平板搓絲機設計說明書

1、平板搓絲機執(zhí)行機構(gòu)綜合設計說明書設計名稱: 平板搓絲機的執(zhí)行機構(gòu)綜合 專 業(yè)：機電一體化2班 姓 名： 孫 欣 學 號： 200876822 指導老師： 溫 亞 蓮 時 間： 2010/12/13你好目錄一、問題的提出-(3)1.1設計題目簡介-(3)1.2設計參數(shù)與要求-(3)1.3設計任務-(4)二、數(shù)據(jù)設計-(4)2.1機械簡圖如下-(4)2.2桿件長度確定-(5) 2.3曲柄功率及所需驅(qū)動力矩計算-(5)2.4電機的選擇-(6)2.5各輪直徑選擇-(6)三、機構(gòu)的運動分析-（7）3.1建立如圖所示的坐標系-(7)3.2列方程- -(7)3.3運動曲線-(8) 3.4最終方案的機構(gòu)運動簡

2、圖- (9)四、總結(jié)-(10)4.1機構(gòu)設計原理-(10)4.2、心得與收獲-(11)五、參考文獻-(11)一、 問題的提出1.1設計題目簡介圖示為平板搓絲機結(jié)構(gòu)示意圖，該機器用于搓制螺紋。電動機1通過V帶傳動、齒輪傳動3減速后，驅(qū)動曲柄4轉(zhuǎn)動，通過連桿5驅(qū)動下搓絲板（滑塊）6往復運動，與固定上搓絲板7一起完成搓制螺紋功能。滑塊往復運動一次，加工一個工件。送料機構(gòu)（圖中未畫）將置于料斗中的待加工棒料8推入上、下搓絲板之間。          圖1 平板搓絲機結(jié)構(gòu)示意圖 1.2、設計數(shù)據(jù)

3、與要求平板搓絲機設計數(shù)據(jù)最大加工直徑(mm)最大加工長度(mm)滑塊行程(mm)搓絲動力(kN)生產(chǎn)率(件/min)10180320340932 該機器室內(nèi)工作，故要求振動、噪聲小，動力源為三相交流電動機，電動機單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)。工作期限為十年，每年工作300天；每日工作8小時。1.3、設計任務（1）   針對圖1所示的平板搓絲機傳動方案，依據(jù)設計要求和已知參數(shù)，確定各構(gòu)件的運動尺寸，繪制機構(gòu)運動簡圖；（2）   假設曲柄AB等速轉(zhuǎn)動，畫出滑塊C的位移和速度的變化規(guī)律曲線；（3）   在工作行程中，滑塊C所受的

4、阻力為常數(shù)（搓絲動力），在空回行程中，滑塊C所受的阻力為常數(shù)1kN；不考慮各處摩擦、其他構(gòu)件重力和慣性力的條件下，分析曲柄所需的驅(qū)動力矩；（4） 取曲柄軸為等效構(gòu)件，確定應加于曲柄軸上的飛輪轉(zhuǎn)動慣量；（5）   用軟件（VB、MATLAB、ADAMS或SOLIDWORKS等均可）對執(zhí)行機構(gòu)進行運動仿真，并畫出輸出機構(gòu)的位移、速度、和加速度線圖。（6）  圖紙上繪出最終方案的機構(gòu)運動簡圖（可以是計算機圖）并編寫說明書。二、傳動設計2.1機械簡圖如下2.2桿件長度確定（1）題目要求最大加工長度為180，則下搓絲板寬度b=180（2假設幾組數(shù)據(jù)，經(jīng)計算驗證，最終選取取偏

5、心距e=150；AB=150;BC=400（經(jīng)驗證；滑塊行程=529.1-200=329.1滿足要求） 2.3曲柄功率及所需驅(qū)動力矩計算：AB飛輪（曲柄）角速度為：B點速度為：曲柄功率為：曲柄所需驅(qū)動力矩為：取齒輪傳動效率為0.97；一對軸承的傳動效率為0.98；帶傳動效率為0.96，則電機所需效率為計算如下：2.4電機的選擇： 工作機轉(zhuǎn)速32r/min 傳動比范圍: V型帶：i1=2-4；減速器：i2=8-40; 總傳動比i= i1*i2=16-160 可知電動機應選型號為Y160M6，同步轉(zhuǎn)速1000r/min，滿載轉(zhuǎn)速為970r/min選取Y2-132M-4型號電機，額定功率：7.5Kw

6、 （大于6.551） ；額定電流：15.6A；轉(zhuǎn)速；1440r/min;效率:87%；功率因素；0.84；最大轉(zhuǎn)矩；2.3KN·m；最小轉(zhuǎn)矩：1.4KN·m；2.5傳動比AB輪轉(zhuǎn)速n=32r/min;總傳動電動機轉(zhuǎn)速n=1440r/min總傳動比為1440/32=45；初定傳動比為=3、i2=ii1=453=15i12=i23=i2=15=3.87 取=3.87、=3.872.6 各軸轉(zhuǎn)速2.7 各軸輸入功率 P0=Pd=6.551KW P1=Pd×帶×承=6.551×0.96×0.98=6.163KW P2=P1×承

7、15;齒=6.163×0.98×0.97=5.859KW P3=P2×承×齒=5.859×0.99×0.97=5.569KW2.8 各軸輸入轉(zhuǎn)矩電動機所需實際轉(zhuǎn)矩及電動機的輸出轉(zhuǎn)矩為T0=9550 Pd / nm=43.446N·mT1= 9550P1/ n1=122.618N·m T2= 9550 P2 / n2=451.128N·m T3= 9550 P3/n3=1663.558N·m2.9各軸參數(shù)列表軸輸出功率輸出轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳動比電機軸(0)6.551KW43.446N·m1440

8、r/min高速軸(1)6.163KW122.618N·m480r/min3中間軸(2)5.859KW451.128N·m124.03r/min3.87低速軸(3)5.569KW1663.558N·m31.97r/min3.87三、運動分析3.1建立如圖所示的坐標系 3.2列方程以C點在為左極限時初始位置，求C點的位置方程：AB角速度為：AB初始角度為：AB角度為：B點的位置方程為：C點的位置方程為：3.3運動曲線運用Matlab繪制C點運動曲線（一個周期）如下： 3.4機構(gòu)最終運動簡圖四、帶傳動設計4.1 確定計算功率由書中表8-7查的工作情況系數(shù)為,故4.2 選

9、擇V帶的帶型根據(jù)、由圖8-10選用B型。4.3 確定帶輪的基準直徑并驗算帶速初選小帶輪的基準直徑。由表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑。驗算帶速。按式（8-13）驗算帶的速度因為，故帶速合適。計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)式（8-15a），計算大帶輪的基準直徑根據(jù)表8-8，圓整為。驗算實際傳動比為 故。4.4 確定V帶的中心距和基準長度（1） 根據(jù)式（8-20），初定中心距。（2） 由式（8-22）計算帶所需的基準長度由表8-2選帶的基準長度。（3） 按式（8-23）計算實際中心距。 中心距的變化范圍為4.5 驗算小帶輪上的包角4.6 計算帶的根數(shù)z（1） 計算單根V帶的額定功率。由和，查表8

10、-4a得.根據(jù)，和B型帶，查表8-4b得。查表8-5得，表8-2得，于是（2） 計算V帶的根數(shù)z。取2根。4.7 計算單根V帶的初拉力的最小值(F0)min由表8-3得B型帶的單位長度質(zhì)量q=0.18kgm,所以(F0)min=500（2.5-K）PcaKzv+qv2=500×(2.5-0.93)×6.5510.93×2×12.05+0.18×12.052N=256N應使帶的實際初拉力 F0>(F0)min。4.8 計算壓軸力Fp壓軸力的最小值為(F0p)min=2z(F0)minsin12=2×2×256×

11、sin153°2N=996N4.9 帶傳動各參數(shù)列表計算項目計算內(nèi)容計算結(jié)果確定計算功率由表8-7由公式Pca=kAPdkA =1Pc=1×6.551Kw=6.551Kw選取帶型由圖8-10選用B帶選取小帶輪直徑由表8-6 表8-8dd1=160mm大帶輪直徑dd2=i×dd1dd2=500mm小帶輪帶速1=dd1n160×10001=12.05m/s初選中心距a00.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)462mma01320mm初選a0=700mm帶初步基準長度Ld0Ld0=2a0+2dd1+dd2+(dd1+dd2)24Ld0=2478mm帶

12、基準長度Ld由表8-2Ld=2500mm實際中心距aa0+(Ld-Ld1)2a=711mm小帶輪包角1=1=153>120帶的根數(shù)由表8-4a求P0由表8-4b的基本額定功率增量P0由表8-5取包角系數(shù)k由表8-2取長度系數(shù)kLz=PcaPrP0=3.62KwP0=0.46Kwk=0.93kL=1.03Pr=3.91Z=1.68Z取2帶的初拉力由表8-3取q=0.18kgm初壓力:(F0)min=500（2.5-K）PcaKzv+qv2(F0)min=256N帶的壓軸力(F0p)min=2z(F0)minsin12(F0p)min=996N五、齒輪設計5.1 材料選?。海?）按下圖所示的

13、傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。（2）平板搓絲機為一般工作機器，速度不太高，故選用7級精度（GB10095-88）。（3）由書表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鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，而這材料硬度差為40HBS。5.2 低速級（1）選小齒輪齒數(shù)z1=25,大齒輪齒數(shù)z2=3.87×25=96.75 取z2=97。（2）按齒面接觸強度設計由設計計算公式（10-9a）進行試算，即d1t2.323KT1d×u±1uZEH21) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1 試選載荷系數(shù)Kt=1.32 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=451.128

14、N·m3 由表10-7選取齒寬系數(shù)d=14 由表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa5 由圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=600 MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2=550 MPa。6 由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。N1=60n1jLh=60×124.03×1×8×300×10=1.786×108 N2=1.786×1083.87=4.615×1077 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=1.11； KHN2=1.188 計算接觸疲勞許用應

15、力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得 H1=KHN1Hlim1S=1.11×600 MPa=666 MPa H2=KHN2Hlim2S=1.18×550 MPa=649 MPa2) 計算1 試算小齒輪分度圓直徑d1t,帶入H中較小的值。d1t2.323KT1d×u±1uZEH2 =2.3231.3×451.128×1031×4.873.87189.86492 mm=92.373 mm2 計算圓周速度v。v=d1tn160×1000=×92.373×124.0360×

16、;1000ms=0.60ms3 計算齒寬b。 b=d×d1t=1×92.373 mm=92.373 mm4 計算齒寬與齒高之比 bh。模數(shù) mt=d1tz1=92.37325 mm=3.695 mm齒高 h=2.25mt=2.25×3.695 mm=8.31 mm bh=92.37368.31=11.115 計算載荷系數(shù)。根據(jù) v=0.60ms ，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.02；直齒輪， KH= KF=1；由表10-2查得使用系數(shù) KA=1；由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，KH=1.430。由 bh=11.11， K

17、H=1.43查圖10-13得KF=1.37；故載荷系數(shù) K= KAKvKHKH=1×1.02×1×1.430=1.4596 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 d1=d1t3KKt=92.37331.4591.3=95.996 mm7 計算模數(shù)m。m=d1z1=95.99625=3.840 mm，（3）按齒根彎曲強度設計由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為 m32KT1dZ12YFaYSaF1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500 MPa；大齒輪的彎曲強度極限 FE1=380 MPa2

18、 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.85，KFN1=0.88；3 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得F1=KFN1FE1S=0.85×5001.4 MPa=303.57 MPaF2=KFN2FE2S=0.88×3801.4 MPa=238.86 MPa4 計算載荷系數(shù)K。K= KAKvKFKF=1×1.02×1×1.37=1.397。5 查取齒形系數(shù)。由表10-5查得 YFa1=2.62；YFa2=2.186。6 查取應力校正系數(shù)。由表10-5查得 YSa1=1.59；YSa2=1.787。7

19、 計算大、小齒輪的 YFaYSaF并加以比較。YFa1YSa1F1=2.62×1.59303.57=0.01372YFa2YSa2F2=2.186×1.787238.860.01635大齒輪的數(shù)值大。2） 設計計算m32×1.397×451.128×1031×252×0.01635 mm=3.21 mm對比計算結(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，可取由彎曲強度酸

20、的的模數(shù)3.21并就近圓整為標準值m=4 mm，按按接觸強度算得的分度圓直徑d1=65.890 mm，算出小齒輪齒數(shù)z1=d1m=95.9964=23.99924大齒輪齒數(shù)z2=3.87×24=92.88，取 z2=93。 這樣設計出的齒輪傳動，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d1=z1m=24×4=96 mmd2=z2m=93×4=372 mm2） 計算中心距a=d1+d22=96+3722 mm=234 mm3) 計算齒輪寬度b=d×d1=1×96 mm=96

21、 mm取 B2=96 mm，B1=100 mm。（5）主要參數(shù)列表計算項目計算結(jié)果傳動比3.87壓力角n=20°模數(shù)m32×1.397×451.128×1031×252×0.01635 mm=3.21 mm就近圓整為標準值m=4 mm齒數(shù)z1=d1m=95.996424大齒輪齒數(shù)z2=3.87×24=92.88，取 z2=93分度圓直徑dd1=z1m=24×4=96 mmd2=z2m=93×4=372 mm中心距aa=d1+d22=96+3722 mm=234 mm齒寬B2=96 mmB1=100 mm5

22、.3 高速級（1）選小齒輪齒數(shù)z1=25,大齒輪齒數(shù)z2=3.87×25=96.75 取z2=97。（2）按齒面接觸強度設計由設計計算公式（10-9a）進行試算，即d1t2.323KT1d×u±1uZEH24) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值8 試選載荷系數(shù)Kt=1.39 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=122.618N·m10 由表10-7選取齒寬系數(shù)d=111 由表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa12 由圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=600 MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2=550 MPa。13 由式10

23、-13計算應力循環(huán)次數(shù)。N1=60n1jLh=60×480×1×8×300×10=6.912×108 N2=6.912×10843.87=1.786×10814 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=1.02； KHN2=1.078 計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得 H1=KHN1Hlim1S=1.02×600 MPa=612 MPa H2=KHN2Hlim2S=1.07×550 MPa=588.5 MPa5) 計算1 試算小齒輪分度圓直徑d1t

24、,帶入H中較小的值。d1t2.323KT1d×u±1uZEH2 =2.3231.3×122.618×1031×4.873.87189.8588.52 mm=63.869 mm2 計算圓周速度v。v=d1tn160×1000=×63.869×48060×1000ms=1.61ms3 計算齒寬b。 b=d×d1t=1×63.869 mm=63.869 mm4 計算齒寬與齒高之比 bh。模數(shù) mt=d1tz1=63.86925 mm=2.555mm齒高 h=2.25mt=2.25×

25、2.555 mm=5.75 mm bh=63.8695.75=11.118 計算載荷系數(shù)。根據(jù) v=1.61ms ，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.03；直齒輪， KH= KF=1；由表10-2查得使用系數(shù) KA=1；由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，KH=1.430。由 bh=11.11， KH=1.43查圖10-13得KF=1.37；故載荷系數(shù) K= KAKvKHKH=1×1.03×1×1.430=1.4739 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 d1=d1t3KKt=63.86931.473

26、1.3=66.584 mm10 計算模數(shù)m。m=d1z1=66.58425=2.663 mm，（3）按齒根彎曲強度設計由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為 m32KT1dZ12YFaYSaF3） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500 MPa；大齒輪的彎曲強度極限 FE1=380 MPa2 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.85，KFN1=0.88；3 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得F1=KFN1FE1S=0.85×5001.4 MPa=303.57 MPaF2=KFN2FE2S=

27、0.88×3801.4 MPa=238.86 MPa8 計算載荷系數(shù)K。K= KAKvKFKF=1×1.03×1×1.37=1.411。9 查取齒形系數(shù)。由表10-5查得 YFa1=2.62；YFa2=2.186。10 查取應力校正系數(shù)。由表10-5查得 YSa1=1.59；YSa2=1.787。11 計算大、小齒輪的 YFaYSaF并加以比較。YFa1YSa1F1=2.62×1.59303.57=0.01372YFa2YSa2F2=2.186×1.787238.860.01635大齒輪的數(shù)值大。4） 設計計算m32×1.4

28、11×122.618×1031×252×0.01635 mm=2.084 mm對比計算結(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，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.084并就近圓整為標準值m=2.5 mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=66.584 mm，算出小齒輪齒數(shù)z1=d1m=66.5842.5=26.63427大齒輪齒數(shù)z2=3.87×27=104.49，取 z2=104。 這樣設計出

29、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d1=z1m=27×2.5=67.5 mmd2=z2m=104×2.5=260 mm2） 計算中心距a=d1+d22=67.5+2602 mm=163.75 mm6) 計算齒輪寬度b=d×d1=1×67.5 mm=67.5 mm取 B2=67.5 mm，B1=70 mm。（5）主要參數(shù)列表計算項目計算結(jié)果傳動比3.87壓力角n=20°模數(shù)m32×1.411×122.618×1031×

30、;252×0.01635 mm=2.084 mm就近圓整為標準值m=2.5 mm齒數(shù)z1=d1m=66.5842.5=26.63427 z2=3.87×27=104.49，取 z2=104分度圓直徑dd1=z1m=27×2.5=67.5 mmd2=z2m=104×2.5=260 mm中心距aa=d1+d22=67.5+2602 mm=163.75 mm齒寬B2=67.5 mm，B1=70 mm六、軸的設計6.1高速軸的設計計算1、求出輸出軸上的功率，由前面所求的數(shù)據(jù)可知I軸上=6.163KW, =480r/min, =122.618N·m2、求

31、作用在小齒輪上的力求得高速軸上小齒輪的分度圓直徑d1=z1m=96 mm則有：圓周力Ft=2T1d1=2×122.618×10396N=2554.54N徑向力： Fr=Fttann=2554.54×tan20°=929.78N3、 初步確定軸的最小直徑現(xiàn)初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。經(jīng)查閱資料選取取，則有： dmin=A03P1n1=115×36.613480=26.93mm27mm根據(jù)帶輪的相關參數(shù)規(guī)定初定大帶寬度B=1.6×27=43.2mm4、軸的結(jié)構(gòu)設計（1）擬定軸上零件的裝配方案如下 圖（1）（2）

32、將最小直徑段與帶輪配合，即圖中AB段， dA-B=27mm，為軸向定位帶輪該段右端有一軸肩，所以取dB-C=33mm。帶輪左端用軸端擋圈定位，帶輪寬B=43.2mm,為了使左端擋圈只壓在帶輪上而不壓在軸端，需要軸略短一點，取lA-B=42mm。 (3) 初選軸承 因軸承受到徑向力作用，選用深溝球軸承，參照工作要求并根據(jù)dB-C=33mm，查閱軸承相關資料初步選取深溝球軸承6007，其尺寸為：小徑*大徑*寬度=d×D×B=35mm×62mm×14mm 則有dB-C=dF-G=35mm 和 lB-C=lF-G=14mm 查得6007型軸承的定位軸肩高度h=3

33、mm，因此取dC-D=41mm(4) 安裝齒輪處的軸端D-E的直dE-F=41mm徑;齒輪的右端采用套筒定位，由求得的小齒輪的輪轂寬度為96mm，為了使套筒端面壓緊齒輪端面取lE-F=94,齒輪的左端采用軸肩定位，根據(jù)軸肩高度h>0.07d,取h=4mm,則可知軸環(huán)處的直徑dD-E=49mm,軸環(huán)的寬度b>1.4h,取lD-E=8mm(5) F-G段安裝軸套與軸承，所以dF-G=35mm，取齒輪右端面與減速箱壁的距離為16mm，則 lF-G=14+16=30mm。（6） 軸上零件的周向定位 齒輪、帶輪與軸的周向定位均采用平鍵，根據(jù)dE-F=41mm由表6-1查得平鍵截面b×

34、;h×L=12mm×8mm×80mm,鍵槽用銑刀加工，長為mm，為了保證軸與帶輪輪轂有良好的對中性，選擇其配合為，帶輪與軸的連接，選擇平鍵b×h×L=8mm×7mm×36mm, 選擇其配合為，軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為.6.2中間軸的設計計算(算法同高速軸)1、求出輸出軸上的功率p2，n2，T2由前面所求的數(shù)據(jù)可知I軸上p2=5.859KW, n2=124.03r/min, T2=451.128N·m2、求作用在小齒輪上的力求得中間軸上小齒輪的分度圓直徑d1=z1m=67.5

35、mm則有：圓周力Ft=2T2d2=2×451.128×10367.5N=13366.8N徑向力： Fr=Fttann=13366.8×tan20°=4865.1N4、 初步確定軸的最小直徑現(xiàn)初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。經(jīng)查閱資料選取取，則有： dmin=A03P2n2=115×35.859124.03=41.57mm42mm4、軸的結(jié)構(gòu)設計（1）擬定軸上零件的裝配方案如下 圖（1）（2） 將最小直徑段與帶輪配合，即圖中AB段， dA-B=27mm，為軸向定位帶輪該段右端有一軸肩，所以取dB-C=33mm。帶輪左端用軸端

36、擋圈定位，帶輪寬B=43.2mm,為了使左端擋圈只壓在帶輪上而不壓在軸端，需要軸略短一點，取lA-B=42mm。 (3) 初選軸承 因軸承受到徑向力作用，選用深溝球軸承，參照工作要求并根據(jù)dB-C=33mm，查閱軸承相關資料初步選取深溝球軸承6007，其尺寸為：小徑*大徑*寬度=d×D×B=35mm×62mm×14mm 則有dB-C=dF-G=35mm 和 lB-C=lF-G=14mm 查得6007型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此取dC-D=41mm(4) 安裝齒輪處的軸端D-E的直dE-F=41mm徑;齒輪的右端采用套筒定位，由求得的小齒輪的輪轂寬

37、度為96mm，為了使套筒端面壓緊齒輪端面取lE-F=94,齒輪的左端采用軸肩定位，根據(jù)軸肩高度h>0.07d,取h=4mm,則可知軸環(huán)處的直徑dD-E=49mm,軸環(huán)的寬度b>1.4h,取lD-E=8mm(5) F-G段安裝軸套與軸承，所以dF-G=35mm，取齒輪右端面與減速箱壁的距離為16mm，則 lF-G=14+16=30mm。（6） 軸上零件的周向定位 齒輪、帶輪與軸的周向定位均采用平鍵，根據(jù)dE-F=41mm由表6-1查得平鍵截面b×h×L=12mm×8mm×80mm,鍵槽用銑刀加工，長為mm，為了保證軸與帶輪輪轂有良好的對中性，選

38、擇其配合為，帶輪與軸的連接，選擇平鍵b×h×L=8mm×7mm×36mm, 選擇其配合為，軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為.四、總結(jié)4.1機構(gòu)設計原理1、機械設計的目的：1）培養(yǎng)綜合運用所學的理論知識與實踐技能，樹立正確的設計思想，掌握機械設計的一般方法和規(guī)律，提高機械設計的能力。2）通過設計實踐，熟悉設計過程，學會準確使用資料，設計計算，分析設計結(jié)果，繪制圖樣，在機械設計基本技能的運用上得到訓練。3）在課余時間，提供一個較為充分的設計空間，使在鞏固所學知識的同時，強化創(chuàng)新意識，在設計實踐中深刻領會機械設計的內(nèi)涵。2、機械設計的步驟：1）設計準備：明確設計任務，設計要求，工作條件，針對設計任務和要求進行分析調(diào)研，查閱有關資料，參觀現(xiàn)場實物。2）方案設計： 根據(jù)