折斷。提高輪齒抗折斷能力的措施有：減小齒根應力集中，對齒根表層進行強化處理，采用正變位齒輪傳動，增大軸及其支承剛度，采用合適的熱處理方式增強輪齒齒芯的韌性。 全齒折斷 局部齒折斷B、齒面點蝕齒面點蝕是一

17、種齒面接觸疲勞破壞，經常發生在潤滑良好的閉式齒輪傳動中。在變化的接觸應力、齒面摩擦力和潤滑劑反復作用下，輪齒表層下一定深度產生裂紋，裂紋逐漸發展導致輪齒表面出現疲勞裂紋，疲勞裂紋擴展的結果是使齒面金屬脫落而形成麻點狀凹坑，這種現象就稱為齒面疲勞點蝕。發生點蝕后，齒廓形狀遭破壞，齒輪在嚙合過程中會產生劇裂的振動，噪音增大，以至于齒輪不能正常工作而使傳動失效。實踐表明，疲勞點蝕首先出現在齒面節線附近的齒根部分。 提高齒輪的接觸疲勞強度的措施：提高齒面硬度、 降低齒面粗糙度、 合理選用潤滑油粘度，采用正變位齒輪傳動等。設計時為避免齒面點蝕失效，應進行齒面接觸疲勞強度計算。疲勞點蝕C、齒面磨粒磨損在齒

18、輪傳動中，隨著工作環境的不同，齒面間存在多種形式的磨損情況。當齒面間落入砂粒、鐵屑、非金屬物等磨粒性物質時，會發生磨粒磨損。齒面磨損后，齒廓失去正確形狀，引起沖擊、振動和噪聲，磨損嚴重時，由于齒厚減薄而可能發生輪齒折斷。磨粒磨損是開式齒輪傳動的主要失效形式。提高抗磨料磨損能力的措施：改善密封和潤滑條件、在潤滑油中加入減摩添加劑、保持潤滑油的清潔、提高齒面硬度等。齒面磨損D、齒面膠合互相嚙合的輪齒齒面，在一定的溫度或壓力作用下，發生粘著，隨著齒面的相對運動，粘焊金屬被撕脫后，齒面上沿滑動方向形成溝痕，這種現象稱為膠合。膠合發生在：高速重載齒輪傳動中 ( 如航空齒輪傳動 ) ，使嚙合點處瞬時溫度過

19、高，潤滑失效， 致使相嚙合兩齒面金屬尖峰直接接觸并相互粘連在一起，造成膠合；重載低速齒輪傳動中，不易形成油膜，或由于局部偏載使油膜破壞，也會造成膠合。膠合發生在齒面相對滑動速度大的齒頂或齒根部位。 齒面一旦出現膠合，不但齒面溫度升高，而且齒輪的振動和噪聲也增大，導致失效。減緩或防止齒面膠合的方法有：減小模數，降低齒高，降低滑動系數；提高齒面硬度和降低齒面粗糙度；采用齒廓修形，提高傳動平穩性；采用抗膠合能力強的齒輪材料和加入極壓添加劑的潤滑油等。齒面膠合E、塑性變形 塑性變形屬于輪齒永久變形，是由于在過大的應力作用下，輪齒材料處于屈服狀態而產生的齒面或齒體塑性流動所形成的。齒面塑性變形常發生的齒

20、面材料較軟、 低速重載的傳動中。當輪齒材料較軟，載荷很大時，輪齒在嚙合過程中，齒面油膜破壞，摩擦力劇增，而塑性流動方向和齒面所受摩擦力的方向一致，齒面表層的材料就會沿著摩擦力的方向產生塑性變形。 提高抗塑性變形能力的措施：適當提高齒面硬度，采用粘度高的潤滑油，可防止或減輕齒面產生塑性變形。 塑性變形（2）設計準則 齒輪失效形式的分析，為齒輪的設計和制造、使用與維護提供了科學的依據。齒面的硬度和工作條件不同，齒輪的失效形式不同。針對不同的失效形式，應分別建立相應的設計準則，以保證齒輪傳動在整個工作壽命期間具有足夠的相應的工作能力。按照齒輪熱處理后齒面硬度的高低，齒輪傳動可分為軟齒面齒輪傳動 (

21、齒面硬度 350HBS) 和硬齒面齒輪傳動 ( 齒面硬度 350HBS) 兩類。為達到齒輪裝置小型化目的，可以提高現有漸開線齒輪的承載推力，各國普遍采用硬齒面技術，以縮小裝置的尺寸。A、閉式軟齒面齒輪傳動由實踐得知，對于潤滑良好的閉式軟齒面 (HBS350) 齒輪傳動，其主要失效形式是齒面點蝕，其次是輪齒折斷。故常按齒面接觸疲勞強度條件進行設計計算，校核齒根彎曲疲勞強度。B、閉式硬齒面齒輪傳動對于閉式硬齒面 (HBS 350) 齒輪傳動，其主要失效形式是輪齒折斷，一般按齒根彎曲疲勞強度進行設計計算，校核齒面接觸疲勞強度。C、開式齒輪傳動開式齒輪傳動其主要得失效形式是磨損和輪齒折斷，因磨損尚無成

22、熟的計算方法方法及設計數據，目前只能按齒根彎曲疲勞強度設計計算，考慮磨損的影響可將模數加大 9 20 。D短期過載和大功率的齒輪傳動對有短期過載的齒輪傳動，應進行靜強度計算。對高速大功率的齒輪傳動，應進行抗膠合計算。設計齒輪時，除應滿足上述強度條件外，還應考慮諸如經濟性、環境污染 ( 主要是振動和噪聲 ) 等問題。7.2齒輪傳動的設計步驟和方法（1）齒輪傳動設計A、高速級齒輪的設計（Z1、Z2）1、 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數（1）按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動（2）由于金屬切削機床速度不高，故選用8級精度（3）材料選擇：查表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質）硬度為280HBS，

23、大齒輪材料45鋼（調質）硬度為240HBS。二者材料硬度差為40HBS。（4）、選小齒輪齒數=24，則大齒輪齒數=3.88×24=93.12，取=94。（5）、選用螺旋角 初選螺旋角=15°2、按齒面接觸度設計由設計計算公式試算即：(1) 確定公式內的個計算值1）試選載荷系數：=1.6，由圖10-30選區域系數。2）小齒輪傳遞的轉矩：3）查表選取齒輪寬系數：=14) 查表10-6得彈性影響系數：=189.8 5) 按齒面硬度查圖10-21d得小齒輪的接觸疲勞強度極限：=600MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限：=550MPa6)由式N=60nj計算應力循環次數60j=60&#

24、215;560×1×1×300×8=8.064×=2.08×7) 查圖10-19取接觸疲勞壽命系數：=0.93，=0.968) 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數S=1，由式得：=MPa=558MPa=MPa=528Mpa 9)查表得=0.765 =0.86 +=1.625 計算1)試算小齒輪分度圓直徑,代入中較小的值： 31.76mm2) 計算圓周速度v0.93m/s3)計算齒寬bb=×=1×31.76mm=31.76mm 4)計算齒寬與齒高之比b/h模數：=mm=1.28mm齒高： h=2.25=2.

25、25×1.28mm=2.88mm，齒寬與齒高之比11.035)計算載荷系數已知使用系數=1.25，根據v=0.93m/s，8級精度，查圖10-8得動載系數=1.05查表10-3得=1.4，由表10-4用插值法查得：=1.447查圖10-13得=1.4；故載荷系數=1.25×1.05×1.4×1.447=2.666)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式子得：=37.62mm7) 計算模數m m=1.5mm3、按齒根彎曲強度設計根據彎曲強度的設計公式為進行計算：1)由圖10-18查得小齒輪的彎曲疲勞強的極限=500MPa;大齒輪的彎曲強度極限=380

26、MPa2)由圖取彎曲疲勞壽命系數=0.85，=0.883)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4，則=303.57Mpa=238.86Mpa4)計算載荷系數=1.25×1.05×1.4×1.4=2.57 5）計算縱向重合度根據，從圖10-28查得螺旋角影響系數6)計算當量齒數： 7)查取齒形系數、應力校正系數由表查得=2.581；=2.177由表查得=1.598；=1.7938)計算大小齒輪的并加以比較 =0.01359 =0.01634大齒輪的數值大9)設計計算 =1.10mm對此計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法向模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法

27、向模數，取=1.5，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=37.62 z1=24.23，圓整為25大齒輪齒數= =3.88×25=97。這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。4、 幾何尺寸設計1) 計算分度圓直徑 2)計算中心距 ，圓整為a=95mm。 3)按圓整后的中心距修正螺旋角 因為值改變不多，故參數，等不必修正4)計算齒輪寬度 =1×38.93mm=38.93mm圓整后取=40mm，=45mm5、結構設計及繪制齒輪零件圖（1） 小齒輪參數:查相關機械手冊得:小齒輪

28、采用齒輪軸式（2）大齒輪參數:因為d500mm，則采用腹板式結構B、低速級齒輪的設計（Z3、Z4）1選精度等級，材料及齒數1)按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動 2)由于金屬切削機床速度不高，故選用8級精度3)材料選擇：小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS。二者材料硬度差為40HBS。4)選小齒輪齒數=24，大齒輪齒數=2.772×24=66.53 取=675）初選螺旋角。2按齒面接觸強度設計即：(1)確定公式內的歌計算值1)試選載荷系數=1.6，查圖10-30選2)計算小齒輪傳遞的轉矩：=3）查表10-7選取齒寬系數=14)查表10-6得材料的彈性影響系數=189.85)查

29、表按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。6）查表得 則7）計算應力循環次數=60j=60×144.33×1×(1×8×300×10)=2.08×=8）查表取接觸疲勞壽命系數 ; 9）計算接觸疲勞許用應力(1)取失效概率為1%，安全系數S=1= = 計算1) 試算小齒輪分度圓直徑,代入中較小的值：49.432） 計算圓周速度v0.37 m/s3)計算齒寬bb=×=1×49.43mm=49.43mm 4)計算模數、齒寬與齒高之比b/h模數：=mm=1.99mm齒高：h=2.25=2

30、.25×1.99mm=4.48mm， 則 5）計算縱向重合度 6)計算載荷系數根據v=0.37m/s，8級精度，查圖10-8得動載系數=1.02斜齒輪=1.4查表得使用系數=1.25由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.453查圖1013得=1.4；故載荷系數:=2.67）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式子得：8) 計算模數m m=3、按齒根彎曲強度設計根據彎曲強度的設計公式為計算：1)由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強的極限=500MPa;大齒輪的彎曲強度極限=380MPa2)由圖取彎曲疲勞壽命系數=0.85，=0.883)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安

31、全系數S=1.4，則F3= =303.57MpaF4= =238.86Mpa4)計算載荷系數=1.25×1.02×1.4×1.4=2.5 5）根據縱向重合度，查表得螺旋角影響系數6）計算當量齒數 7)查取齒形系數由表查得=2.581；=1.5988)查取應力校正系數由表查得=2.231；=1.7599)計算大小齒輪的并加以比較 大齒輪的數值大10)設計計算 對此計算結果，由齒面接觸的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取彎曲強度

32、算得的模數1.69并就近圓整為標準值m=2mm，按接觸強度算得的分度圓直徑=58.11mm，算出小齒輪齒數 Z3=28.06mm，圓整為28大齒輪齒數 =2.772×28=77.6，取=78mm這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。4、 幾何尺寸設計 1）圓整后的中心距修正螺旋角 2) 計算分度圓直徑 3)計算中心距 ，圓整后a=110mm4)計算齒輪寬度 =1×58.11mm=58.11mm圓整后取=60mm，=65mm5、結構設計及繪制齒輪零件圖（1） 小齒輪參數查相關機械手冊得：小齒輪采用齒輪軸式。（2）大

33、齒輪參數因為d500mm，則采用腹板式結構。 8、鍵設計8.1鍵傳動的失效形式和設計準則普通平鍵連接，鍵的主要失效形式是工作面被壓潰，除非嚴重過載，一般不會出現鍵的剪斷。因此，通常只按工作面的擠壓應力進行強度校核計算。8.2鍵連接的設計步驟和方法（1）電機鍵由電機型號選擇知為鍵C8×56GB/T1096A確定尺寸由鍵型號知：寬b=8mm，高h=7mm，長L=56mmB校核鍵連接強度材料選擇鋼，許用擠壓應力p=100120MPa，取平均值p=10MPa，鍵的工作長度l=Lb/2=56mm4mm=52mm；鍵與輪轂鍵槽接觸高度k=0.5h=0.5×7mm=3.5mm，可知p=2

34、Td×103/kld=(2×9.05×103)/(3.5×52×28)MPa =3.55MPap 符合要求（2）軸鍵由軸一的設計可知選單圓頭普通平鍵，型號為C6×45GB/T1096-2003A確定尺寸由鍵的型號可知，寬b=6mm，高h=6mm，長L=45mmB校核鍵的連接強度材料選擇為鋼，許用擠壓應力為 p=110MPa鍵的工作長度 l=Lb/2=45mm3mm=42mm鍵與輪轂的接觸高度 k=0.5h =0.5×6mm =3mm可知p=2T×103/kld=(2×18.01×103)/(3&

35、#215;42×20)MPa=14.29MPap符合要求（3）軸鍵A、由軸的設計可知鍵一選圓頭普通平鍵，型號為8×56GB/T1096-2003a確定尺寸由鍵型號可知寬b=8mm，高h=7mm，長L=56mmb校核鍵的連接強度材料選擇為鋼，許用擠壓應力為p=110MPa鍵的工作長度l=Lb=56mm8mm=48mm鍵與輪轂的接觸高度k=0.5×h=0.5×7mm=3.5mm?？芍猵=2T×103/kld=(2×67.09×103)/(3.5×48×29)MPa=27.54MPap符合要求B鍵二也選圓頭普通

36、平鍵，型號為 8×32 GB/T 1096-2003a確定尺寸由鍵型號可知寬b=8mm，高h=7mm，長L=32mmb校核鍵的連接強度材料選擇為鋼，許用擠壓應力為p=110MPa鍵的工作長度l=Lb=24mm鍵與輪轂的接觸高度k=0.5×h=3.5mm?？芍猵=2T×103/kld=(2×67.09×103)/(3.5×24×29)MPa=55.08MPap符合要求(4)軸鍵A齒輪鍵由軸的設計可知為 鍵12×50GB/T1096-2003a確定尺寸由鍵型號可知寬b=12mm，高h=8mm，長L=50mmb校核鍵的連

37、接強度材料選擇為鋼，許用擠壓應力為p=110MPa鍵的工作長度l=Lb=38mm鍵與輪轂的接觸高度k=0.5×h=4mm?？芍猵=2T×103/kld=(2×178.64×105)/(4×38×44)MPa=53.42MPap符合要求B聯軸器鍵由軸的設計可知為 鍵C8×156GB/T1096-2003a確定尺寸由鍵型號可知寬b=8mm，高h=7mm，長L=56mmb校核鍵的連接強度材料選擇為鋼，許用擠壓應力為p=110MPa鍵的工作長度l=Lb/2=52mm鍵與輪轂的接觸高度k=0.5×h=3.5mm?？芍猵=2T

38、×103/kld=(2×178.64×103)/(3.5×52×30)MPa=65.44MPap符合要求9、軸設計步驟和方法9.1 軸的設計1軸上的功率P、轉速n和轉矩T=1.056KW =560r/min =18.012初步選定軸的最小直徑選取材料45鋼，調質處理，據表取A0=112，于是得A0 =112×=13.84mm1）因為該軸段上有安裝鍵，所以=14.53mm 通過查機械手冊可得帶輪孔徑=20mm帶輪長 所以軸 2） 2軸上的軸肩起定位作用，則通過查機械手冊 必須符合密封圈標準得 取3）3軸段上的軸肩為非定位軸肩 選軸上的軸

39、承為7306 所以其中為軸承端面到箱體內壁的距離 取4）4軸段上的軸肩為非定位軸肩 取 驗證： 故采用齒輪軸5） 7軸段上 6）6軸段上 ，取 7)對于5軸段上的軸肩為定位軸肩 取9.2 軸II的設計 選取材料45鋼，調質處理，據表取A0=112，于是得=A0 =21.45mm 所以取 1）根據滾動軸承內徑，則選用7305B軸承，查表則2）2軸段上的軸肩不起定位作用 取 3）3軸段上的軸肩起定位作用 取4） 5）4軸段上的軸肩不起定位作用 驗證： 故采用普通軸 9.3 軸III的設計 選取材料45鋼，調質處理，據表取A0=112，于是得=A0 =29.73mm1）取通過查機械手冊可查得聯軸器

40、LX2型，許用轉速6300r/min，公稱轉矩560，軸孔直徑2035mm，軸孔長度60mm =58mm2）軸段2上的軸肩不起定位作用 則 通過查機械手冊，必須符合密封圈標準得 3）3軸段上的軸肩不起定位作用 取則 取又因為必須符合滾動軸承內徑 則選用軸承為7308B查表知 則4）4軸段上的軸肩起定位作用，取則 取 5）6）7）5軸段上的軸肩起定位作用 則 取 取 10軸的強度設計 10.1 軸I的校核由已知條件對該軸進行受力分析在H面上： 則 其中， 由上述各式得 彎矩圖：在V面上： 解得 (方向與假設的方向相反)彎矩圖： 合成彎矩： 扭矩圖： 總彎矩圖：危險截面校核：C截面： B截面： 1

41、0.2 軸II的校核由已知條件對該軸進行受力分析在H面上： 則 因兩齒輪嚙合，所以 ， ， ， 由上述各式可得： ，彎矩圖： 在V面上： 解得：(方向與假設的方向相反) 彎矩圖：可得 合成彎矩圖： 扭矩圖： 總彎矩圖： 危險截面校核：取b*h=8×7 t=4C截面： B截面： 10.3 軸III的校核由已知條件對該軸進行受力分析在H面上： 則 其中 則 彎矩圖： 在V面上 ： 其中 解得： 彎矩圖： 合成彎矩圖： 扭矩圖： 總彎矩圖： 危險截面校核：C截面： B截面： 10.4參考資料1宋寶玉：機械設計課程設計指導書，高等教育出版社2006年版2濮良貴、紀名剛：機械設計，高等教育出版

42、社2006年版3邢邦圣：機械制圖與計算機制圖，化學工業出版社2008年版11、滾動軸承傳動設計11.1軸承傳動的失效形式和設計準則（1）失效形式A疲勞點蝕 在載荷作用下，軸承內各元件相對運動時，將產生脈動循環的接觸應力，長時間B塑性變形 過大的靜載荷或沖擊載荷，導致局部應力超過材料的屈服點而出現塑性變形。C磨損 多塵環境、密封不可靠或潤滑劑不清潔時，容易發生磨粒磨損；潤滑不充分時，還會發生粘著磨損、膠合。（2）設計準則正常工作條件下做回轉運動的滾動軸承，主要發生點蝕，故應進行接觸疲勞壽命計算；當載荷變化較大或有較大沖擊載荷時，還應增加靜強度校核；轉速很低（n<10r/min）或擺動的軸承

43、，只需作靜強度計算；高速軸承，為防止發生粘著磨損，除進行接觸疲勞壽命計算外，還應校驗極限轉速。11.2滾動軸承疲勞壽命計算（1）軸一采用角接觸球軸承，型號為7306B 1） 求兩軸承的受到的徑向載荷 2）求兩軸承的計算軸向力按表得軸承的派生軸向力 其中e=1.14得： 故B緊，D松。3）求軸承當量動載荷 根據 由表分別進行查表或插值計算得徑向載荷系數和軸向載荷系數為軸承A 因軸承運轉中等沖擊載荷按，取則 軸承B 4）驗算軸承壽命因為，所以按軸承A的受力大小驗算 故所選軸承滿足壽命要求（2）軸二采用角接觸球軸承，型號為7305B 1）求兩軸承的受到的徑向載荷= =2）求兩軸承的計算軸向力按表得，

44、軸承的派生軸向力 其中e=1.14得：故A松，D緊。 3)求軸承當量動載荷 根據 由表分別進行查表或插值計算得徑向載荷系數和軸向載荷系數為軸承A 因軸承運轉中等沖擊載荷按，取則 軸承B 4）驗算軸承壽命因為，所以按軸承A的受力大小驗算 故所選軸承滿足壽命要求。（3）軸三采用角接觸球軸承，型號為7308B 1）求兩軸承的受到的徑向載荷= =2）求兩軸承的計算軸向力按表得，軸承的派生軸向力 其中e=1.14得：故A松，C緊。3)求軸承當量動載荷 根據 由表分別進行查表或插值計算得徑向載荷系數和軸向載荷系數為軸承A 因軸承運轉中等沖擊載荷按，取則 軸承B 4）驗算軸承壽命因為，所以按軸承A的受力大小

45、驗算 故所選軸承滿足壽命要求12、聯軸器的設計12.1聯軸器為了隔離振動與沖擊，選用彈性套柱銷聯軸器。類型 LX2型。許用轉速：6300r/min 公稱轉矩：560N·m軸孔直徑：2035 mm 軸孔長度：60 mm12.2參考資料1宋寶玉：機械設計課程設計指導書，高等教育出版社2006年版2濮良貴、紀名剛：機械設計，高等教育出版社2006年版13、潤滑劑、密封裝置的設計13.1齒輪傳動潤滑劑的選擇選用油浸潤滑方式，選用全損耗用油（GB443-1989），代號：L-AN15.其運動粘度：13.516.5mm2/S。凝點-5，閃點150。主要用于小型機床出輪箱、傳動裝置軸承、中小型電動機。13.2軸承潤滑方式：選用通用鋁基潤滑脂，代號：2號潤滑脂，滴點175，工作錐入度：265-295（25，150g）10.1mm，適用溫度：-20120。13.3密封方式軸承與箱體內部因潤滑方式的不同選擋油板環密封；速度比較低，且軸承為脂潤滑，所以透蓋處毛氈密封，是軸伸處用悶蓋加墊圈密封；軸承端蓋加調整墊圈