棒料校直機執(zhí)行機構與傳動系統(tǒng)設計論文

1、工 學 院 畢 業(yè) 設 計（ 論 文 ）題 目：棒料校直機執(zhí)行機構與傳動系統(tǒng)設計 專 業(yè)： 機電技術教育 班 級： 06級2班 姓 名： 陳 剛 學 號： 2006644209 指導教師： 宛 傳 平 日 期： 2010年5月20日 目 錄1 引言22 設計數據與要求23 工作原理的確定34 執(zhí)行機構和傳動系統(tǒng)運動方案的擬定54.1 執(zhí)行機構運動方案的擬定54.2 傳動系統(tǒng)運動方案的擬定65 執(zhí)行機構設計65.1 執(zhí)行機構設計計算的準備65.2 凸輪曲線的計算85.2.1 凸輪機構的基本尺寸85.2.2 求理論廓線85.2.3 求工作廓線96 傳動系統(tǒng)設計116.1 帶傳動設計116.1.1

2、電動機的選擇116.1.2 v帶傳動的設計計算126.2 v 帶輪的設計166.3 減速器斜齒輪傳動166.4 軸的設計20致謝26參考文獻26棒料校直機執(zhí)行機構與傳動系統(tǒng)設計摘 要：棒料校直是機械零件加工前的一道準備工序。而校直機就是用來對軸類零件進行校直的機器，通過校直以便獲得理想的直線度或回轉精度要求，從而保證零件能夠達到要求的裝配精度。本文主要對校直機的執(zhí)行機構和傳動系統(tǒng)進行了設計，其中包括凸輪機構、帶傳動、齒輪傳動、減速器等。關鍵字：校直；精度；執(zhí)行機構；傳動系統(tǒng)1 引言 校直機就是用來對軸桿類零部件進行校直的機器，通過校直以便獲得理想的直線度要求或回轉精度要求，保證零部件能夠達到裝

3、配的精度或獲得下道工序最小切削加工余量。校直俠義上是指針對回轉類零部件的彎曲校直，例如：階梯齒輪軸、電樞軸、花鍵軸、活塞桿、半軸、光軸、齒條、石油轉桿等；廣義上校直包括盤圓、絲杠、螺紋桿、鉆頭、直線導軌、多邊形及橢圓桿類零部件不規(guī)則形截面桿類零部件等。同時需要注意的是校直僅限于金屬材料，因為微觀下的非金屬材料分子結構在外力的作用下不具有移動重組的穩(wěn)定性，即外在表現形式體現在可延展性、韌性與塑形的同時存在。 隨著機械工業(yè)的迅速發(fā)展，大批量軸桿類產品被廣泛應用，于是校直機便應運而生。手動液壓式壓力機就是其中之一。手動壓力機的出現滿足了當時軸桿類的校直工藝要求，在一定意義上促進了工業(yè)的發(fā)展。隨著機械

4、工業(yè)的進步，特別是現代汽車、紡織、石油鉆探等工業(yè)日益蓬勃的發(fā)展，手動壓力機在校直方面的不足日益凸顯。手動校直方式不但人工成本高、校直速度慢，滿足不了大批量生產加工的需要，而且產品的精度等級低，無法實現高精度軸類的工藝要求，容易斷軸及產生裂紋，無法實現自動流水線作業(yè)。自動校直機的出現改善了這種狀況，自動校直機能夠實現自動上下料、自動裝夾、自動旋轉測量、自動校直機、自動檢測裂紋，并且在校直精度、校直節(jié)拍、校直種類上較手動壓力機相比有很大提高，同時能夠節(jié)省大量的人工成本、減輕工人的勞動強度。但是，在設備成本上自動校直機是手動校直機的2-10倍，這也是手動校直機至今仍沿存的原因之一?？梢哉f校直工藝是一

5、種古老的方式，而自動校直機是依賴汽車工業(yè)的發(fā)展而發(fā)展起來的一種新產品。 國內從二十世紀90年代初，有一些企業(yè)院校和科研機構開展了自動校直機的研發(fā)工作。到目前為止，在國內市場比較有影響的是長春試驗機械研究所研制的系列產品?，F在以該系列產品為例，概述自動校直機在國內的發(fā)展歷程。1、合作生產校直機2、研發(fā)自主知識產權的自動校直機3、研發(fā)jjc系列機械式校直機4、校直機的系列化設計5、研發(fā)校直機新的測控系統(tǒng)6、校直機的個性化設計。2 設計數據與要求需校直的棒料材料為45鋼，棒料校直機其他原始設計數據如表21所示。表21 棒料校直機原始設計數據分組 直徑d2(mm)長度l(mm)校直前最大曲率半徑(mm

6、)最大校直力(kn)棒料在校直時轉數(轉)生產率(根/分)1234151822251001001001005004003002001.01.21.41.5543215012010080注：室內工作，希望沖擊振動小；原動機為三相交流電動機，使用期限為10年，每年工作300天，每天工作16小時，每半年作一次保養(yǎng)，大修期為3年。3 工作原理的確定1) 用平面壓板搓滾棒料校直(圖3-1)。此方法的優(yōu)點是簡單易行，缺點是因材料的回彈，材料校得不很直。2) 用槽壓板搓滾棒料校直?？紤]到“糾枉必須過正”，故將靜搓板作成帶槽的形狀，動、靜搓板的橫截面作成圖3-2所示形狀。用這種方法既可能將彎的棒料校直，但也可

7、能將直的棒料弄彎了，不很理想。3) 用壓桿校直。設計一個類似于圖3-3所示的機械裝置，通過一電動機，一方面讓棒料回轉，另一方面通過凸輪使壓桿的壓下量逐漸減小，以達到校直的目的。其優(yōu)點是可將棒料校得很直；缺點是生產率低，裝卸棒料需停車。4) 用斜槽壓板搓滾校直。靜搓板的縱截面形狀如圖3-4所示，其槽深是由深變淺而最后消失。其工作原理與上一方案使壓下量逐漸減小是相同的，故也能將棒料校得很直。其缺點是動搓板作往復運動，有空程，生產效率不夠高。雖可利用如圖所示的偏置曲柄滑塊機構的急回作用，來減少空程損失，但因動搓板質量大，又作往復運動，其所產生的慣性力不易平衡，限制了機器運轉速度的提高，故生產率仍不理

8、想。5) 行星式搓滾校直。如圖3-5示，其動搓板變成了滾子1，作連續(xù)回轉運動，靜搓板變成弧形構件3，其上開的槽也是由深變淺而最后消失。這種方案不僅能將棒料校得很直，而且自動化程度和生產率高，所以最后確定采用此工作原理。圖3-1平面壓板搓滾棒料校直 圖3-2 槽壓板搓滾棒料校直 圖3-3 壓桿校直圖3-4 斜槽壓板搓滾校直 圖3-5 行星式搓滾校直4 執(zhí)行機構和傳動系統(tǒng)運動方案的擬定4.1 執(zhí)行機構運動方案的擬定行星式棒料校直機有兩個執(zhí)行構件，即動搓板滾子和送料滑塊。動搓板滾子的運動為單方向等速連續(xù)轉動，可將其直接裝在機器主軸上。送料滑塊的運動為往復移動。圖4-1 曲柄（或凸輪）每轉一周送出一根

9、棒料。由于凸輪機構能使送料機構的動作和搓板滾子的運動能更好的協(xié)調，故圖b）的執(zhí)行機構運動方案優(yōu)于圖a），下面設計計算針對圖b）方案進行。a) b)圖4-1 行星式棒料校直機執(zhí)行機構運動方案4.2 傳動系統(tǒng)運動方案的擬定初步擬定的傳動方案如圖42所示。驅使動搓板滾子1轉動的為主傳動鏈，為提高其傳動效率，主傳動鏈應盡可能簡短，而且還要求沖擊振動小，故圖中采用了一級帶傳動和一級齒輪傳動。傳動鏈的第一級采用帶傳動有下列優(yōu)點：電動機的布置較自由，電動機的安精度要求較低，帶傳動有緩沖減振和過載保安作用。圖4-2 行星式棒料校直機傳動方案5 執(zhí)行機構設計5.1 執(zhí)行機構設計計算的準備由于動搓板滾子1直接裝在

10、機器主軸上，只有執(zhí)行構件，沒有執(zhí)行機構，故只需對送料機構進行設計。對于圖41b）所示得運動方案，送料機構的設計，實際上就是擺動推桿盤狀凸輪機構的設計。凸輪軸的轉動是由滾子軸（傳動主軸）的轉動經過齒輪機構傳動減速而得到的。下面來討論滾子軸與凸輪軸間的傳動比應如何確定。應注意在校直棒料時，不允許兩根棒料同時進入校直區(qū)，否則將因兩根棒料的相互干擾，可能一根棒料也未被校直。所以一定要待前一根棒料退出落下后，后一根棒料才能進入校直區(qū)。設滾子1的直徑，棒料的直徑為，校直區(qū)的工作角為，從棒料進入到退出工作區(qū)，滾子1的轉角為。因在棒料校直時的運動狀態(tài)跟行星輪系傳動一樣，弧形搓板相當于固定的內齒輪，其內經為，角

11、相當于行星架的轉角，根據周轉輪系的計算式，即可求得滾子1的相應轉角，即【3】故設已確定為了校直棒料，棒料需在校直區(qū)轉過的轉數為，校直區(qū)的工作角為，則滾子1的直徑，可由下式確定：為了保證不出現兩根棒料同時在校直區(qū)的現象，應在滾子1轉過角度時，送料凸輪4才轉一轉，由此可定出齒輪的傳動比為圖中采用了一級齒輪減速(輪為過輪，用它主要是為了協(xié)調中心距)。若一級齒輪減速不能滿足要求時，可考慮用二級或三級齒輪減速。對于第一組數據，并設校直區(qū)的工作角為1200，則由上面公式可求得滾子1的直徑240mm，滾子1的轉角為2550，故取j1=2600,從而求得齒輪的傳動比為ig0.722。故取zc26，za36。送

12、料滑塊應將棒料推送到a點，設推送距離對應的圓心角為300，則可求得滑塊行程約為120mm，若取擺桿長lcf400mm，則其擺角為17.25o。5.2 凸輪曲線的計算5.2.1 凸輪機構的基本尺寸初步確定凸輪的基圓半徑為50mm，推桿滾子半徑為10mm，其次要選定推桿的運動規(guī)律，因為工作條件為高速輕載，應選用amax和jmax較小的運動規(guī)律，以保證推桿運動的平穩(wěn)性和工作精度。由表5-1可知，推程可選用正弦加速度運動規(guī)律，回程運動可選用五次多項式運動規(guī)律。圖5-1 推桿的運動規(guī)律圖5-25.2.2 求理論廓線對于對心直動滾子推桿盤形凸輪機構，凸輪廓線的坐標公式為 (1)5 (2)對于對心直動滾子而

13、說，e=0,，代入（1）（2），求得，;式中位移s應分段計算。1)推程階段 2)遠休止階段 3) 回程階段 4）近休止階段 推程段的壓力角和回程段的壓力角1取計算間隔為5，將以上各相應值代入式（1）（2）計算理論廓線上各點的坐標值。在計算時應注意：在推程階段取=1，在遠休止階段取=01+2，在回程階段取=01+02+3，在近休止階段=01+02+03+4。5.2.3 求工作廓線5其中：1）推程階段 2)遠休止階段 3)回程階段 3=0, /3 4)近休止階段 計算結果可得凸輪工作廓線各點的坐標見下表5-1表5-1xy053503553600.0004.359-8.682-4.3580.0005

14、0.00049.82649.24049.81050.0000.0003.602.-6.946-3.4860.00040.00039.85539.39239.84740.000推程階段的最大壓力角為18.374，相應的凸輪轉角為45；回程階段的最大壓力角為25.037，相應的凸輪轉角為210。凸輪輪廓曲線如下圖所示。 圖5-36 傳動系統(tǒng)設計6.1 帶傳動設計6.1.1 電動機的選擇原動機選為y100l2-4異步電動機，電動機額定功率p=3kw ，滿載轉速n=1420rpm，則傳動系統(tǒng)的總傳動比為in/n1，其中n1為滾子1的轉速。對于第一組數據，n12600150/3600 =108.3，總傳

15、動比為i13.11，若取帶傳動的傳動比為ib3.0,則齒輪減速器的傳動比為ig13.11/3.0=4.3，故采用單級斜齒圓柱齒輪減速器?？?帶齒輪聯軸器5 =0.960.9820.97=0.914（1）電機所需的工作功率：p工作=fv/1000總 =10002/10000.914=2.2kw（2）計算各軸的功率（kw）p3=2.20kw p2=p3帶=2.200.96=2.12kw p1=p2軸承齒輪=2.120.980.96 =2.00kw（3）計算各軸扭矩（nmm）t3=9.55106p3/n3=9.551062.2/1415 =15739nmm t2=9.55106p2/n2=9.551

16、062.12/458.2 =46837.1nmmti=9.55106p1/n1=9.551o62.0/108 =187462.9nmm6.1.2 v帶傳動的設計計算 （1）設計 v 帶傳動時一般已知的條件是： 1）傳動的功率 p=3kw ； 2）大、小帶輪的轉速 n2 =472m/s和 n1=1416m/s ；3）傳動的用途、工作情況和原動機類型以及工作制度； 4）對傳動的尺寸要求等。 （2）設計計算的主要內容包括確定： 1） v 帶的型號、長度和根數； 2）中心距； 3）帶輪基準直徑及結構尺寸；4）作用在軸上的壓力等。（3）帶傳動設計計算步驟如下： 1）確定計算功率 pd 帶在工作時，欲傳遞

17、的額定功率 p一定時，由于傳動的用途、工作情況和原動機類型以及工作制度等工況不同，帶傳動傳遞的功率會有變化，因此為設計安全可靠，按計算功率 pd 設計：pca kap kw。式中： p傳遞的額定功率kw ；ka工況系數，見表 6-1 。 表 6-1 工況系數ka工況ka空、輕載啟動重載啟動1616載荷變動較小液體攪拌機、通風機和鼓風機（ 7.5kw ）、離心式水泵和壓縮機、輕載荷輸送機1.01.11.21.11.21.3載荷變動小帶式輸送機（不均勻負荷）、通風機（ 7.5kw ）、旋轉式水泵和壓縮機（非離心式）、發(fā)電機、金屬切削機床、印刷機、旋轉篩、鋸木機和木工機械1.11.21.31.21.

18、31.4載荷變動較大制磚機、斗式提升機、往復式水泵和壓縮機、起重機、磨粉機、沖剪機床、橡膠機械、振動篩、紡織機械、重載輸送機1.21.31.41.41.51.6載荷變動很大破碎機（旋轉式、顎式等）、磨碎機（球磨、棒磨、管磨）1.31.41.51.51.61.8注：1. 空、輕載啟動電動機（交流啟動、三角啟動、直流并勵）、四缸以上的內燃機、裝有離心式離合器、液力聯軸器的動力機； 2. 重載啟動電動機（聯機交流啟動、直流復勵或串勵）、四缸以下的內燃機。 3. 啟動頻繁，經常正反轉，工作條件惡劣時，普通 v 帶ka應乘以 1.2 。因載荷變動小，且每天工作16小時，故ka取1.1；所以 pca=1.

19、1*3=3.3kw6.1.3 選擇 v 帶型號 根據計算功率 pca 和小帶輪轉速 n1 由圖 6-1選擇普通 v 帶型號,當在兩種型號的交線附近時，若取截面尺寸小的帶型，帶的彎曲應力較小，但帶的根數多，當帶的根數太多，則可取大一型號的帶；截面尺寸大的帶型，傳動的中心距、帶輪直徑大，但帶的根數少?？梢詫煞N型號同時計算，最后選擇較好的一種。 圖 6-1普通 v 帶選型圖（注：y型主要傳遞運動，故未列入圖內）已計算得，小帶輪轉速為1416（r/min）,pd=3.3kw；由圖6-1可以得出選用a帶。6.1.4 確定帶輪基準直徑和 為提高帶的壽命，應減小帶的彎曲應力。條件允許時盡量采用較大的帶輪直

20、徑，但這使傳動的輪廓尺寸增大。一般根據 v 帶的型號，參考表選取 dd1 d min ，比規(guī)定的最小基準直徑略大些，故選取dd1=90mm。大帶輪基準直徑可按【1】計算，常按帶輪直徑系列圓整，v 帶帶輪基準直徑系列見表 6-2 。這時 dd2 可不圓整。 取。表 6-2 v 帶帶輪基準直徑系列帶型基準直徑y(tǒng)zabcde20，22.4，28，31.5，40，45，50，56，63，71，80，90，100，112，12550，56，63，71，80，90，100，112，125，132，140，150，160，180，200，224，250，280，315，400，500，63075，80，85

21、，90，95，100，106，112，118，125，132，140，150，160，180，200，224，250，280，315，355，400，450，500，560，630，710125，132，140，150，160，170，180，200，224，250，280，315，355，400，450，500，560，600，630，710，750，800，900，1000，1120200，212，224，236，250，265，280，300，315，335，400，450，500，560，600，630，710，750，800，900，1000，1130，1400，1600，20003

22、55，375，400，425，450，475，500，560，600，630，710，750，800，900，1000，1060，1120，1400，1500，1600，1800，2000500，530，560，600，630，670，710，800，900，1000，1120，1250，1400，1500，1600，1800，2000，2240，25006.1.5 驗算帶的速度 v 由p=f*v/1000可知，當傳遞的功率一定時，帶速愈高，則所需有效圓周力 f 愈小，因而 v 帶的根數可減少。但帶速過高，帶的離心拉力顯著增大，減小了帶與帶輪間的接觸壓力，從而降低了傳動的工作能力。同時，帶速過

23、高，使帶在單位時間內繞過帶輪的次數增加，應力變化頻繁，從而降低了帶的疲勞壽命。由表 745 可見，當帶速達到某值后，不利因素將使基本額定功率降低。所以帶速一般在 v =5-25m /s 內為宜，在 v =20-25m /s 范圍內最有利。如帶速過高（y、z 、a 、b 、c 型v 25m /s ；d 、e型 v30m /s）時，應重選較小的帶輪基準直徑。,因為56.7825,符合標準，故v取6.78mm。6.1.6 確定中心距 a 和 v 帶基準長度 ld根據結構要求初定中心距 a0。中心距小則結構緊湊，但小帶輪上包角減小，帶傳動的工作能力降低，同時由于中心距小， v 帶的長度短，在一定速度下

24、，單位時間內的應力循環(huán)次數增多而導致使用壽命的降低，所以中心距不宜取得太小。但也不宜太大，太大除有相反的利弊外，速度較高時還易引起帶的顫動。 對于 v 帶傳動一般可取 0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2），故初定a0=500。初選 a 0 后， v 帶初算的基準長度 ld0可根據幾何關系由下式計算由上式算得ld1582mm，應由表 82【4】基準長度ld=1600mm，然后再確定實際中心距 a 。 由于 v 帶傳動的中心距一般是可以調整的，所以可用下式近似計算 a 值 aa0+(ld-ld0)/2=509mm考慮到為安裝 v 帶而必須的調整余量，因此，最小中心距為 a min =

25、a 0.015 ld=485mm 如 v 帶的初拉力靠加大中心距獲得，則實際中心距應能調大。又考慮到使用中的多次調整，最大中心距應為 a max = a +0.03 ld=557mm 故中心距的變化范圍為485557mm6.1.7 驗算小帶輪上的包角小帶輪上的包角可按下式計算 1為使帶傳動有一定的工作能力，一般要求（特殊情況允許）。由（ 7-25 ）【1】得， =157.81206.1.8 確定 v 帶根數 z (1) 計算單根v帶的額定功率pr由dd1=90mm和n1=1416r/min，查表得p0=0.93kw。根據n1=1416r/min，i=0.3和a型帶，查表84a8得p0=0.15

26、kw。查表858得ka=0.93，查表82得kl=1.01pr=(p0+p0)*ka*kl=（0.93+0.15）*0.93*1.011.02kw8（2）計算v帶根數zz= pca/pr=3.3/1.02=3.24，取4根6.1.9 計算單根v帶的初拉力的最小值（f0）min由表3得a型帶的單位長度質量q=0.1kg/m，所以（f0）min=500*（2.5-ka）*pca/ ka+qv2=112n9應使帶的實際拉力f0（f0）min。6.2.0計算壓軸力壓軸力的最小值為（fp）min=2z（f0）min/2=879n。6.2 v 帶輪的設計6.2.1 v帶輪設計的要求設計v帶輪應滿足的要求有

27、：質量小、結構工藝性好、無過大的鑄造內應力、質量分布均勻，轉速高時要經過動平衡；輪槽工作面要精細加工（表面粗糙度一般為 ），以減少帶的磨損；各輪槽的尺寸和角度應保持一定的精度，以使載荷分布較為均勻等。6.2.2 帶輪的材料帶輪的材料主要采用鑄鐵，常用材料的牌號為ht150和ht20086.2.3 結構尺寸鑄鐵制v帶輪的典型結構有以下幾種：實心式、 腹板式、 孔板式和輪輻式。帶輪基準直徑dd2.5d（d為軸的直徑，單位為mm）時，可采用實心式結構。當2.5ddd300mm時，帶輪常采用腹板式帶輪結構當d1-d1100mm時，帶輪通常采用孔板式結構。當dd300mm時，帶輪常采用輪輻式帶輪結構。故

28、應選腹板式。帶輪的結構設計，主要是根據帶輪的基準直徑選擇結構形式；根據帶的截型確定槽輪尺寸；帶輪的其它結構尺寸通常按經驗公式計算確定。確定了帶輪的各部分尺寸后，即可繪制出零件圖，并按工藝要求注出相應的技術要求等。帶輪輪轂部分通常采用鍵聯接。帶輪輪轂部分通常采用鍵聯接。6.3 減速器斜齒輪傳動圖6-26.3.1 選擇精度等級、材料及齒數1） 選用斜齒圓柱齒輪傳動 ；2） 因轉速不高，故選用7級精度，；3） 材料選擇。由表5材料為40cr（調質），硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240hbs，二者硬度差為40hbs；4） 選取小齒輪齒數z1=24，大齒輪齒數z2=；5） 選取螺

29、旋角。初選螺旋角。6.3.2 齒面接觸強度的設計【2】（1） 確定公式中的各計算數值1） 試選kt=1.6.2） 由圖1030選取區(qū)域系數zh=2.433。3） 由圖1026查得，則。4） 許用接觸應力5） 由表107選取齒寬系數。6） 計算小齒輪傳遞的轉矩。（2） 計算 1）試算小齒輪分度圓直徑，由公式求得6.3.3 計算圓周速度6.3.4 計算齒寬b及模數m 6.3.5 計算縱向重合度96.3.6 計算載荷系數 已知使用系數，根據，7級精度，由圖2查得動載系數；由表2查得的值與直齒輪的相同，故；由圖2查得；由表2查得。故載荷系數。6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由公式（1010

30、a）36.3.7 計算模數按齒根彎曲強度設計（1）確定計算參數（2）計算載荷系數。根據縱向重合度，從圖10286查得螺旋角影響系數。計算當量齒數。 4） 查取齒形系數。由表1055查得；【7】6.3.8 查取應力校正系數由表1055查得；計算大小齒輪的并加以比較。 大齒數的數值大。設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取，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來計算應有的齒數。于是由取，則。6.3.9 計算中心距將中心距圓整為109mm。按圓整后的中心距修正螺旋角【7】 因值改變不多，故參數、等不必

31、修正。6.3.10 計算大小齒輪的分度圓直徑【7】6.3.11 計算齒輪寬度【7】 圓整后取b2=55mm；b1=60mm.結構設計以大齒輪為例，因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，小于500mm，故采用腹板式結構。6.4 軸的設計圖6-36.4.1 輸入軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調質，硬度217-255hbs。根據課本p235（10-2）7式，并查表10-27，取c=115d115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=19.7(1+5%)mm=20.69故選d=22mm2、軸的結構設計（1）軸的零件定位，固定和裝配單級減速器中，可以將

32、齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。（2）確定軸的各段直徑和長度初選7207c型角接球軸承，其內徑為35mm，寬度為17mm?？紤]齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長41mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。（3）按彎扭復合強度計算求分度圓直徑：已知d2=300mm求轉矩：已知t3=271nm求圓周力ft：根據課本p127（6-34）7式得ft=2t

33、3/d2=2271103/300=1806.7n 求徑向力fr根據課本p127（6-35）7式得fr=fttan=1806.70.36379=657.2n兩軸承對稱la=lb=49mm(1)求支反力fax、fby、faz、fbzfax=fby=fr/2=657.2/2=328.6n faz=fbz=ft/2=1806.7/2=903.35n(2)由兩邊對稱，書籍截c的彎矩也對稱截面c在垂直面彎矩為mc1=fayl/2=328.649=16.1nm(3)截面c在水平面彎矩為mc2=fazl/2=903.3549=44.26nm(4)計算合成彎矩mc=（mc12+mc22）1/2 =（16.12+

34、44.262）1/2=47.1nm(5)計算當量彎矩：根據課本p2355得=1mec=mc2+(*t)21/2=47.12+(1271)21/2 =275.06nm(6)校核危險截面c的強度由式（10-3）5e=mec/（0.1d）=275.06/(0.1453) =1.36mpa-1b=60mpa故此軸強度足夠6.4.2 滾動軸承的選擇及校核計算根據根據條件，軸承預計壽命1030016=48000h1、計算輸入軸承（1）已知n=472r/min兩軸承徑向反力：fr1=fr2=500.2n初先兩軸承為角接觸球軸承7206ac型根據課本p265（11-12）5得軸承內部軸向力fs=0.63fr

35、則fs1=fs2=0.63fr1=315.1n（2）fs1+fa=fs2 fa=0故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端fa1=fs1=315.1n fa2=fs2=315.1n(3)求系數x、yfa1/fr1=315.1n/500.2n=0.63fa2/fr2=315.1n/500.2n=0.63根據課本p263表（11-8）5得e=0.68fa1/fr1e x1=1 fa2/fr248720h故預期壽命足夠。2、計算輸出軸承(1)已知n=108r/minfa=0 fr=faz=903.35n試選7207ac型角接觸球軸承；根據課本p265表（11-12）5得fs=0.063fr,則fs1=

36、fs2=0.63fr=0.63903.35=569.1n(2)計算軸向載荷fa1、fa2fs1+fa=fs2 fa=0故任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端兩軸承軸向載荷：fa1=fa2=fs1=569.1n(3)求系數x、yfa1/fr1=569.1/903.35=0.63fa2/fr2=569.1/930.35=0.63根據課本p263表（11-8）5得：e=0.68fa1/fr1e 故x1=1 y1=0fa2/fr248720h【9】故此軸承合格。6.4.3 鍵聯接的選擇及校核計算1、軸徑d1=22mm,l1=50mm查手冊得3，選用c型平鍵，得：鍵a 87 gb1096-79 l

37、=l1-b=50-8=42mmt2=48nm h=7mm根據課本p243（10-5）9式得p=4t2/dhl=448000/22742=29.68mpar(110mpa)2、輸入軸與齒輪聯接采用平鍵聯接軸徑d3=35mm l3=48mm t=271nm查手冊p518 選a型平鍵鍵108 gb1096-79l=l3-b=48-10=38mm h=8mm p=4t/dhl=4271000/35838 =101.87mpap(110mpa)3、輸出軸與齒輪2聯接用平鍵聯接軸徑d2=51mm l2=50mm t=61.5nm查手冊p51 8選用a型平鍵鍵1610 gb1096-79l=l2-b=50-

38、16=34mm h=10mm據課本p243式（10-5）9得p=4t/dhl=46100/511034=60.3mpap6.4.4 減速器箱體、箱蓋及附件的設計計算1、箱體箱蓋的主要尺寸(1)箱座壁厚 z=0.025a+1=0.025122.5+1=4.0625 取z=8(2)箱蓋壁厚 z1=0.02a+1=0.02122.5+1=3.45 取z=7(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.58=12(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.58=12(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.58=20(6)地腳螺釘直徑df =0.036a+12=0.036122.5+12=16.41(取18) (7)

39、地腳螺釘數目n=4 (因為a250) (8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.7518= 13.5 (取14) (9)蓋與座連接螺栓直徑 d2=(0.5-0.6)df =0.5518=9.9 (取10) (10)連接螺栓d2的間距l(xiāng)=150-200(11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.418=7.2(取8) (12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.318=5.4 (取6)(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.810=8(14)df.d1.d2至外箱壁距離c1(15)df.d2(16)凸臺高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準。

40、(17)外箱壁至軸承座端面的距離c1c2（510）(18)齒輪頂圓與內箱壁間的距離：9.6 mm (19)齒輪端面與內箱壁間的距離：=12 mm (20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm (21)軸承端蓋外徑d（555）d3 d軸承外徑(22)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以md1和md3 互不干涉為準，一般取sd2.2、減速器附件的選擇1）通氣器由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用m181.52）油面指示器選用游標尺m12。3）起吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳；4）放油螺塞選用外六角油塞及墊片m181.5。根據機械設計基礎課程設計9表5.3選擇適當型號：起蓋螺釘型號：gb

41、/t5780 m1830,材料q235高速軸軸承蓋上的螺釘：gb578386 m8x12,材料q235低速軸軸承蓋上的螺釘：gb578386 m820,材料q235螺栓：gb578286 m14100，材料q2356.4.5 潤滑與密封1.齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于為單級圓柱齒輪減速器，速度12m/s，當m20 時，浸油深度h約為1個齒高，但不小于10mm，所以浸油高度約為36mm。2.滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。3.潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用gb443-89全損耗系統(tǒng)用油l-an15潤滑油。4.密封方法的選取選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為gb894.1-86-25軸承蓋結構尺