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香皂包装机设计说明书

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编号:

机械设计课程设计说明书

题 目: 香皂包装机构设计
院 ( 系) : 机电工程学院
专 业: 机械设计制造及其自动化
学生姓名:
学 号:
指导教师: 匡 兵
职 称: 副 教 授

7月2日

目 录
1. 香皂包装机设计任务书 1
§ 1.1 课程设计要求 1
§ 1.1.1功能要求 1
§ 1.1.2原始数据和设计要求 1
§ 1.2 香皂包装机设计参数 1
§ 1.3 香皂包装机设计任务 1
2. 香皂包装机传动方案 2
§ 2.1香皂包装机传动方案分析 2
§ 2.2电动机选择 3
§ 2.2.1 电机类型和结构形式 3
§ 2.2.1 电机容量选择 3
§ 2.3香皂包装机传动方案确定 5
§ 2.3.1 带传动 5
§ 2.3.2 链传动 5
§ 2.3.3 减速箱 6
§ 2.3.4 锥齿轮 7
3. 传动零件的设计计算 8
§ 3.1 V带传动计算【1】 8
§ 3.2 齿轮计算 11
§ 3.3 轴的计算 18
§ 3.4 轴承计算 23
§ 3.4 键、 螺纹和联轴器的计算 24
§ 3.4.1 键的计算 24
§ 3.4.1 螺纹的计算 26
§ 3.4.1 联轴器的计算 27
4. 箱体结构设计及润滑 28
5. 设计总结 31
6. 参考文献 32

1. 香皂包装机设计任务书
§ 1.1 课程设计要求
§ 1.1.1功能要求
实现对香皂的进料、 包装、 出料工作。
§ 1.1.2原始数据和设计要求
生产率为每分钟50-100件。
§ 1.2 香皂包装机设计参数
生产率: 60块/分钟
香皂尺寸: 90mm×50mm×35mm
香皂盒子尺寸: 95mm×60mm×35mm　
香皂重量: 125g
(
上料器: 长500mm, 大约6块, 待进入大约100块
进料带: 长1000mm, 大约11块
出料带: 长500mm, 大约5块
总计质量: 15.25kg
)
§ 1.3 香皂包装机设计任务
1、 说明书一份( 10000字以上) ;
2、 所设计产品( 或产品的某个部分) 的装配图一张( A0图幅绘制, A3图幅打印) ;
3、 有关键零件的零件图4张( 绘制图幅根据需要选定, A3图幅打印) 。注: 如果
是1个人独立完成设计的, 只需要关键零件的零件图2张.
2. 香皂包装机传动方案
§ 2.1香皂包装机传动方案分析
如图1.1所示, 是本次设计的香皂传动路线示意图。香皂由最左端的上料器进入, 经过筛选方向, 不符合方向要求的滑落到回收箱中, 等收集满后由人工回送到上料器上; 符合要求的进入到进料传动链上, 传动到了轮右边等待包装。包装盒在中部上料器内, 用不完全轮抽出, 经滚轮进入到设定位置, 等待包装。包装完的香皂, 被推到出料链轮上, 被运送到设计位置。
如图1.2所示, 为本次设计的香皂包装机主要传动部分示意图。动力由电机输出, 经减速箱, 减速箱输出三种转速, 分别为链轮、 凸轮、 不完全轮、 抽纸轮等提供动力。然后, 完成相应的预定设计动作。同时, 由锥齿轮完成垂直轴的传动, 由链轮完成相距较远的两根轴的传动, 由齿轮完成相距较近的和传动比要求较高的轴之间的传动。
图2.1 香皂包装机整机传动示意图( 部分结构略)

图2.2 香皂包装及传动部分示意图

§ 2.2电动机选择
§ 2.2.1 电机类型和结构形式
一般选用Y系列三项交流异步电动机。Y系列电动机具有高效、 节能、 噪声小、 运行安全可靠的特点, 安装尺寸和功率等级符合国际标准( IEC) , 适用于无特殊要求的各种机械设备, 如机床、 鼓风机、 运输机以及农用机械和食品机械。
因此, 此处选用Y系列三项交流异步电动机。
§ 2.2.1 电机容量选择
由于工作机稳定( 变化较小) 载荷连续运转的机械, 而且传递功率较小, 故只需使电动机的额定功率Pcd等于或稍大于电动机的实际输出功率Pd, 即Pcd≥Pd就能够了。
电动机的输出功率Pd为

式中: PW——工作机所需输入功率( kw) ;
ηR——传动装置总效率。
工作机所需功率PW由工作机的工作阻力( F或T) 和运动参数( v或n) 确定, 即

或
推香皂推杆:
选择10mm方钢管, 0.785kg/m[3], 则
=0.125kg+0.785kg/m×0.25m=0.3125kg
滑动摩擦系数查表得μ=0.1[4]
0.1×0.3125kg×9.8N/kg=0.30625N
杠杆摆角, 则角速度

最大线速度为

推杆部分所需功率:
总效率:
=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
上料链轮:

最大线速度为, 最大力取F=
链轮部分所需功率:
总效率:

进料链轮:
=0.125kg×6+0.6kg/m×2m=2.575kg
最大线速度为
链轮部分所需功率:
总效率:
=0.96×0.9×0.99×0.96×0.96×0.96×0.96=0.73

同理, 可得:
出料链路所需功率:

因此, 电机所需功率:

考虑到传动零件, 如: 齿轮、 轴、 链轮的转动惯量, 以及各滑动、 滚动摩擦副间的摩擦等诸多因素。因此, 选择电机: Y801-4[6]
(
Y: Y系列三相异步电动机( IP44) ;
80M: 机座号;
1: 代表同一机座号和转速下不同的功率;
4:4级电机, 同步转速1500转/分
)
电机转速: 同步转速1500r/min、 满载转速1390r/min、 额定功率是0.55kw
§ 2.3香皂包装机传动方案确定
§ 2.3.1 带传动
选取电机转速n电动机 =1390r/min, 根据转速需要, 拟经过带轮把转速降到n带轮=480r/min, 则可知带轮传动比[1]:
2.90
§ 2.3.2 链传动
进料链:
进料带轮带速: v=90mm/0.75s=0.12m/s
链轮用于传输, 功率、 转速要求均不高, 可直接选08A[1]进行校核强度。
节距[1]: p=12.7mm( 质量0.6kg/m[3])
线速度[1]: , 则z1n1p=120, p=12.7mm, 取
z1=20,n1=0.5r/s
链轮直径[1]:
进料链:
进料带轮带速: ν=90mm/0.75s=0.12m/s
链轮用于传输, 功率、 转速要求均不高, 可直接选08A进行校核强度。
节距: p=12.7mm( 质量0.6kg/m)
线速度: =0.12m/s, 则z2n2p=120, p=12.7mm, 取
Z2=20,n2=0.5r/s
链轮直径: 121.5mm
§ 2.3.3 减速箱
转速需求:
合盖子机构转速及行程中:
第一步转速:
n=1r/0.25s=4r/s=240r/min
第二部转速:
n=1r/0.25s=4r/s=240r/min
第三步转速:
n=1r/0.25s=4r/s=240r/min
第四步转速:
n=1r/0.25s=4r/s=240r/min
抽纸不完全轮:
n=1r/0.75s=1.33r/s=80r/min
抽纸轮转速: 为减少变速箱输出转速数取n=4r/s
链轮转速: 暂时选为0.5r/s, 根据后面链传动设计在进行修正。
根据分析, 需要三种转速, 分别为: n合盖子=240r/min、 n抽纸=80r/min、 n链轮=30r/min, 则:
一级传动比:

为了减小减速箱体积, 选择z1=17, 则z2=34。
二级传动比:

同理, 为了减小减速箱体积, 选择z3=17, 则z4=51。
三级传动比:

同理, 为了减小减速箱体积, 选择z5=18, 则z6=48。
§ 2.3.4 锥齿轮
此处采用锥齿轮传动, 只改变传动方向, 因此, 直接选择z锥齿轮1=z锥齿轮2=17。
3. 传动零件的设计计算
假设电机的输出功率不大于0.21kw, 计算各个传动零件的尺寸强度, 在进行校核功率是否大于0.21kw。若大于, 则重新调整输出功率进行校核。
§ 3.1 V带传动计算【1】
1、 确定计算功率P
由表8-7查得工作情况系数=1.1
==1.1×0.21kw=0.231kw
2、 选择普通V带的带型
根据=0.231 kw 、 =1390r/min
由表8-4a选用Z型
3、 确定带轮的基准直径并验算带速
1) 初选小带轮的基准直径。
由表8-6和表8-8, 取=90 mm
2) 验算带速。按式( 8-13) 验算带的速度:
==m/s=6.55 m/s
因为5m/s＜＜30m/s, 故带速合适。
3) 计算大带轮的基准直径。由式( 8-15a) 得

==2.990=261 mm
根据文献[3], 圆整为dd2=265mm。
4、 确定V带的中心距a和基准长度
1) 根据式( 8-20) , 初定中心距=300 mm.
2) 由式( 8-22) 计算所需的基准长度

1176mm
由表8-2选带的基准长度=1120 mm
3) 由式( 8-23) 计算实际中心距a。
328mm
由式( 8-24) 算得中心距的变化范围为311～361 mm
5、 验算小带轮上的包角

6、 计算带的根数
1) 计算单根V带的额度功率。
由=90mm和=1390r/min, 查表8-4a得: =0.3528kw
根据=1390r/min, =2.9和Z型带, 查表8-4b得: =0.03kw。
查表8-5得: =0.92
查表8-2得: =1.08
于是,
kw
2) 计V带的根数。
=
由此可知, 取2根即可。
7、 计算单根V带的初拉力的最小值
由表8-3得: Z带的单位长度质量=0.06kg/m, 因此
=
应使带的实际初拉力＞。
8、 计算压轴力
压轴力的最小值为
带型
基准直径/mm
带速v/m/s
基准长度
包角
V带根数
最小压轴力/N

Z
90
261
6.55
1120
150o
2
63.75
表3-1 V带相关参数
9、 带轮结构设计
( 1) 带轮的材料
由于减速器的转速不是很高, 故选用HT150型。
( 2) 带轮的结构形式
V带轮由轮缘、 轮辐、 和轮毂组成。根据V带根数Z=2, 小带轮基准直径=90, 大带轮基准直径=261, 小带轮选择腹板式, 大带轮选择孔板式。
( 3) V带轮的轮槽
V带轮的轮槽与所选用的V带的型号相对应; V带绕在带轮上以后发生弯曲变形, 使V带工作面的夹角发生变化。为了使V带的工作面与带轮的轮槽工作面紧密贴合, 将V带轮轮槽的工作面的夹角做成小于40度, 选择38度。
( 4) V带轮的技术要求
铸造、 焊接或烧结的带轮在轮缘、 腹板、 轮毂上不允许有砂眼、 裂缝、 缩孔及气泡; 铸造带轮在不提高内部应力的前提下, 允许对轮缘、 凸台、 腹板及轮毂的表面缺陷进行修补; 转速高于极限转速的带轮要做静平衡, 反之要做动平衡。
槽型
bd

e

δmin
Z
8.5
2.0
7.0
120.3
7
38
5.5
表3-2 轮槽的截面尺寸
( 5) 带轮参数计算
轮毂宽度:
由于

因此, 查表5—3[7]得: 取轮毂宽度为L=45mm
腹板厚度[1]:

因此, 取S=C/=5mm
轮毂孔径d及d1:

查表15—3[1]可知:
若使用40Cr的轴, 则孔径可取d=19mm, 毂的公差带可选D10, d1=1.8×20mm=34.2mm, 取d1=35mm, 键的宽度b=6mm。
查表8—11[7]得; 最小轮缘厚度δmin=5.5mm,取轮缘厚度取δ=6mm
查表5—3[7]得: t1=2.8mm
孔板上空的位置D0=0.5( D1+d1) =135mm, 直径d0=95mm
§ 3.2 齿轮计算
圆柱直齿数: Z1=17, Z2=34[1]
1、 选定齿轮类型、 精度、 材料、 齿数
1) 按表10-8, 选用直齿圆柱齿轮传动, 选择7级精度。
2) 由表10-1选择小齿轮材料为40 Cr( 调质) , 硬度为280HBS, 大齿轮材料为45号钢( 调质) , 硬度为240HBS, 二者材料硬度相差为40HBS。
3) 齿: Z1=17, Z2=34( i=2)
2、 按齿面接触强度设计
由设计计算公式( 10-9a) 进行计算。即

( 1) 确定公式内的各计算数值
试选载荷系数=1.3。
计算小齿轮传递的转矩。
P1=P电=0.210.950.98=0.2kw
== =3979.17N·mm
查表10-7, 选取齿宽系数=1.
查表10-6, 取材料的弹性影响系数=189.8。
查表10-21d, 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600 MPa; 大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。
由公式10-13计算应力循环次数。
=60
=N1/2=1.0368×109
查图10-19, 取接触疲劳寿命系数=0.90; =0.95。
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( 10-12) 得:
MPa
MPa
( 2) 计算
1) 试算小齿轮分度圆直径, 代入中较小值。
=2.32= 23.3mm
2) 圆周速度:
=
3) 齿宽b:
b==1×23.3mm=23.3
4) 计算齿宽与齿高之比:
模数
齿高 =2.25×1.37=3.0825mm

5) 计算载荷系数。
根据v=0.586 m/s, 7级精度, 查图10-8得动载系数=1;
直齿轮, ;
查表10-2得使用系数=1.00;
由表10-4用插值法查得7级精度、 小齿轮相对于支承非对称布置时, =1.417;
查图10-13得=1.34;
故载荷系数
K==1×1×1×1.417=1.417
6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
=23.97mm
7) 计算模数m

3、 按齿根弯曲强度设计
由式( 10-5) 得弯曲强度的设计公式为

( 1) 确定公式内的各计算数值
1) 查图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa; 大齿轮的弯曲强度极限=380MPa;
2) 查图10-18, 取弯曲疲劳寿命系数=0.85, =0.88;
3) 计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4。由式( 10-12) 得:
=

4) 计算载荷系数K

5) 查取齿形系数。
查表10-5得:
=2.97; =2.464( 用插值法求得) .
6) 查取应力校正系数
查表10-5得:
=1.52 =1.645( 用插值法求得)
7) 计算大、 小齿轮的并加以比较。
=
=
大齿轮的数值大。
( 2) 设计计算=0.856mm
对于计算结果, 由齿面接触疲劳强度计算的模数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, 可取由弯曲强度算的的模数0.856, 并就近圆整为标准值m=1.0, 按接触强度算得的分度圆直径=23.97mm, 算出小齿轮齿数
==23.97
取= 24 =2×24=48。
这样设计出来的齿轮传动, 既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、 几何尺寸计算
1) 计算分度圆直径 =24×1=24mm =48×1=48mm
2) 计算中心距 =36
3) 计算齿宽宽度 取B2=24, B1=30。
直齿锥齿轮:
寿命为5年( 每年按300天计算)
传动功率: P锥=P3=0.18×0.98×0.98=0.17 kw
锥齿轮用于转换方向:
1、 选择齿轮材料和精度等级
( 1) 查表10-1选择齿轮材料为45号调质钢, 大小齿轮都选择硬度为250HBS。等级为8级。
( 2) 选齿轮齿数:
取Z锥7=Z锥8=17, 传动比: U==1, 转速: n锥=n5=30 r/min
2、 按齿面接触疲劳强度设计
由齿面接触疲劳强度设计公式d1t 进行计算。
1) 选载荷系数Kt=1.6
2) 计算小齿轮传递的转矩
T1=9.55×106 =9.551060.17/30=54116.7 (N·mm)
3) 由表选取齿宽系数
4) 确定弹性影响系数查表10-6得ZE=189.8
5) 确定区域载荷系数标准直齿圆锥齿轮传动ZH=2.5
6) 由公式10-13计算应力循环次数。
N1=60n1jLh=60×30×1×(2×8×300×5)=4.32×107
N2=60n2jLh=60×30×1×(2×8×300×5)=4.32×107
7) 查教材图10-19曲线得接触疲劳强度寿命系数
KHN1=0.93 , KHN2=0.93
8) 查教材图10-21d得接触疲劳强度极限应力
Hlim1= 600MPa , Hlim2=600MPa
9) 计算接触疲劳许用应力
取失效率为1%, 安全系数Sh=1.0.
MPa
MPa
10) 由接触强度计算小齿轮的分度圆直径
d1t
==105.1 mm
11) 计算齿轮的圆周速度

12) 齿轮的使用系数载荷状况以均匀平稳为依据查表10-9得KA=1.0
dm1=d1(1-0.5)=75.8×(1-0.5×0.3)=89.34 mm
由图10-8查得KV=1.0
取KHa=KFa=1.0
查表10-9得轴承系数=1.10
因此由公式得 =1.5×1.10=1.65
接触强度载荷系数 =1.0×1.0×1.0×1.65=1.65
13) 按实际的载荷系数校正分度圆直径
106.2 mm
模数: =6.25
取标准值m= 6.5
14) 则计算相关的参数:
d1=z1m=17×6.5=110.5mm d2=z2m=17×6.5=110.5mm

锥距: =85×=78 mm
15) 圆整并确定齿宽

圆整取b2=25 mm , b1=25 mm
3、 校核齿根弯曲疲劳强度
1) 确定弯曲强度载荷系数
=1.0×1.0×1.0×1.65=1.65
2) 计算当量齿数:
=24
=24
3) 查表10-5得
=2.65 =2.65
=1.58 =1.58
4) 计算弯曲疲劳许用应力:
由图得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.92 , KFN2=0.92
取安全系数 SF=1.4
由图( 10-20c) FN1=440 MPa , FN2=440 MPa
按脉动循环变应力确定许用弯曲应力-
=MPa=289.14MPa
=MPa=289.14MPa
5) 校核弯曲强度:
根据弯曲强度条件公式进行校核:
==57.6
==57.6
满足弯曲强度, 所选参数合适。
经校核, 其它齿轮均满足强度要求, 同理可得:
齿轮
类型
传动比i
设计齿数z
校核齿数z
模数m
小齿轮d1
大齿轮d2
中心距ao
第一组
直齿
2
17: 34
24: 48
1
30
60
45
第二组
直齿
3
17: 51
19: 57
1.5
28.5
85.5
57
第三组
直齿
8/3
18: 48
27: 72
1.5
40.5
108
74.25
第四组
锥齿
1
17: 17
24: 24
5
105
105
—
表3—3 齿轮传动参数
小齿轮
材料
硬度
热处理
精度
压力角α
齿宽b1
孔径dh
轮毂D1
轮毂宽L
第一组
40 Cr
280HBS
调质
7级
20o
30
—
—
—
第二组
40 Cr
280HBS
调质
7级
20o
35
—
—
—
第三组
40 Cr
280HBS
调质
7级
20o
50
—
—
—
第四组
45
250HBS
调质
8级
20o
18
—
—
—
表3—4 小齿轮设计参数
大齿轮
材料
硬度
热处理
精度
压力角α
齿宽b2
孔径dh
轮毂D1
轮毂宽L
第一组
45
240HBS
调质
7级
20o
30
19
30.4
30
第二组
45
240HBS
调质
7级
20o
28.5
19
30.4
30
第三组
45
240HBS
调质
7级
20o
40.5
19
30.4
55
第四组
45
250HBS
调质
8级
20o
18
—
—
—
表3—5 大齿轮设计参数
第三组齿轮参数计算[7]:
根据轴颈计算, 选择dh=19mm。
于是, 有: D1=30.4mm l=(1.2~1.5)dh=22.4~28.5mm(l<b), 取b=55mm
δ=2.5mn=7.5mm(7.5<8), 取δ=8mm, 则D2=88.25mm
n=0.5mn=0.75mm
D0=0.5(D1+D2)=59.325mm
d0=10~20mm, 则取d0=20mm
§ 3.3 轴的计算
第一根轴的计算:
( 1) 第一根轴上的功率、 转速、 转矩:
P1=0.2 kw、 n轴1=480 r/min、 =3979.17 N·mm
( 2) 齿轮的受力分析, 求圆周力、 径向力、 法向载荷
齿轮上的分度圆直径d1=24mm
根据公式:
=
=
式中: -------小齿轮传递的转矩, ;
-------小齿轮的分度圆直径, ;
--------啮合角, 对标准齿轮, 等于20。
经计算得, =331.6 N =120.7 N =352.9 N
( 3) 初步确定轴的最小直径
1) 材料的选择: 选45钢调质处理, 查表15-3取=110.
2) 最小直径的确定:

因最小直径与V带轮配合, 有一键槽, 将直径增大5%, 即 mm, 取标准值: =10 mm; 又因为所选电动机为Y801—4型, 查得电动机轴直径为19mm, 同时选取带轮孔的直径为19 mm, 故由标准尺寸确定高速轴的最小直径为=19 mm, 也是为了保证合理的工艺性。
( 4) 轴的结构设计
1) 装配方案如下图所示
图3-1 第一根轴的装配方案
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1> 为了满足V带轮的轴向定位要求, I-II轴段右端需制出一轴肩, 故I段直径19mm; 左端用轴端挡圈定位, 按轴端直径取挡圈直径D=42 mm。根据大带轮轮毂与轴的配合长度且为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上, I-II段的长度应比略短一些, 故得mm;
2> 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用, 故选用圆锥滚子轴承。按工作要求并根据25mm, 选取轴承代号32905, 其尺寸为d×D×T=25mm×42mm×12mm, 左右端滚动轴承采用封油盘进行轴向定位( 采用脂润滑) ;
3> 由于da=32mm＜2d=40mm, 因此, 取安装齿轮处的轴段IV采用齿轮轴, 齿轮左端与左轴承之间采用轴套和封油盘定位。已知齿轮宽度为30 mm, 一般为了使套筒端面可靠地压紧齿轮, 此处轴段应略小于轮毂宽度, 此处使用齿轮轴则不必考虑。一般, 齿轮另一端端采用轴肩定位, 轴肩高度。轴环宽度, 此处取b=30mm。。
4> 轴承端盖的总宽带为20( 由减速器及轴承端盖的结构设计而定) 。根据轴承端盖的装拆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间的距离为20 mm, 故取。
5> 取齿轮距箱体内壁之间距离=16mm; 考虑采用脂润滑, 轴承与箱体内壁间距s取10mm, 已知滚动轴承宽度T=12mm, 齿轮轮毂长30mm。
至此, 已初步确定轴的各段直径和长度。
3) 轴上零件的周向定位
齿轮、 V带轮、 与轴的周向定位均采用圆头平键连接。按d=19mm查表6-1得平键截面b×h=6mm×6mm, 键槽用键槽铣刀加工, 查文献[1]表6—1, 选择标准超度系列, L=40mm, 同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性, 故选择齿轮轮毂与轴的配合,查文献[7], 选择配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的, 此处选轴的直径尺寸公差为
4) 确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴倒角为, 各轴肩处的圆角半径见图。
( 5) 求轴上的载荷
做出轴的受力简图; 作为简支梁的轴的支承距

做出轴的弯矩图和扭矩图。大带轮的重量忽略不计。
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

表3—6 轴上载荷分布表
( 6) 按弯扭合成应力校核轴的强度
校核该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面( 即危险截面C) 的强度。根据上表中的数据, 以及轴单向旋转, 扭转切应力为脉动循环应力, 取, 轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢, 调质处理, 查表15-1得。因此, 故安全。
图3—2 轴上载荷分布图
同理可得: 第二根轴: 选定轴的材料为45钢, 调质处理, 查表15-1得: 。因此, 故安全。
第二根轴的装配方案如下图所示:
图3.3 第二根轴装配方案
第三根轴: 选定轴的材料为45钢, 调质处理, 查表15-1得: 。因此, 故安全。
第三根轴的装配方案如下图所示:
图3.4 第三根轴装配方案
第四根轴: 选定轴的材料为45钢, 调质处理, 查表15-1得: 。因此, 故安全。
第四根轴的装配方案如下图所示:
图3.5 第四根轴装配方案
轴
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
Ⅴ
Ⅵ
Ⅶ
第一根轴
Φ25×78
齿轮轴
Φ25×18
Φ23×39
Φ19×43

第二根轴
Φ14×55
Φ15×20
齿轮轴
Φ19×2
Φ29×5
Φ19×29
Φ14×30
第三根轴
Φ14×56
Φ15×29
Φ19×29
Φ29×5
Φ19×2
齿轮轴
Φ14×30
第四根轴
Φ14×55
Φ15×20
Φ19×35
Φ29×5
Φ19×39.5
Φ14×30

表3—7 各轴的结构
§ 3.4 轴承计算
根据轴的直径, 查文献[3], 可知:
选择轴承代号32905的轴承, 其尺寸为d×D×T=25mm×42mm×12mm
1、 求两轴承所受的径向载荷和
由上表得: =
=
2、 求两轴承的计算轴向力和
对于32905型轴承, 查《机械设计手册.4》得e=0.32,Y=1.88。轴承派生轴向力, Y是对应的Y值。

因为外加轴向载荷为0, 且, 因此===53.9N。
3、 计算轴承当量动载荷

因此, 对轴承1: X=1 Y=0 对轴承2: X=0.4 Y=1.88
按表13-6查得fp=1.0

4、 验算轴承寿命
因为, 因此按轴承1的受力大小验算

预期使用寿命, 因此:
故所选轴承满足寿命要求。
5、 滚动轴承的润滑
1) 润滑方式的选择
滚动轴承的润滑方式, 一般根据速度因数dn值( d为轴承内径, n为轴承工作转速) 来选择, 见文献[7]表13—10。
因为dn均小于( 2~3) ×105mm·r·min-1, 因此, 选择脂润滑。
2) 润滑剂的选择
滚动轴承的润滑剂, 取决于轴承类型、 尺寸和运转条件。从使用角度, 润滑脂具有使用方便, 不宜泄漏等特点。故当前大部分滚动轴承用润滑脂润滑。
查文献[7]表13—11, 由于连续工作温度可能略高, 可是工作环境较好, 比较干燥, 因此, 选择钠基润滑脂( 温度较高( ＜120o) 、 环境干燥的轴承)
轴承
型号
d
D
T
润滑方式
润滑剂
结构
第一根轴
32905
25
42
12
脂润滑
3号钠基
两端固定
第二根轴
30302
15
42
14
脂润滑
3号钠基
两端固定
第三根轴
30302
15
42
14
脂润滑
3号钠基
两端固定
第四根轴
30302
15
42
14
脂润滑
3号钠基
两端固定
润滑脂的选择要考虑轴承工作温度、 dn界限值和使用环境, 查文献[7]表13—12, 选择3号钠基润滑脂( 轴承工作温度40o~80o, dn＜80000 mm·r·min-1,使用环境干燥) 。
表3—8 轴承型号及润滑选择
§ 3.4 键、 螺纹和联轴器的计算
§ 3.4.1 键的计算
链轮装在主轴轴端, 需用键进行周向定位和传递转矩。由前面相关计算和轴的计算, 可知, 各轴颈的直径, 根据文献[7]表5—3, 可选出键的b×h, 再根据轴颈和轮毂长度, 参考L系列, 选取键长L值。
1、 第一根轴上的键:
单圆头普通平键, b×h×L=6×6×40
材料为钢, 由表6-2查得许用挤压应力MPa
, 故满足强度要求。
2、 第二根轴上的键:
1) 、 单圆头普通平键, b×h×L=5×5×32
材料为钢, 由表6-2查得许用挤压应力 MPa
, 故满足强度要求。
2) 、 圆头普通平键, b×h×L=6×6×28
材料为钢, 由表6-2查得许用挤压应力 MPa
, 故满足强度要求。
3、 第三根轴上的键:
1) 、 单圆头普通平键, b×h×L=5×5×32
材料为钢, 由表6-2查得许用挤压应力 MPa
, 故满足强度要求。
2) 、 圆头普通平键, b×h×L=6×6×28
材料为钢, 由表6-2查得许用挤压应力 MPa
, 故满足强度要求。
4、 第四根轴上的键:
1) 、 单圆头普通平键, b×h×L=5×5×32
材料为钢, 由表6-2查得许用挤压应力 MPa
, 故满足强度要求。
2) 、 圆头普通平键, b×h×L=6×6×36
材料为钢, 由表6-2查得许用挤压应力 MPa
, 故满足强度要求。
键
键Ⅰ
键Ⅱ
b×h×L
轴N9
毂JS9
轴t
毂t1
b×h×L
轴N9
毂JS9
轴t
毂t1
第一根轴
6×6×40
0
-0.030
±0.015
3.5+0.1
2.8+0.1
---
---
---
---
---
第二根轴
5×5×25
0
-0.030
±0.015
3.0+0.1
2.3+0.1
6×6×25
0
-0.030
±0.015
3.5+0.1
2.8+0.1
第三根轴
5×5×25
0
-0.030
±0.015
3.0+0.1
2.3+0.1
6×6×25
0
-0.030
±0.015
3.5+0.1
2.8+0.1
第四根轴
5×5×25
0
-0.030
±0.015
3.0+0.1
2.3+0.1
6×6×36
0
-0.030
±0.015
3.5+0.1
2.8+0.1
表3—8 轴承型号及润滑选择
§ 3.4.1 螺纹的计算
分析减速器处的箱体连接螺栓的受力情况:
1、 材料选Q235, 性能等级4.6, 查表5-8得此螺栓的屈服极限为=240MPa ,安全系数查表5-10选S=1.5 , 则螺栓的许用拉应力
2、
螺栓总拉力为 , 对于连接螺栓, , 取
因此 ,
2、 螺栓危险截面的拉伸强度条件为

因此, 最小截面 mm
因此能够取常见值: 选螺栓M12 , 符合强度要求。
其它, 螺纹校核同理可得。
§ 3.4.1 联轴器的计算
用联轴器连接的两轴, 由于制造和安装误差、 受载后的变形、 轴承磨损以及温度变化等因素的影响, 往往不能不能保证严格的对中, 两轴间会产生一定程度的相对位移或偏斜等误差。因此联轴器除了能传递所需的转矩外, 还应在一定程度上具有补偿两轴间偏移的性能, 以避免轴 、 轴承和联轴器在工作中引起附加动载荷和强烈的振动, 从而破坏机器的正常工作。
1、 类型选择:
为了适应不同工作的需要, 人们设计了多种形式的联轴器, 一般机械式联轴器可分为三大类。
( 1) 刚性联轴器: 它要求被连接的两轴严格对中而没有相对偏移。
( 2) 挠性联轴器: 它允许并能补偿两轴间的相对位移, 按补偿偏移的方式不同可分为无弹性原件挠性联轴器和有弹性元件挠性联轴器。
( 3) 安全联轴器: 它限制被连接两轴传递转矩的数值, 超出此数值则自行断