/編號：機械設(shè)計課程設(shè)計說明書題目:香皂包裝機構(gòu)設(shè)計院(系):機電工程學(xué)院專業(yè):機械設(shè)計制造及其自動化學(xué)生姓名：學(xué)號：指導(dǎo)教師：匡兵職稱:副教授2012年7月2日目錄ＴO(shè)Ｃ＼ｏ"1—3＂\h\ｚ\uHYPERLINＫ＼l＂_Toc３29２9４0４4”１。?香皂包裝機設(shè)計任務(wù)書?PAＧEREＦ_Ｔoc32９２9４0４４\h１HYPＥRLINK\l＂＿Toc32929４045＂§1.1課程設(shè)計要求?ＰAGERＥF_Tｏc32929４0４5\h1HＹPERLIＮK\l”＿Tｏｃ3292９4046”§１.１。1功能要求?PＡGERＥF_Ｔoc3292９4０4６\h1HＹPERLIＮK\ｌ”＿Toc32９29404７"§1。１．2原始數(shù)據(jù)和設(shè)計要求 PAGEＲEＦ＿Toc329２94047\ｈ1ＨＹPＥＲＬINK§1.３香皂包裝機設(shè)計任務(wù) PAGERＥF＿Toc3292９4049\ｈ1HYPERLINK\l”＿Ｔoc32929４０50”２．?香皂包裝機傳動方案 PAGＥＲEＦ_Tｏc３29294050\h2HYPＥＲLINK§2．2。1電機容量選擇?ＰAGEREF＿Toc３292９405４\ｈ3HYPEＲＬＩNK＼l"_Toc３2９29405５＂§2.3香皂包裝機傳動方案確定 ＰAGEREＦ_Toc32929４05５\ｈ5ＨYPＥRＬINK＼l”_Ｔｏc32９294056"§2.3。1帶傳動?PAＧEＲＥＦ_Toc３２92９４０56\ｈ5HＹＰＥRLINK\l”_Toc32９29405７"§２．3。２鏈傳動?PAGEREF_Ｔoc32９294057\h5HYPEＲLＩNK\l＂_Ｔoｃ32９294058”§２．3.3減速箱?PAＧＥＲＥF_Toc３2929405８\ｈ6HYPＥＲＬINＫ＼l"_Ｔoｃ3２９２９4０59”§２．3．4錐齒輪?PAＧＥＲEF_Ｔｏc３2９２9４05９\ｈ7HYPERLIＮK＼l"_Toc3２92９4060＂3． 傳動零件的設(shè)計計算?PAGＥRＥF＿Tｏc329２９4０60＼ｈ8ＨYPＥＲＬINK\l”_Tｏｃ329294061”§3。１Ｖ帶傳動計算【1】?PＡGEＲＥF_Toc329２９４061\h８HYPERLINK\ｌ"_Ｔoc3２９29４064＂§3。2齒輪計算?PAＧEREF_Ｔoc32929４064\h11ＨＹPERLIＮK\l”＿Tｏc3２9２9４065＂§3.３軸的計算?PAGEREF_Tｏc32９２9406５＼h18ＨYＰEＲＬＩNK§３。4軸承計算 PAGEREF_Toｃ３29294066\ｈ23ＨYPERLINK＼l”_Ｔoｃ32929４06７"§３.４鍵、螺紋和聯(lián)軸器的計算?PＡGEREF＿Ｔoc3２92９406７＼h2４ＨＹPEＲＬIＮK§3。4.1鍵的計算 PＡＧEREF_Toｃ32929４06８\h24HＹＰERLＩＮK\l”_Toｃ329294069"§3。4．1螺紋的計算?PAGEＲEF_Toc329294０69＼ｈ26HYＰERLＩNK＼l”_Tｏc32９2940７0”§3.4．１聯(lián)軸器的計算?PＡGEＲＥＦ_Ｔoc3292９4０7０\h27HYPEＲLIＮK\l”_Ｔoc３２9２940７１"４.?箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計及潤滑?PＡGEREF＿Toｃ329294071\h28HYＰERLＩNK\l"_Toc3292９40７2”5。 設(shè)計總結(jié)?PＡGEREF＿Toc3２929４072＼h３1HYPERLIＮＫ\l＂_Toｃ32９294073”６．?參考文獻 PAGＥRＥF_Tｏc3２9294073＼h32香皂包裝機設(shè)計任務(wù)書§1.１課程設(shè)計要求§１．１.１功能要求實現(xiàn)對香皂的進料、包裝、出料工作。§1.1。2原始數(shù)據(jù)和設(shè)計要求生產(chǎn)率為每分鐘50－100件?！?．2香皂包裝機設(shè)計參數(shù)生產(chǎn)率：60塊/分鐘香皂尺寸：9０mm×50mm×3５ｍm香皂盒子尺寸：95mｍ×６0ｍm×35mm香皂重量：１2５g（上料器：長500mm,大約６塊,待進入大約１00塊進料帶：長1000mm,大約11塊出料帶：長5０0mm，大約5塊總計質(zhì)量：15．２５ｋg)§1.３香皂包裝機設(shè)計任務(wù)１、說明書一份(１0０00字以上)；２、所設(shè)計產(chǎn)品（或產(chǎn)品的某個部分)的裝配圖一張（A0圖幅繪制，A3圖幅打?。?、有關(guān)鍵零件的零件圖4張（繪制圖幅根據(jù)需要選定，A3圖幅打印）。注:如果是1個人獨立完成設(shè)計的,只需要關(guān)鍵零件的零件圖２張。香皂包裝機傳動方案§2。１香皂包裝機傳動方案分析如圖1．1所示，是本次設(shè)計的香皂傳動路線示意圖。香皂由最左端的上料器進入，經(jīng)過篩選方向,不符合方向要求的滑落到回收箱中，等收集滿后由人工回送到上料器上;符合要求的進入到進料傳動鏈上,傳動到了輪右邊等待包裝.包裝盒在中部上料器內(nèi)，用不完全輪抽出，經(jīng)滾輪進入到設(shè)定位置，等待包裝.包裝完的香皂,被推到出料鏈輪上，被運送到設(shè)計位置.如圖１．２所示,為本次設(shè)計的香皂包裝機主要傳動部分示意圖。動力由電機輸出，經(jīng)減速箱，減速箱輸出三種轉(zhuǎn)速，分別為鏈輪、凸輪、不完全輪、抽紙輪等提供動力。然后,完成相應(yīng)的預(yù)定設(shè)計動作。同時,由錐齒輪完成垂直軸的傳動，由鏈輪完成相距較遠(yuǎn)的兩根軸的傳動,由齒輪完成相距較近的和傳動比要求較高的軸之間的傳動.圖2。1香皂包裝機整機傳動示意圖（部分結(jié)構(gòu)略)圖2。1香皂包裝機整機傳動示意圖（部分結(jié)構(gòu)略)圖2．2香皂包裝及傳動部分示意圖圖2．2香皂包裝及傳動部分示意圖§2。２電動機選擇§２。2.1電機類型和結(jié)構(gòu)形式一般選用Y系列三項交流異步電動機。Y系列電動機具有高效、節(jié)能、噪聲小、運行安全可靠的特點，安裝尺寸和功率等級符合國際標(biāo)準(zhǔn)（IEC)，適用于無特殊要求的各種機械設(shè)備，如機床、鼓風(fēng)機、運輸機以及農(nóng)用機械和食品機械。所以，此處選用Y系列三項交流異步電動機.§2.2。1電機容量選擇由于工作機穩(wěn)定(變化較小)載荷連續(xù)運轉(zhuǎn)的機械,而且傳遞功率較小，故只需使電動機的額定功率Ｐcd等于或稍大于電動機的實際輸出功率Pd，即Pcｄ≥Pｄ就可以了.電動機的輸出功率Pd為式中：PW--工作機所需輸入功率(kｗ)；ηR-—傳動裝置總效率.工作機所需功率PW由工作機的工作阻力(F或T)和運動參數(shù)(v或ｎ）確定，即或推香皂推桿：選擇１0ｍｍ方鋼管,０。７8５ｋg/m[3］，則=0.125kg+0。78５kｇ／m×0.25m=０。3125ｋg滑動摩擦系數(shù)查表得μ=0。1[４］0。1×０.3１25kg×9。8Ｎ／kg=0.3０62５N杠桿擺角,則角速度最大線速度為推桿部分所需功率:總效率：＝0.85×0。99×0．96×０。99×0.96×０.９６=０。7４＝０。25W同理，可求得：PW1=0。４1W,PW2＝0。54W,PW３＝ＰW4=0．55W上料鏈輪：最大線速度為,最大力取Ｆ＝鏈輪部分所需功率：總效率:進料鏈輪：＝0。１25kg×６+0.6kg/ｍ×２m=２．5７5kg最大線速度為鏈輪部分所需功率：總效率:=0.９6×0．9×0。９9×0．96×0。96×0.96×0。９6=0。73同理，可得:出料鏈路所需功率:所以，電機所需功率:考慮到傳動零件，如：齒輪、軸、鏈輪的轉(zhuǎn)動慣量，以及各滑動、滾動摩擦副間的摩擦等諸多因素.所以，選擇電機：Y8０1—４［6](Ｙ：Y系列三相異步電動機（ＩP44）；８0M:機座號；１：代表同一機座號和轉(zhuǎn)速下不同的功率；４：4級電機，同步轉(zhuǎn)速1500轉(zhuǎn)/分）電機轉(zhuǎn)速:同步轉(zhuǎn)速1500r/ｍin、滿載轉(zhuǎn)速１390r/min、額定功率是0．55kｗ§2．３香皂包裝機傳動方案確定§2。３。1帶傳動選取電機轉(zhuǎn)速ｎ電動機=139０r/miｎ,根據(jù)轉(zhuǎn)速需要,擬通過帶輪把轉(zhuǎn)速降到n帶輪=480r/ｍin，則可知帶輪傳動比［1］:２.9０§2。3。2鏈傳動進料鏈：進料帶輪帶速：v=90mm／0.7５s＝0.12m/s鏈輪用于傳輸,功率、轉(zhuǎn)速要求均不高，可直接選08A［1]進行校核強度。節(jié)距［1］:ｐ=12.7mm（質(zhì)量0。6kg/m[３］)線速度［1］：，則z1ｎ１ｐ=１20，p=１2.7ｍｍ,取z1=20，n1=0.5ｒ／s鏈輪直徑[1］：進料鏈:進料帶輪帶速：ν=90mm/0.75s＝0．12m／s鏈輪用于傳輸,功率、轉(zhuǎn)速要求均不高,可直接選０8A進行校核強度。節(jié)距：p=12．7mm(質(zhì)量0。6kg/ｍ)線速度：=0.12m/s，則z2ｎ2ｐ=120,p=１２．7mm，取Z2=20,n2=0.５r／s鏈輪直徑：12１。5mm§2。3.3減速箱轉(zhuǎn)速需求：合蓋子機構(gòu)轉(zhuǎn)速及行程中：第一步轉(zhuǎn)速：n＝1r／0.2５s＝４r/ｓ=240r/mｉn第二部轉(zhuǎn)速：n=1r／0。2５s=４ｒ/s=240ｒ/min第三步轉(zhuǎn)速：n=1ｒ／０。２５s＝４r／s=240r/min第四步轉(zhuǎn)速:ｎ＝1r/0.２5ｓ=4r/s=240r／ｍin抽紙不完全輪：n=1ｒ/0.７５ｓ=１。33r/s＝8０r/ｍｉn抽紙輪轉(zhuǎn)速:為減少變速箱輸出轉(zhuǎn)速數(shù)取n=４ｒ／s鏈輪轉(zhuǎn)速：暫時選為0.5r／s,根據(jù)后面鏈傳動設(shè)計在進行修正.根據(jù)分析,需要三種轉(zhuǎn)速，分別為：n合蓋子＝24０r/ｍｉn、n抽紙=8０ｒ/mｉn、ｎ鏈輪=30r／mｉn,則：一級傳動比:為了減小減速箱體積，選擇z１＝1７,則ｚ２=3４。二級傳動比:同理，為了減小減速箱體積,選擇z3＝１7，則z4=５1。三級傳動比:同理,為了減小減速箱體積,選擇z5=1８,則z６=48?！欤玻?。４錐齒輪此處采用錐齒輪傳動，只改變傳動方向，所以,直接選擇ｚ錐齒輪1=ｚ錐齒輪2＝17。?傳動零件的設(shè)計計算假設(shè)電機的輸出功率不大于0。21kw，計算各個傳動零件的尺寸強度，在進行校核功率是否大于0。21kw。若大于,則重新調(diào)整輸出功率進行校核?！?．1V帶傳動計算【1】1、確定計算功率P由表8-7查得工作情況系數(shù)＝１。1=＝1。1×0．２1kw=０。231kｗ2、選擇普通V帶的帶型根據(jù)＝０。２3１kw、=1390r/ｍiｎ由表8－４ａ選用Z型３、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗算帶速1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。由表8－６和表8－８，取＝9０ｍm2）驗算帶速。按式(8—13）驗算帶的速度:==m／s=6。5５m／ｓ因為5m/s〈＜30m／ｓ，故帶速合適。3)計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑.由式(８—１５ａ)得==2.990＝２61mm根據(jù)文獻[3]，圓整為dd2=26５mm。4、確定V帶的中心距ａ和基準(zhǔn)長度１）根據(jù)式（8－20），初定中心距＝30０mｍ．２)由式（8-22)計算所需的基準(zhǔn)長度1１76mm由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度＝1１２0mm3）由式（８—２３)計算實際中心距a。３2８mｍ由式(8-24）算得中心距的變化范圍為311~361mｍ5、驗算小帶輪上的包角6、計算帶的根數(shù)1）計算單根Ｖ帶的額度功率.由＝90mm和=1390r/ｍiｎ,查表8－4ａ得:=0.3528kｗ根據(jù)=1390r／min，=2.9和Z型帶,查表８—4b得：=0．0３kw。查表8-5得：=０.９２查表8-2得：=1．0８于是,ｋw２）計V帶的根數(shù)。=由此可知，取2根即可.７、計算單根Ｖ帶的初拉力的最小值由表8-３得:Z帶的單位長度質(zhì)量=0.06kg/ｍ,所以=應(yīng)使帶的實際初拉力＞。8、計算壓軸力壓軸力的最小值為?帶型基準(zhǔn)直徑/mｍ帶速v／m/ｓ基準(zhǔn)長度包角V帶根數(shù)最小壓軸力／ＮZ９０2616．5５1１201５０o263。７5表3—１V帶相關(guān)參數(shù)9、帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計（1)帶輪的材料由于減速器的轉(zhuǎn)速不是很高，故選用ＨT150型。(2）帶輪的結(jié)構(gòu)形式V帶輪由輪緣、輪輻、和輪轂組成。根據(jù)V帶根數(shù)Ｚ=2,小帶輪基準(zhǔn)直徑＝90，大帶輪基準(zhǔn)直徑=261,小帶輪選擇腹板式，大帶輪選擇孔板式。（3)V帶輪的輪槽V帶輪的輪槽與所選用的V帶的型號相對應(yīng)；Ｖ帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形，使V帶工作面的夾角發(fā)生變化。為了使V帶的工作面與帶輪的輪槽工作面緊密貼合,將V帶輪輪槽的工作面的夾角做成小于40度,選擇３8度。(4)V帶輪的技術(shù)要求鑄造、焊接或燒結(jié)的帶輪在輪緣、腹板、輪轂上不允許有砂眼、裂縫、縮孔及氣泡；鑄造帶輪在不提高內(nèi)部應(yīng)力的前提下，允許對輪緣、凸臺、腹板及輪轂的表面缺陷進行修補;轉(zhuǎn)速高于極限轉(zhuǎn)速的帶輪要做靜平衡，反之要做動平衡。槽型bｄeδmiｎZ8。52.07。0120。３7３8５.5表3－２輪槽的截面尺寸（５)帶輪參數(shù)計算輪轂寬度：由于所以,查表５-３［7]得：取輪轂寬度為L＝45mm腹板厚度［1]：所以，取S=Ｃ／＝5mm輪轂孔徑ｄ及d1:查表１５—3[1]可知：若使用40Cr的軸,則孔徑可取d=１9mｍ,轂的公差帶可選D１０，d1=1．8×２０mｍ=34．2mm，取d1=3５ｍｍ，鍵的寬度b=6ｍｍ。查表8-１1［7]得；最小輪緣厚度δｍin=5．5ｍm,取輪緣厚度取δ=6mm查表５-3[7]得：t１=2.8mm孔板上空的位置D0=0.5（D1+d1）=１３5mｍ,直徑d0=95mm§3。２齒輪計算圓柱直齒數(shù)：Z1＝17，Ｚ2=34［１]1、選定齒輪類型、精度、材料、齒數(shù)1）按表1０-8,選用直齒圓柱齒輪傳動，選擇7級精度。2）由表１0—１選擇小齒輪材料為40Ｃr（調(diào)質(zhì)）,硬度為280HBS，大齒輪材料為４５號鋼(調(diào)質(zhì)）,硬度為240HBS,二者材料硬度相差為40ＨBＳ.3)齒：Z１=17，Z2＝３4(ｉ=2)2、按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式(10－９a）進行計算。即(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)=１。3。計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。P1=P電=０．210。9５0．98=0.２ｋw==＝３9７9。1７Ｎ·ｍm查表10—7，選取齒寬系數(shù)＝1.查表10－６，取材料的彈性影響系數(shù)=189.8。查表1０－21d,按齒面硬度查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=5５0MＰａ。由公式10—１3計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。=60＝Ｎ１/2＝1。0３６8×109查圖１0—1９，取接觸疲勞壽命系數(shù)=０．９０；=0．9５。計算接觸疲勞許用應(yīng)力:取失效概率為１％,安全系數(shù)S=1，由式（１０-12)得：MＰaＭＰa(2）計算1)試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值。＝2.32＝23.3mm２）圓周速度:=３)齒寬b:b=＝1×2３。３ｍｍ=２3。３４）計算齒寬與齒高之比：模數(shù)齒高＝2.２５×1.３７＝3.0８25mm５)計算載荷系數(shù)。根據(jù)v=0。5８６m／s,７級精度，查圖1０—8得動載系數(shù)=1;直齒輪，;查表１0—2得使用系數(shù)=１．00；由表10—４用插值法查得7級精度、小齒輪相對于支承非對稱布置時,=1。417；查圖１0－13得=1。３4；故載荷系數(shù)Ｋ==1×１×1×1．417＝1.4176）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑＝２3.９７mｍ７）計算模數(shù)m3、按齒根彎曲強度設(shè)計由式(10－5)得彎曲強度的設(shè)計公式為（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值１）查圖1０—20c得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=５00MPａ；大齒輪的彎曲強度極限=380MPa;2）查圖10-18，取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0。８5,＝0。８8；3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4.由式(１0-１2）得：＝4）計算載荷系數(shù)K5）查取齒形系數(shù).查表１0-5得：=２．9７；=2.4６４（用插值法求得）．6）查取應(yīng)力校正系數(shù)查表1０—5得：＝1.52=１.6４5（用插值法求得)7)計算大、小齒輪的并加以比較。==大齒輪的數(shù)值大.(2）設(shè)計計算＝0.856mm對于計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)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(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算的的模數(shù)0。8５6，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=１．0，按接觸強度算得的分度圓直徑=23。9７mｍ,算出小齒輪齒數(shù)==2３。97取=24＝２×24＝48.這樣設(shè)計出來的齒輪傳動，既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(jié)構(gòu)緊湊,避免浪費。4、幾何尺寸計算1）計算分度圓直徑＝24×１=24mｍ=48×1=４8mｍ2)計算中心距=３63）計算齒寬寬度取B2=24，B1＝３0。直齒錐齒輪：壽命為5年（每年按3００天計算）傳動功率:P錐＝P3=0.1８×０．９８×0．98=０.17kw錐齒輪用于轉(zhuǎn)換方向：１、選擇齒輪材料和精度等級(1）查表1０-1選擇齒輪材料為4５號調(diào)質(zhì)鋼，大小齒輪都選擇硬度為250ＨBＳ。等級為８級。(２）選齒輪齒數(shù):取Z錐７=Ｚ錐8=1７，傳動比：U＝＝1，轉(zhuǎn)速：ｎ錐=ｎ５＝30r／mｉn2、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由齒面接觸疲勞強度設(shè)計公式d１t進行計算。1）選載荷系數(shù)Ｋt=1.６２）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T１=9．55×106=9。５5１０60。17/30=５411６。7(Ｎ·mm）3）由表選取齒寬系數(shù)４）確定彈性影響系數(shù)查表１0－6得ZＥ＝1８9。85）確定區(qū)域載荷系數(shù)標(biāo)準(zhǔn)直齒圓錐齒輪傳動ＺH=2。5６)由公式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N1=60n１ｊLh＝60×30×1×(2×8×300×5)=4．32×１0７N2=60n2jLh=60×30×1×（2×８×3０0×５)=4.32×10７7）查教材圖10－19曲線得接觸疲勞強度壽命系數(shù)ＫＨN1=0。９3，KHN2=0。938)查教材圖10-21ｄ得接觸疲勞強度極限應(yīng)力Hｌiｍ1=600MPa,Hlim2=６0０MＰａ９）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效率為1%,安全系數(shù)Sh=1.０．ＭPaＭPａ１０）由接觸強度計算小齒輪的分度圓直徑d１t＝＝105。1mm11）計算齒輪的圓周速度１２）齒輪的使用系數(shù)載荷狀況以均勻平穩(wěn)為依據(jù)查表1０-9得KA=1．0dm1＝d１（1—0．5）=75。8×（1—0。5×0.3)=8９。３4mｍ由圖１0-８查得KＶ=１．0取KＨａ=KFa=1。0查表１0－9得軸承系數(shù)=1.10所以由公式得=１.5×１。10＝1．65接觸強度載荷系數(shù)＝１．０×1.0×1.０×１.65＝1．6５13）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑1０6.2mm模數(shù):=6.２5取標(biāo)準(zhǔn)值ｍ=6.514)則計算相關(guān)的參數(shù):d１=z1m=17×6。５=110．5mmｄ2=z2ｍ=17×6。5=1１０.5mm錐距：=85×=７８mm15)圓整并確定齒寬圓整?。?=25ｍｍ，b１=2５mm3、校核齒根彎曲疲勞強度1)確定彎曲強度載荷系數(shù)＝1．0×1。0×1。0×1．６5=１.652）計算當(dāng)量齒數(shù)：＝24=2４3）查表10-５得＝2．65＝２.6５＝1．58＝1.584）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力：由圖得彎曲疲勞壽命系數(shù)ＫFＮ1=0．92,KＦN2=0．９2取安全系數(shù)SF＝1.４由圖（１0-２0c）ＦＮ1=440ＭPa,FN2=440ＭPa按脈動循環(huán)變應(yīng)力確定許用彎曲應(yīng)力-=MPa=2８9.1４ＭPa=MPａ=289。14MＰａ5）校核彎曲強度:根據(jù)彎曲強度條件公式進行校核：==57。6==57。６滿足彎曲強度,所選參數(shù)合適。經(jīng)校核,其他齒輪均滿足強度要求，同理可得：齒輪類型傳動比ｉ設(shè)計齒數(shù)z校核齒數(shù)z模數(shù)m小齒輪d１大齒輪d2中心距aｏ第一組直齒2１7：3４2４：４81306045第二組直齒317：511９：57１。528.585.557第三組直齒8/318：48２７:７2１。５40。5１0８７４。2５第四組錐齒１17:172４：2４５10５105—表3—3齒輪傳動參數(shù)小齒輪材料硬度熱處理精度壓力角α齒寬b１孔徑dh輪轂D1輪轂寬Ｌ第一組40Cr280HBS調(diào)質(zhì)7級20o30———第二組40Ｃr28０ＨＢＳ調(diào)質(zhì)7級20o３5-——第三組40Cｒ280HBS調(diào)質(zhì)7級2０o5０-——第四組４5250HＢS調(diào)質(zhì)8級20o18———表３-4小齒輪設(shè)計參數(shù)大齒輪材料硬度熱處理精度壓力角α齒寬ｂ2孔徑ｄｈ輪轂D1輪轂寬L第一組45240HＢS調(diào)質(zhì)7級２0ｏ3０1930．430第二組45240HBS調(diào)質(zhì)７級２0o28。５１930。４3０第三組４5240HBS調(diào)質(zhì)7級20o40．51９3０.455第四組４5250HBS調(diào)質(zhì)8級20o1８———表3—５大齒輪設(shè)計參數(shù)第三組齒輪參數(shù)計算［7]:根據(jù)軸頸計算，選擇ｄｈ＝19mm.于是,有：Ｄ1=30。4mｍl=(1.2～1．5）ｄh=22.4~2８．5ｍm(l<b）,取b=55ｍmδ=2.5mn＝７。5ｍm（7．5<8)，取δ＝8mｍ，則D2=88.25mmn=0。５ｍn=０。75mmD0=0。5(D1+Ｄ2）=59．325mmd0=１0～２0mm,則取ｄ０=20mm§3．3軸的計算第一根軸的計算：（1）第一根軸上的功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩：P1＝０.2kｗ、n軸1＝480ｒ/ｍin、=３979．17Ｎ·mm（2）齒輪的受力分析，求圓周力、徑向力、法向載荷齒輪上的分度圓直徑ｄ１=24ｍｍ根據(jù)公式:＝=式中：-—-———-小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩,;-———--—小齒輪的分度圓直徑,;—－—-—嚙合角，對標(biāo)準(zhǔn)齒輪，等于20。經(jīng)計算得，=33１．6Ｎ=1２0．７Ｎ=352．9N(3)初步確定軸的最小直徑1）材料的選擇：選45鋼調(diào)質(zhì)處理，查表15—３取=11０。2）最小直徑的確定：因最小直徑與Ｖ帶輪配合,有一鍵槽，將直徑增大5％,即ｍｍ，取標(biāo)準(zhǔn)值：=10mm；又因為所選電動機為Y8０１—4型,查得電動機軸直徑為1９mm，同時選取帶輪孔的直徑為１9ｍm，故由標(biāo)準(zhǔn)尺寸確定高速軸的最小直徑為=1９mm，也是為了保證合理的工藝性。（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）裝配方案如下圖所示圖３—1第一根軸的裝配方案２)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1＞為了滿足Ｖ帶輪的軸向定位要求，I—ＩI軸段右端需制出一軸肩，故Ｉ段直徑19mｍ;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D＝４2mm.根據(jù)大帶輪輪轂與軸的配合長度且為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，Ｉ—IＩ段的長度應(yīng)比略短一些，故得ｍm;２＞初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承.按工作要求并根據(jù)２５mm,選取軸承代號3290５,其尺寸為d×D×T=25mm×42mm×1２mｍ，左右端滾動軸承采用封油盤進行軸向定位(采用脂潤滑）；３＞由于da=32mｍ＜2d=40mm,所以,取安裝齒輪處的軸段IV采用齒輪軸,齒輪左端與左軸承之間采用軸套和封油盤定位。已知齒輪寬度為3０ｍm,通常為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此處軸段應(yīng)略小于輪轂寬度，此處使用齒輪軸則不必考慮。通常，齒輪另一端端采用軸肩定位,軸肩高度。軸環(huán)寬度，此處取b＝30mm。。4>軸承端蓋的總寬帶為２0（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與大帶輪右端面間的距離為２0mm，故取。5〉取齒輪距箱體內(nèi)壁之間距離=１６mm；考慮采用脂潤滑,軸承與箱體內(nèi)壁間距s取10ｍm,已知滾動軸承寬度Ｔ＝12mm,齒輪輪轂長3０mm.至此，已初步確定軸的各段直徑和長度.3）軸上零件的周向定位齒輪、V帶輪、與軸的周向定位均采用圓頭平鍵連接.按d=19mｍ查表6—1得平鍵截面ｂ×ｈ=6mm×6mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工,查文獻［1］表6—１，選擇標(biāo)準(zhǔn)超度系列，L=40mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合，查文獻［7]，選擇配合為.滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖。（5）求軸上的載荷做出軸的受力簡圖;作為簡支梁的軸的支承距做出軸的彎矩圖和扭矩圖。大帶輪的重量忽略不計。載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T表3—6軸上載荷分布表（６）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度校核該軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C)的強度。根據(jù)上表中的數(shù)據(jù),以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為４5鋼,調(diào)質(zhì)處理，查表15—1得。因此，故安全。圖3—2軸上載荷分布圖同理可得：第二根軸：選定軸的材料為４5鋼，調(diào)質(zhì)處理,查表１５—1得：.因此,故安全。第二根軸的裝配方案如下圖所示:圖3.3第二根軸裝配方案第三根軸：選定軸的材料為4５鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表15-1得：。因此，故安全。第三根軸的裝配方案如下圖所示：圖3。４第三根軸裝配方案第四根軸:選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表１5－1得:.因此，故安全。第四根軸的裝配方案如下圖所示：圖３．5第四根軸裝配方案軸ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦ第一根軸Φ25×78齒輪軸Φ25×18Φ23×39Φ19×4３第二根軸Φ14×55Φ15×20齒輪軸Φ19×2Φ２9×5Φ１9×29Φ14×30第三根軸Φ14×5６Φ15×29Φ１9×29Φ２9×５Φ19×2齒輪軸Φ1４×3０第四根軸Φ14×55Φ15×２0Φ19×3５Φ２9×5Φ19×39．5Φ14×３0表3-７各軸的結(jié)構(gòu)§3。4軸承計算根據(jù)軸的直徑,查文獻［３］，可知：選擇軸承代號3２905的軸承,其尺寸為ｄ×Ｄ×T=２5mm×4２mm×12mm1、求兩軸承所受的徑向載荷和由上表得:==2、求兩軸承的計算軸向力和對于329０5型軸承,查《機械設(shè)計手冊.４》得e＝０．32,Y=1．88。軸承派生軸向力，Ｙ是對應(yīng)的Y值。因為外加軸向載荷為0,且,所以=＝=53．9N。3、計算軸承當(dāng)量動載荷因此，對軸承１：X=１Y=０對軸承2：X=0。４Ｙ=1。88按表13—6查得fp=１.0４、驗算軸承壽命因為，所以按軸承１的受力大小驗算預(yù)期使用壽命,所以：故所選軸承滿足壽命要求。5、滾動軸承的潤滑1)潤滑方式的選擇滾動軸承的潤滑方式，通常根據(jù)速度因數(shù)dｎ值（d為軸承內(nèi)徑，ｎ為軸承工作轉(zhuǎn)速）來選擇，見文獻［7］表１３—10。因為dn均小于(2～3)×1０5mｍ·r·ｍｉｎ—1，所以,選擇脂潤滑。2)潤滑劑的選擇滾動軸承的潤滑劑，取決于軸承類型、尺寸和運轉(zhuǎn)條件。從使用角度,潤滑脂具有使用方便,不宜泄漏等特點。故目前大部分滾動軸承用潤滑脂潤滑.查文獻［7]表1３-11，由于連續(xù)工作溫度可能略高，但是工作環(huán)境較好，比較干燥，所以，選擇鈉基潤滑脂（溫度較高(<120ｏ)、環(huán)境干燥的軸承)軸承型號ｄDT潤滑方式潤滑劑結(jié)構(gòu)第一根軸３29０525４212脂潤滑3號鈉基兩端固定第二根軸303021５4214脂潤滑3號鈉基兩端固定第三根軸3０302154２１4脂潤滑3號鈉基兩端固定第四根軸303０2154２14脂潤滑3號鈉基兩端固定潤滑脂的選擇要考慮軸承工作溫度、ｄn界限值和使用環(huán)境，查文獻［7］表13—1２，選擇3號鈉基潤滑脂(軸承工作溫度4０o～80o，ｄn＜80000mｍ·r·ｍｉn-1，使用環(huán)境干燥）。表3—８軸承型號及潤滑選擇§３.4鍵、螺紋和聯(lián)軸器的計算§3。4.１鍵的計算鏈輪裝在主軸軸端,需用鍵進行周向定位和傳遞轉(zhuǎn)矩。由前面相關(guān)計算和軸的計算，可知，各軸頸的直徑，根據(jù)文獻[7］表5—3,可選出鍵的b×h，再根據(jù)軸頸和輪轂長度,參考Ｌ系列，選取鍵長Ｌ值.1、第一根軸上的鍵:單圓頭普通平鍵，b×h×L=6×6×４0材料為鋼，由表6—２查得許用擠壓應(yīng)力MPa,故滿足強度要求。２、第二根軸上的鍵:1）、單圓頭普通平鍵，ｂ×h×L=5×5×32材料為鋼，由表６—2查得許用擠壓應(yīng)力ＭPa，故滿足強度要求。2）、圓頭普通平鍵，b×ｈ×L=6×６×2８材料為鋼，由表６－2查得許用擠壓應(yīng)力MPa,故滿足強度要求。3、第三根軸上的鍵:1）、單圓頭普通平鍵，ｂ×ｈ×Ｌ=5×５×3２材料為鋼，由表６—2查得許用擠壓應(yīng)力MPa,故滿足強度要求。2）、圓頭普通平鍵，b×h×L=6×6×2８材料為鋼，由表６-2查得許用擠壓應(yīng)力MＰa，故滿足強度要求。４、第四根軸上的鍵：１)、單圓頭普通平鍵,b×h×Ｌ＝5×5×３２材料為鋼,由表6-２查得許用擠壓應(yīng)力MPａ,故滿足強度要求。２）、圓頭普通平鍵,b×h×Ｌ=6×6×36材料為鋼,由表６—2查得許用擠壓應(yīng)力MPa，故滿足強度要求。鍵鍵Ⅰ鍵Ⅱｂ×h×L軸N９轂JS９軸t轂t1b×h×Ｌ軸N9轂JS９軸t轂t1第一根軸６×６×4０0-0。030±0.0１53.5＋０．12.8+0。1-—-－-—-－—-—第二根軸5×5×250-０．03０±0.0153.0+0．1２。3+0。１6×6×2５0—0。0３０±０。0153。5＋0。12．8＋0.1第三根軸5×5×250－０。030±０。0１53。０+0.12.3+０.16×6×2５0—0。０３0±0.０１53。５+0.12。8+０.１第四根軸5×5×２５0—０.０30±0.0１53。0＋0.1２．3+0．1６×6×360—0。03０±０.01５３。5＋０．12。8+0．１表3—8軸承型號及潤滑選擇§3。4。1螺紋的計算分析減速器處的箱體連接螺栓的受力情況：1、材料選Q23５，性能等級4.6，查表5－8得此螺栓的屈服極限為=240MPａ,安全系數(shù)查表5—1０選S=1。5,則螺栓的許用拉應(yīng)力2、螺栓總拉力為，對于連接螺栓，，取所以,2、螺栓危險截面的拉伸強度條件為所以,最小截面mｍ所以可以取常用值：選螺栓M12，符合強度要求.其他，螺紋校核同理可得?！?.４.１聯(lián)軸器的計算用聯(lián)軸器連接的兩軸，由于制造和安裝誤差、受載后的變形、軸承磨損以及溫度變化等因素的影響，往往不能不能保證嚴(yán)格的對中，兩軸間會產(chǎn)生一定程度的相對位移或偏斜等誤差。因此聯(lián)軸器除了能傳遞所需的轉(zhuǎn)矩外,還應(yīng)在一定程度上具有補償兩軸間偏移的性能,以避免軸、軸承和聯(lián)軸器在工作中引起附加動載荷和強烈的振動，從而破壞機器的正常工作.1、類型選擇:為了適應(yīng)不同工作的需要，人們設(shè)計了多種形式的聯(lián)軸器,一般機械式聯(lián)軸器可分為三大類.(1)剛性聯(lián)軸器：它要求被連接的兩軸嚴(yán)格對中而沒有相對偏移。（2)撓性聯(lián)軸器：它允許并能補償兩軸間的相對位移,按補償偏移的方式不同可分為無彈性原件撓性聯(lián)軸器和有彈性元件撓性聯(lián)軸器.（３）安全聯(lián)軸器：它限制被連接兩軸傳遞轉(zhuǎn)矩的數(shù)值，超出此數(shù)值則自行斷開。因為載荷平穩(wěn)、中小轉(zhuǎn)矩,且為了隔離振動與沖擊,所以選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，材料為35鋼。2、載荷計算：公稱轉(zhuǎn)矩Ｔ=7560．4Ｎ.ｍm由表１4—1查得KＡ=1。3，故由式（１４—1）得計算轉(zhuǎn)矩為：Tｃa=ＫAT＝1.3756０。4＝982８.52Ｎ。mｍ＝９。８２852Ｎ．m３、型號選擇:從《機械設(shè)計手冊》２９—1５３中查得ＴL２的許用轉(zhuǎn)矩為16N·m,許用最大轉(zhuǎn)速為7600r／min，周徑為12－１9mm之間,故合用。?箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計及潤滑1、減速器的潤滑（1）齒輪傳動的潤滑。齒輪的圓周速度小于１m/ｓ,選用人工定期潤滑.選用機械油(ＧB４4３—84)３２號(2）滾動軸承的潤滑滾動軸承的d·ｎ值都小于１0mm·r/min，選用脂潤滑方式,只需在最初裝配時和每隔一定時間(通常每年1~2次)將潤滑脂填充到軸承空隙(填充量為軸承內(nèi)部空間的１/2~1/3）中即可，選用滾珠軸承脂潤滑（SY15１４－8２）。2、減速器的密封（1）軸伸出端的密封：軸頸圓周速度小于1m/s且軸承用脂潤滑，因此用氈圈密封（２)軸承靠箱體內(nèi)側(cè)的密封：由于軸承用脂潤滑，因此，用封油杯密封(常用旋轉(zhuǎn)式封油杯）.(3)箱體結(jié)合面的密