1、I毕 业 设 计题 目 自 动 运 输 机 的 设 计 英文题目 Design of Auto-transporting Machine 院 系 机械与材料工程学院 专 业 机械设计与制造及其自动化 姓 名 年 级 指导教师 二零一零年六月II摘 要机械在日常工具的生产中发挥着日益重要的作用。随着科学在机械行业的发展突飞猛进，机器的性能越来越好发展，自动化程度也越来越高。人们所以要广泛使用机器是由于机器既能承担人力所不能或不便进行的工作，又能较人工生产改进产品的质量，能够较大提高劳动生产率和改善劳动条件。本次论文是要设计一种自动运输机，以提高在车间流水线上的生产效率。它的主要作用是能够完成对工
2、件的间歇输送并自动复位，周而复始的往复工作。在设计时，首先要结合实际分析其工作原理，再根据其工作原理选择适当的设计方案，设计方案要具体到每一个环节选择什么样的部件以及每个部件的尺寸大小。当传动方案确定下来后，绘制出简图，并在具体的设计过程中不断修改总图，使之不断完善。自动运输机的普遍使用不仅可以给生产加工带来方便，也可以为生产节约成本。【关键词】机器；自动化；复位；设计方案IIIAbstract In the mechanical manufacturing of daily tools, machine plays an increasingly important role. Along
3、with the development of scientific machinery industry by leaps and bounds, and good performance of the machine, more and more is also high automation degree. People so widely used machine is due to assume that human machine is unable or inconvenience to work, and can improve the quality of the produ
4、cts produced artificially, can greatly improve the labor productivity and improve working conditions. This thesis is to design an automatic transporters in workshop, in order to improve the efficiency of production line. Its main function is to complete the intermittent transmission of workpiece and
5、 automatic reset, and makes reciprocating work. In the design, the first to IVpractical analysis of its working principle, according to the principle of selecting the appropriate design scheme, design scheme to specific to each link to choose what kind of parts and components of each size. When driv
6、ing scheme, draw the diagram, and in the specific design process, make constant revision of the general improvement.The widespread use of automatic transport not only can bring convenience to production and processing, and can also produce cost saving.【Keywords】machine;automation ;reset;design schem
7、e 目 录前 言 1第一章 概论 21.1 机械工业在现代化建设中的作用 21.2 运输机的运用及研究意义 21.3 设计运输机的一般步骤 21.4 本文的主要研究工作 41.5 本章小结 4第二章 运输机执行部分设计 52.1 运输机的输送台面 .62.2 杆件的设计 62.3 本章小结 8第三章 运输机原动部分设计 93.1 原动机的类型及其运动参数的选择 .93.2 本设计中用到的原动机 9V3.2 .1 选择电动机的类型 93.2 .2 选择电动机的功率.103.2 .3 选择电动机的转速.103.3 本章小结 .10第四章 运输机传动部分设计 .114.1 传动系统的参数设计 .11
8、4.1.1 计算总传动比及其分配 .114.1.2 各轴转速、输入功率、输入转矩 124.2 传动件设计计算. 124.2.1 低速级齿轮的设计计算.154.2.2 高、低速级齿轮参数列表 .154.3 轴的设计计算 164.3.1 轴的结构设计 .164.3.2 低速轴 III 的强度校核 .184.4 滚动轴承的选择计算 224.4.1 滚动轴承的选择 .224.4.2 低速轴 III 轴承的计算校核 .224.5 键联接的选择及校核计算 244.5.1 键联接的选择 244.5.2 低速轴上键的校核计算 244.6 联轴器的选择 254.7 润滑与密封 254.7.1 润滑的选择 254
9、.7.2 密封方法的选取 264.8 展开式齿轮的设计 264.9 本章小结 26第五章 机座和箱体的设计.275.1 机座和箱体的材料及制法 .275.2 机座和箱体的截面形状 .27VI5.3 机座和箱体的设计 .275.4 本章小结. 28附图一 .29结 论 30参考文献 .31谢 辞 327前 言人们在长期的生产实践和社会生活中，为了节省劳动，提高效率，不断改进所使用的工具从而创造和发明了机械和机械科学。然而在当今社会，使用机器进行生产的水平已成为衡量一个国家生产技术水平和现代化程度的标志之一。机械工业肩负着为国家经济各个部门提供技术装备的重要任务。机械工业的生产水平是一个国家现代化
10、建设水平的主要标志之一。国家的工业、农业、国防和科学技术的现代化程度都与机械工业的发展程度相关。机器的发展经历了一个由简单到复杂的过程。人类为了满足生产及生活的需要，设计和制造了类型繁多、功能各异的机器。但是，只有在蒸汽机出现以后，机器才具有了完整的形态。工业的发展一直都在不断向前，现代的设计方法也在不断更新发展，设计工作本质是一种创造性的活动，是对知识与信息等进行创造性的运作与处理。发展机械现代化设计方法，实质上就是不断追求最机智、最恰当而且最迅速地满足用户要求、社会效益、经济效益、机械内在要求等对机械构成的全部约束条件。机械现代设计方法发展很快，近年来现代科学技术的发展已经为机器设计提供了
11、大量的测试数据，机器设计的理论研究也有了新的进展，尤其是计算机的应用，使机器设计师能够利用计算机对设计所需的大量技术资料进行检索，自动地对设计方案进行分析比较，从而选出最佳方案。也可以用计算机对主要零部件进行强度、刚度校核及误差计算，从而提高了机器设计的质量和效率。目前常见或较易见到的有：计算机辅助设计（CAD:computer aided design）、优化设计(optimization design)、可靠性设计(reliability design)、并行设计(concurrent designs)、虚拟产品设计 (virtual product design)、参数化设计(param
12、eterization design)、智能设计(intelligent design)、分型设计(fractal design)、网上设计(on-net design)。8第一章 绪论1.1 机械工业在现代化建设中的作用工业肩负着为国民经济各部门提供技术装备的重要任务。机械工业的生产水平是一个国家现代化建设化水平的重要指标之一。国家的工业、农业、国防和科学的现代化程度都与机械工业的发展程度相关。人们所以要广泛使用机器是由于机器既能承担人力所不能或不方便进行的工作，又能较人工生产改进产品的质量，能够大大提高劳动力生产率和改善劳动条件。同时，不论是集中进行的大量生产还是多品种、小批量生产，都只有
13、使用机器才便于实现产品的标准化、系列化和通用化，实现产品生产的高度机械化、电气化和自动化。因此，大量设计制造和广泛使用各种各样先进的机器是促进国民经济发展，加速我国社会主义现代化建设的一个重要内容。1.2 运输机的应用及研究意义我国工程机械业通过若干年的发展，摸爬滚打中走出了一条自主发展的道路，并逐渐发展壮大，在逐步占据国内市场份额的同时，也以出色的性价比优势，开始在国际市场上崭露头脚，呈现出较好的发展势头。 在次期间，运输机在工业生产上也得到了良好的发展。无论是矿山还是在工厂，都可以看到各式各样的运输机。运输机的出现大大提高了生产效率，同时也节省了很多人力，因此运输机的研究对我们的生活来说有
14、着很重要的意义。本论文中要研究的自动运输机是一种是在车间作业的机器，工步较小，但可往复作业，节约了工作空间，为生产带来方便。1.3 设计运输机的一般步骤运输机的设计步骤和一般机器的设计步骤相同。机器的设计阶段是决定机器好坏的关键，本论文中的设计过程是一个创造的过程，同时也是一个利用已有的成功经验的工作。一部机器的设计程序基本上可以有以下各阶段：一、调查研究研究市场和用户对机器的具体要求、目前使用的加工方法，收集并分析国9内外同类型机器的现状，发展趋势以及有关的科技动向；调查机器制造厂的设备条件、技术能力和生产经验等。二、拟定方案分析工件的加工工艺，提出总体设计方案，其中包括：工艺方案、主要参数
15、、机器总体布局、传动系统、电气系统、液压系统、主要部件的结构草图、试验结果及技术经济分析报告等。在拟定方案时要注意尽可能采用先进的工艺和结构，尽量采用先进技术，设计方案必须以生产实践和科学实验为依据。三，技术设计根据总体设计方案，绘制机器总图、部件装配图、液压与电气装配图，并进行运动计算和动力计算。进行零件设计并编写各种技术文件。四，样机试制和鉴定如果设计的机器是有一定批量的新产品，在零件图设计完成后，应进行样机试制以考验设计。对样机要进行试验和鉴定，合格后再进行小批试制以考验工艺。在试制、试验和鉴定过程中，要根据暴露出来的问题，对图纸进行修改，直到机器达到使用要求为止。此时，设计工作才算基本
16、完成。五，改进设计设备投产以后，并非设备设计工作的终结，还要根据用户的意见、生产中发现的问题以及市场的变化作相应的改进和更新设计。对自动送料机而言，具体设计过程如下图所示： 产 品 规 划 阶 段 市 场 需 求 调 查 提 出 开 发 计 划 设 计 任 务 书拟 定 总 体 布 局 寻 求 解 决 方 案 功 能 分 析方 案 设 计 阶 段 机 械 运 动 方 案 设 计 原 理 方 案 图装 配 图 总 体 结 构 设 计 主 要 尺 寸 及 参 数 设 计技 术 设 计 阶 段 零 部 件 结 构 设 计 零 件 图 技 术 文 档101.4 本文的主要研究工作本文的主要工作是：设计
17、一台自动送料机器，电动机能够通过传动装置和执行机构实现水平输送工件的目的。从设计的角度来看，要完成一台自动送料机构必须现弄清楚其工作原理，在次基础上对整体的设计流程进行划分，逐部分的进行设计。本次毕业设计的任务大致可以划分为以下几个部分：原理分析，执行机构的设计，原动装置的设计、传动装置的设计，附件设计，装配图。1.5 本 章 小 结从 功 能 设 计 的 角 度 看 ， 本 次 设 计 的 机 器 是 要 能 够 完 成 间 歇 性 往 复 送 料的 任 务 ， 从 理 论 设 计 的 角 度 看 ， 本 论 文 将 完 成 如 下 五 方 面 的 设 计 ：1. 执行部分设计；2. 原动部
18、分设计；3. 传动部分设计；4. 机座及箱体的设计； 5. 机器的总装配。11第二章 运输机执行部分设计本次设计的送料机构是要求可以完成往复运动的机器。在实际应用中，除了满足往复运动的行程要求之外，多数机构还要求满足机构的运转性能，运动规律特性，行程增大或微动特性、行程可调特性等。这些附加要求出少数情况外，往往需要通过机构的变异或组合的方法达到。连杆机构的应用十分广泛，它不仅在众多工农业机械和工程机械中得到广泛应用，而且诸如人造卫星太阳能板的展开机构，机械手的传动机构、折叠伞德尔收放机构及人体假肢等也有用连杆机构。连杆机构具有以下一些传动特点：（1）连杆机构的运动副一般均为低副。其运动副元素为
19、面接触，压力较小，承载能力较大，润滑好，磨损小，加工制造容易，且连杆机构中的低副一般是几何封闭，对保证工作的可靠性有利。（2）在连杆机构中，在原动件的运动规律不变的条件下，可以改变各杆件的相对长度来使从动件得到不同的运动规律。（3）在连杆机构中，连杆上各点的轨迹是不同形状的曲线，其形状随着各杆件的相对长度的改变而改变，故连杆曲线的形式多样，可以满足一些特定工作的需要。在设计能够往复运动的机构时要同时考虑满足运动条件和动力条件，凸轮机构、曲柄滑块机构、螺旋机构等简单机构都能实现往复直线移动，但考虑到连杆机构可以很方便的达到改变运动的传递方向，扩大行程，实现曾力和远距离传动等目的，宜选用有如下图所
20、示的有增力作用的六杆机构：12图 2-1 六杆机构简图相对于四杆机构，多杆机构可以达到占用较小空间、取得有利传动角、获得较大的机械利益、易改变从动件的运动特性、实现机构从动件带停歇的运动等方面的优势。2.1 运输机的输送台面在输送工件的时候，如果仅靠工件与工作台面之间的摩擦是不够的，必须添加一个类似推爪的装置施加推力。考虑到执行机构是往复运动的，也就是说推爪必须可以复位。如果采用下图中的装置，就可一实现工作行程的时候推爪推动工件前移一个步长，当滑架返回时，推爪从工件下滑过，工件不动。当滑架再次向前移动的时候，推爪已经复位，并推动新的工件前移。周而复始，工件不断前移，从而达到输送工件的目的。图
21、2-2 滑架2.2 杆件的设计本次设计的送料机构的执行部分在工作行程要求慢速前进，以便于平稳送料，而回程时为节省空间时间，则要求快速返回，以提高工作效率。这就要求连杆机构需要设计成具有急回特性的机械。对于有急回运动要求的机械，在设计时，应先确定行程速度变化系数 K,求出极位夹角 后，在设计各杆的尺寸。根据实际需求，行程速度变化系数 K 取 1.4 即可，从而求得极位夹角（2-1）30)1/(180六杆机构的运动情况较为复杂，很难整体分析，但是作为基础的四杆机构我们都较为熟悉。因此，在设计时，我们可以将六杆机构拆分为一个四杆机构和一个级构件，这样会跟容易一些。13DCBAO12图 2-3 拆分示
22、意图首先确定各杆件的长度尺度。由于连杆机构的样式很多，不同的连杆机构都可以达到相同的运动效果。因此，设计起来十分灵活，在满足一些基本条件的情况下自定的空间很大。本次设计的送料机构步长为 360mm。考虑到多杆机构本身有节约空间的优点。因此杆件的尺寸可以不用太大，且各杆的长度应满足杆长条件。初步拟定作为曲柄的构件 1 长度为 =120mm。1l平面连杆机构运动设计的方法主要是几何法和解析法，此外还有图谱法和模型实验法。几何法是利用机构运动过程中各运动副位置之间的几何关系，通过作图获得有关运动尺寸，所以几何法直观形象，几何关系清晰，对于一些简单设计问题的处理是有效而快捷的，但由于作图误差的存在，所
23、以设计精度较低。解析法是将运动设计问题用数学方程加以描述，通过方程的求解获得有关运动尺寸，故其直观性差，但设计精度高。随着数值计算方法的发展和计算机的普及应用，解析法已成为各类平面连杆机构运动设计的一种有效方法。受所学内容的限制，本次设计这要采用作图法，根据上面求得的极位夹角，可以画出四杆机构的两个极限位置，该极限位置有极位夹角 和滑块的步长 H 共同决定。另外，滑块做的是水平运动，这就要求 , 不能在同一水平线上。 点1O2 1O的位置要略高于点 的位置。设 与滑块的初始位置在同一铅垂线上，且距2O214离为 =560mm。当滑块达到极限位置 时， =665.73mm。所以根据三DO2 D2
24、O角形的三边定理， 与 CD 之和必须大于 。利用 CAD 软件绘制出极限C2 位置的图形后，测量各杆件的长度，通过四舍五入取整，再重新绘图，进行校验。此时的滑块工步为 358.7 mm ，通过计算，误差为 0.0036，符合要求。从而各杆件的长度确定下来。 BAO12图 2-4 六杆机构极位图综上所述， =120mm，AB=412mm ， =360mm，BC=120mm，CD=200mm.AO1 BO2另外， 相对于 的坐标为（360，120） 。12连杆机构中的构件有杆状、块状、偏心轮、偏心轴和曲轴等型式。当构件上两转动副轴线间距较大时，一般做成杆状。具体的形状规格相见零件图。 连杆是机器
25、上的重要部件，不但要有高的抗拉、压强度和高的疲劳强度，而且要有足够的刚性和韧性。通常连杆是以调质状态在发动机里服役，其寿命首先取决于调质工艺质量，硬度应在 HB207289 。连杆常用的材料有以下几种，45 号钢（中碳钢） 、40Cr、42Cr（中碳合金钢） 、40CrMo 以及采用可锻铸铁 GTS65 和/或球墨铸铁 GGG70 （多用于汽油机）等，本次设计采用 45 钢。2.3 本章小结连杆设计好之后还应对其进行力的分析，由于所学内容的限制，在次就不再详细分析。对于速度的校核，要在原动件和传动机构都确定下来之后再进行。15第三章 运输机原动部分设计3.1 原动机的类型及其运动参数的选择原动
26、机的运动形式主要是回转、往复摆动和往复直线运动等。当采用电动机、液压马达、气动马达和内燃机等原动机时，原动件作连续回转运动；液压马达和气动马达也可作往复摆动；当采用油缸或直线电动机等原动机时，原动件作往复直线运动。原动机选择是否恰当，对整个机械的性能及成本、对机械传动系统的组成及其繁简程度将直接影响。电动机是机械中使用最广的一种原动机，为了满足不同工作场合的需要，电动机又有许多种类。一般用得最多的是交流异步电动机。它价格低廉，功率范围宽，具有自调性，其机械性能满足大多数机械设备的需要。它的同步转速有 3000r/min、1500 r/min、1000 r/min、750 r/min、600 r
27、/min 等五种规格。当执行机构需无级变速时，可考虑用直流电动机或交流变频电动机。当需精确控制执行构件的位置或运动规律时，可选用伺服电机或步进电机。当执行构件需低速大扭矩时，可考虑用力矩电动机。在采用气动原动机时，需要气压源。气压驱动动作快，废气排放方便，无污染。气动难获得大的驱动力，且运动精度较差。采用液压原动机时，一般一台设备就需要一台液压源，成本较高。液压驱动可获得大的驱动力，运动精度高，调节控制方便。液压液力传动在工程机械、机器、重载汽车、高级小轿车等中的应用很普遍。3.2 本设计中用到的原动机 根据上述各种原动机案的特点，考虑到工件输送机的生产实用性和效率问题，选择电动机较为合适。1
28、63.2.1 选择电动机的类型选择电动机的类型的时候主要根据工作机械的工作载荷特性，有无冲击启动和制动的频繁程度等。由于直流电动机需要直流电源，结构复杂，通常采用交流电动机，其中以三相异步电动机的实用最为广泛。本次设计采用 Y 系列的三相异步电动机。3.2.2 选择电动机的功率标准电动机的功率有额定功率表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。功率小于工作要求，则不能保证工作机正常工作，或使电动机长期过载，发热大而过早损坏；功率过大则增加成本，并且由于功率和功率因数低而造成浪费。电动机的功率主要有运行时的发热条件限定，在不变或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，只有其电动机的负载
29、不超过额定值，电动机便不会过热，通常不必校验发热和起动力矩。所需电动机功率为：（3-1）wdP式中， 为工作机实际需要的电动机输出功率，kW， 为工作机需要的输dP wP入功率，kW， 为电动机至工作机之间传动装置的总效率。工作机所需的功率 应由机器工作阻力和运动参数计算求得，例如w（3-2）wwFvP10式中 F 为工作机的阻力，N， v 为工作机的线速度，m/s； 为工作机的效w率。根据所给要求选择功率为 4KW 的电动机。3.2.3 选择电动机的转速同一功率的电动机通常有几种转速可供选用，电动机的转速越高，磁极越少，尺寸质量越小，价格也越低；但传动装置的总传动比要增大，传动级数增多，尺寸
30、及重量增大，从而使成本增加。低速电动机则相反。因此，应全面分析比较其利弊来选定电动机的转速。由所给条件可知，需要转速为 1440r/min 的电动机。173.3 本章小结电动机的选择要根据实际需求适当选取，确保其既能满足工作需要，又能达到节约成本的目的。第四章 输送机传动部分设计机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 本设计中原动机为电动机，
31、转速较高，须借助减速器减速。减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩以满足各种工作机械的需要。减速器的种类很多，按照传动形式的不同可以分为齿轮减速器、蜗杆减速器和行星减速器；按照传动级数可以分为单级和多级减速器；按照传动的布置形式又可以分为展开式，分流式和同轴式减速器。由于齿轮减速器效率及可靠性高，工作寿命长，维护简便，因而应用范围广泛。本次设计采用二级斜齿圆柱齿轮传动减速器。4.1 传动系统的参数设计4.1.1 计算总传动比及其分配.计算总传动比自动送料机的次数为 65r/min，故传动装置应有的总传动比为i=1440/6522.5.2. 合理分配各级传动比由于
32、减速箱采用二级展开式布置，总的传动比是由减速器和一对开式齿轮传动共同决定的，所以取 i1i2=3，然后再确定开式齿轮的传动比。4.1.2 各轴转速、输入功率、输入转矩1.各轴转速n n 14401440r/minwn n / i11440/3480r/minn n （i i ）160 r/minm182.各轴输入功率P P 140.993.96 kWP P 2 53.960.990.983.84 kWP P 3 53.840.990.983.73 kW3.各轴输入转矩轴 T 9550 P / n =95503.96/1440=26.26Nm轴 T 9550 P / n =95503.84/48
33、0= 76.4Nm轴 T 9550 P / n =95503.73/160=222.6Nm4.2 传动件设计计算因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。4.2.1 低速级齿轮的设计计算1选精度等级、材料及齿数材料及热处理考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线齿轮。（1）齿轮材料及热处理大小齿轮材料为 40Cr。齿面渗碳淬火，齿面硬度为 4855HRC；（2）齿轮精度选择 7 级，齿根喷丸强化。2初步设计齿轮传动的主要尺寸因为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核持面接触疲劳强度。（注：以下公式及查表均以第八
34、版机械设计为参考）（1）按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 dt 32)1(2HEdt ZuTk1） 确定公式内的各计算系数 试选 Kt1.6试选小齿轮齿数 =20，则大齿轮齿数 =1001Z2Z因为齿轮为硬齿面，宜选取较小齿宽系数 d0.8由图 1030 选取区域系数 ZH2.43319由图 1026 查得 0.76， 0.92，则 1.681212 由表 106 查得材料的弹性影响系数 ZE189.8 MPa由图 1021,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，查取 1100MPa； 由式 1013 计算应力循环次数N160n1jLh604801（283008）1.105 910
35、N2N1/52.21 810由图 1019 查得接触疲劳寿命系数 KHN10.95；KHN20.97 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1，安全系数 S1，由式（1012）得H 0.951100MPa1045MPa1H 0.971100MPa1067MPa2H(H H )/21056MPa122） 计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t=51.316323105643.8968.1042.d1t 计算圆周速度v= =1.29m/s160tn 计算齿宽 b 及模数 mntb=dd1t=0.851.316mm=41.0528mm= =2.49ntm1costdZh=2.25 =2.252.49mm=5
36、.601mmtb/h=41.0528/5.601=7.33 计算纵向重合度 =0.3180.820 =1.26910.38tandZtan14。 计算载荷系数 K20已知载荷平稳，所以取 KA=1，由图 108 查得动载系数 KV=1.04；由表 104查 与直齿轮的相同，按硬齿面，非对称布置查得 =1.281Hk Hk由表 1013 查得 KF=1.19由表 103 查得 KH=KH=1.4。故载荷系数K= =11.041.41.281=1.865AVHK 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得=54.006mm31ttd 计算模数 nm= mm=2.999n1cosZ3
37、按齿根弯曲强度设计由式(1017) n 2312cosFaSKTYYdZ1） 确定计算参数 计算载荷系数K= =11.041.41.19=1.733FVAK根据纵向重合度 =1.269，从图 1028 查得螺旋角影响系数 0.88 Y 计算当量齿数= /cos =20/cos =20.0611Z14。= /cos =20/cos =20.061。 查取齿型系数由表 105 查得 =2.80； =2.181FaY2Fa 查取应力校正系数由表 105 查得 =1.55； =1.7901sa2sa 计算F查 10-20（d）图，取 700Mpa。1limF2liF取失效概率为 1，安全系数 S1，K
38、 =0.91FN21K =0.922FN =450Mpa1 =460MPaF2 计算大、小齿轮的 并加以比较FaSY=0.0094351FaSY=0.0082152aSF小齿轮的 数值大。aSY2） 设计计算 =2.2314nm3 23068.109345.cos.27.1对比两计算结果，法面模数相差不多。取标准值， =2， =54.006nm1d4几何尺寸计算1） 计算中心距=26.8，取 =27214cos06.5。Z1Z则 =812a = =111.3mm ，a 圆整后取 112mm12cosnm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角=15.35912arcsnZa3） 计算大、小齿轮的分度圆
39、直径d1 =56.000d2 =168.0004） 计算齿轮宽度b=dd1=44.8mm22圆整 B1=45mm，B2=40mm5） 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式为宜。4.2.2 高、低速级齿轮参数列表如下：（备注：高速级齿轮参照低速级齿轮设计计算）表 4-1 高、低速级齿轮参数名称 高速级 低速级中心距 a(mm) 75 112法面模数 (mm) 2 2螺旋角 （） 16.26 15.359小齿轮 左 右旋向 大齿轮 右 左18 27齿数54 81（mm） 37500 56000分度圆直径(mm) 112500 168000（m
40、m） 42500 77000齿顶圆直径(mm) 117500 325000(mm) 32500 47000齿根圆直径(mm) 107500 295000（mm） 35 50齿宽（mm） 30 45齿轮等级精度 7 7材料及热处理 40Cr，齿面调质后淬火，齿面硬度 5862HRC40Cr，调质后淬火，齿面硬度 4050HRC4.3 轴的设计计算4.3.1 轴的结构设计231高速轴 I 材料为 20CrMnTi,经调质处理，硬度为 241286HBS，查得对称循环弯曲许用应力 =350MPa。按扭转强度计算，初步计算轴径，取1mm33min.96054.71pdA由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，
41、故需增大轴径 5%7%，取最小轴径=18mmmin2轴 II 材料为 45 钢，经调质处理，硬度为 217255HBS，查得对称循环弯曲许用应力 。按扭转强度计算，初步计算轴径，取 A=110160Mpamm，取安装滚动轴承处轴径 =25mm33min.842pdA mind3轴 III 材料为 45，经调质处理，硬度为 242250HBS，查得对称循环弯曲许用应力 。按扭转强度计算，初步计算轴径，取160pamm 95.273.53min Ad由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径 5%7%，取最小轴径=32mmmin轴 I，轴 II，轴 III 的布置方案与具体尺寸分别如图 4-1，
42、4-2，4-3 所示24图 4-1 轴 I图 4-2 轴 II25图 4-3 轴 III4.3.2 低速轴 III 的强度校核1.计算低速轴上的载荷（1）求作用在大齿轮上的力齿轮的圆周力 NdTFt 265018.23齿轮的径向力 ntr 2.1359.costancosa齿轮的轴向力 NFta .7.ta2650(2) 根据轴的设计计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。如图 4-4 所示26图 4-4 结构简图和弯扭图从轴的结构简图和弯扭图可以看出 C 截面是轴危险截面。现计算截面 C 处的， ， 及 ：HMVT表 4-2 弯矩、扭矩参数表载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 NFN2.658193
43、2NFN7.2451弯矩 mMH70 ，mMV6v.2总弯矩 ，H.5211，V0347扭矩 TT=222600 Nm2.按弯扭合成应力校核轴的强度27只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 C 即可。根据式（15-5）及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6.轴的计算应力为：MPaWTMca 09.1571.026624222 所以 ，故安全。160p3精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面截面 A,B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中会削弱轴的疲劳强度，但由于州的最小直径是按照扭转强度较为宽裕确定的，由于截面 IV 处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险
44、截面截面 A,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度影响来看，截面、处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面 C 上应力最大。截面的应力集中和截面相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故也不必作强度校核。截面 C 上虽然应力最大胆应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端）而轴径达，故截面 C 也不必校核。截面、显然更不必校核。键槽应力集中系数比过盈配合小，因而低速轴只校核截面左右两侧即可。（2） 截面左侧抗弯截面系数 3330.1.628.Wdm抗扭截面系数 4756T弯矩 M 为 ；15.1.6N截面弯曲应力为 2038.Mpa扭矩为 T =222.6Nm。I扭转
45、切应力为 PaWTI 670.4.75123轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查得 ， ，4BMp1275pa28=155MPa1截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 ，按附表 3-2 查取 =2.04 ， =1.50。又由附图 3-1 查取轴材料的敏性系数 79.083.q，故有效应力集中系数为 40.186.1 qkqk，由附图 3-2 的尺寸系数 9.0由附图 3-3 的扭转尺寸系数 8轴按磨削加工，由附图 3-4 查得表面质量系数为 92.0轴未经表面强化处理，即 。则按式（3-12）和（3-12a）得到综合影响系数为：1q78.21qkK.q取碳钢特性系数为 0.
46、1,0.5计算安全系数 的值，取 S=1.31.5。按式（15-6）（15-8）则得caS127519.38.8.4mSK（由轴向力 Fa 引起的压缩应力作 计入但因其值甚小，可忽略。 ）m112.7.57.5.20.m .3.42SSca故可知其安全。（3）截面右侧抗弯截面系数 333.18597.01. mdW抗扭截面系数 3270.6T弯矩 M 为 ；15624N29截面弯曲应力为 1264.6.578593MMpaW扭矩为 T =222.6Nm扭转切应力为 PaTI 0.6.378123过盈配合处的 ，由附表 3-8 查得，并取 。所以 ，K .8K16.3K53.2轴按磨削加工，由附
47、图 3-4 查得表面质量系数为 92.0故综合系数为 25.31kK6.计算截面右侧的安全系数 的值，取 S=1.31.5，则得caS8.12057.6231 mKS（由轴向力 Fa 引起的压缩应力作 计入但因其值甚小，可忽略。 ）m9.11m 5.62.82SSca所以低速轴截面右侧的强度也是足够的。因无瞬时过载以及严重的应力循环对称性，故可略去静强度校核。至此，轴的设计及计算结束。4.4 滚动轴承的选择计算4.4.1 滚动轴承的选择1 I 轴：滚动轴承 30205 302. II 轴：滚动轴承 302053. III 轴：滚动轴承 302104.4.2、低速轴 III 轴承的计算校核查 GB/T 297-94 得圆锥滚子轴承 30210 的基本额定动载荷 C=73200N,基本额定静载荷 。092CN1轴 III 受力分析齿轮的圆周力 dTt 265018.23齿轮的径向力 NFntr 2.1359.costancosa齿轮的轴向力ta 72602计算轴上的径向载荷经计算得垂直面内 ,水平面内FFVBIVAI 7.242.10，NNFHBIHAI 8.932.65，图 4-53轴承的校核轻微冲
