机械设计课程设计设计用于芯片拾取的机构

1、 编号： 机械设计课程设计说明书 题 目： 设计用于芯片拾取的机构 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： 职称： 2011 7月6日目 录目录11 设计任务书2 1.1 设计题目2 1.2 工作原理2 1.3 设计任务22 设计方案的拟定及选择2 2.1 传动方案的选择 2 2.2电动机的选择 2 2.2.1计算总传动比和分配各级传动比 3 2.2.2计算传动装置的运动和动力参数 43 齿轮的设计54 滚动丝杆的设计9 4.1 水平传动滚动丝杆的设计9 4.2 竖直传动滚动丝杆的设计 155 轴的设计 17 6 轴承的选择与校核 267

2、 键连接的选择 268 联轴器的选择 289 工作台及导向滑道的设计 2910 润滑与密封 3011 装配图 3012 总结 2913 参考文献31 计算过程及说明结果1、设计任务书1.1 设计题目 设计用于拾取芯片的机构1.2 工作原理 运用两个原动机，通过减速作用，带动工作台完成水平与竖直两个方向的传送运动，两个方向定位准确后利用气动装置吸取芯片，然后丝杆反转，以实现芯片的拾取和贴片过程。1.3 设计任务 设计的芯片拾取机构能实现3-5次/秒的贴片速度，要求水平移动位移为300600mm，上下移动位移为10mm。设计工作量如下： 1、装配图1张（a3）。 2、零件图4张（a3）。 3、设计

3、说明书1份（10000字以上）2、设计方案的拟定及选择2.1 传送方案的选择（1）方案一： 利用滚珠丝杆传动，刚性好，传递效率高，同步性能好，可以传递较大扭力，定位精度高，摩擦小，适合用于大批量生产的场合，不过频繁换向时容易产生冲击。（2） 方案二： 利用同步带传动，传动平稳，消除震动，噪音小，传动比准确，对轴作用力小，结构紧凑，耐油，耐磨性好，抗老化性能，不能承受很大载荷，不允许有污染和工作环境较为恶劣的场所下正常工作。 比较以上两种方案，为了实现高速的贴片效率及工作的长久性，及对芯片的精确定位，我们选择第二种设计方案。2.2电动机的选择（1） 电动机类型的选择优点缺点电动机结构简单，价格低

4、廉，动力源方便功率系数较低，且调速不便，适用于运行环境稳定、调速范围窄的场合液动机调速方便，且传动链较短需配备液压站，成本较高气动机方便实现简单的运动变换有一定的噪声 比较以上几种电动机的特点，最终水平传动和竖直传动都选用y系列的三相异步电动机。（2）电动机容量的选择1）为了实现高速的贴片要求，经计算知丝杆转动的功率=1.8 kw，转速=1500 r/min。（3）电动机输出功率 考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为 =/ 试中为从电动机到丝杆轴之间的总效率，即 其中，分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及轴承的效率，取=0.99，=0.96，=0.98，则 =0.90所以电动机的输出功率为

5、 =/=2 kw（4）确定电动机的额定功率选定电动机的额定功率=2kw（5） 电动机的转速 由于丝杆的转速较高，单级圆柱齿轮传动的传动比i5，取传动比i=1.5，则电动机的转速= 1500i=2250 r/min选择符合这一转速的y90l-2的电动机，其主要参数为：额定功率2.2kw，满载转速2840 r/min，额定转矩2.2。2.2.1计算传动装置总传动比和分配各级传动比采用一级传动，传动比=2840/1500=1.892.2.2计算传动装置的运动和动力参数（1）计算各轴的转速 =/1.89=1500 r/min式中：，分别为电动机0轴，小齿轮轴，大齿轮轴，丝杆轴的转速。（2）计算各轴的功

6、率 =2.2 kw kw 2.05kw = =1.99kw（3）计算各轴的转矩 =95502.18/2840 =7.33 =95502.05/1500 =13.05 =95501.99/1500 =12.67 传动装置运动和动力参数计算结果如下表选择方案一=1.8kw=1500 r/min0.90 =2kw=2kw=2250 r/min=2.2kwn =2840r/mini=1.89转速n r/min 0轴 轴 轴 轴功率p kw 2.2 2.18 2.05 1.99转矩t nm 2.2 7.33 13.05 12.67传动比i 1 1.89 1效率 0.99 0.94 0.97竖直方向传动电

7、动机的选择竖直方向选择sm130系列的型交流伺服电动机，能从低速到高速保持一定的转矩输出，没有象普通步进点饥那样的振动、噪音、发热等问题的存在，没有拖控（不能控制的状态）现象，电机速度平滑，可以根据外负载调节转速，方便实用，所选的电动机型号为sm 130-077-30 lfb，其主要的参数如下表所示：电动机型号满载转速r/min额定功率 额定转矩sm 130-077-30 lfb 30002.4kw 7.73、齿轮的设计一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）根据设计的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；（2）选用7级精度（gb1009588）；（3）材料选择。由表10-1选择小齿轮的材料为4

8、0cr（调质），硬度为 280 hbs,大齿轮的材料为 45 钢（调质），硬度为 240hbs；（4）齿数比u=1.89，初选小齿轮齿数为z1=24，大齿轮齿数为z2u=241.89=45.36.取z2=46；二、按齿面接触强度设计由标准直齿圆柱齿轮的设计公式进行试算： d2.32 确定公式内的各计数值（1）试选载荷系数kt=1.3。（2）计算小齿轮传递的转矩。 t1=（3）由表10-7选取齿宽系数（4）由表10-6查得材料的弹性影响系数zk=189.8mpa1/2 。（5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600mpa；大齿轮的接触疲劳强度=550mpa。（6）计算应力

9、循环次数 n1=60n1jlh= n2=（7）由图10-9取接触疲劳寿命系数= 0.86 =0.88。三、计算（1）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数s=1由公式计算 1=516mpa 2= = =484 mpa（2）试算小齿轮的分度圆直径d1t代入中较小的值 d2.32=2.32=29.016 mm（3）计算圆周速度v v=dn1/(601000)=4.31 m/s（4）计算齿宽b b=dd1t=129.016=29.016 mm(5)计算齿宽与齿高之比 模数 mt=d1t/z1=29.016/24=1.209 齿高 h=2.25mt=2.72 bh=29.016/2.72=10.

10、67(6)计算载荷系数 根据v0=4.31 ms,7级精度查图10-8得到动载荷系数kv =1.08 直齿轮，kh=kf=1 由表10-2查得使用系数ka=1 用插值法查表10-4得7级精度、小齿轮相对支撑对称布置时kh=1.240 由bh=10.67，kh=1.240,查图10-13得=1.22;所以动载荷系数 k= kakvkhakh=11.0811.240=1.339(7)按实际载荷系数校正分度圆直径 d= d=29.016=29.303 mm(8)计算模数m m=d1/z1=29.303/24 mm=1.22 mm四、按齿根弯曲强度设计 由公式得到弯曲强度的设计公式 m 确定各公式内的

11、计算数值（1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500mpa; 大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380mpa（2）由图10-18取有弯曲疲劳寿命系数= 0.88 =0.9（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4，则有 1= 314.29 mpa 2= = =241.57 mpa（4） 计算载荷系数k k=kakvkfakf=11.0811.22=1.378（5）查取齿形系数,由表10-5查得=2.65 = 2.36（6）查取应力校正系数 =1.58 =1.58（7）计算大、小齿轮的并加以比较 =2.651.58/314.29=0.01332 =2.361.685/241.

12、57=0.01646大齿轮的数据大. 五、设计计算 m =0.80对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的模数m小于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确定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由齿面接触强度算得的模数 并取标准值m=3mm，按接触疲劳强度得分度圆直径d1=29.303 在此取d1=75mm，算出小齿轮的齿数 z1=d1/=75/3=25大齿轮齿数 z2=uz1=1.8925=47.25，取z2=48 齿轮几何尺寸计算分度圆直径 d=mz=325=75mm d=mz=348=144mm齿顶高 h= hm=13=3m

13、m齿根高 h=(hc)m=（10.25）3=3.75mm全齿高 h= hh=31=4mm齿顶圆直径 d= d2 h=7523=81 mm d=d2 h=14423=150mm齿根圆直径 d= d2 h=7523.75=67.5mm d=d2 h=14423.75=136.5mm中心距 a =(d+ d)/2=109.5mm齿宽 b=d=75mm 取 b1 =80 b2 =757级精度（gb10095-85）小齿轮：40cr（调质）280hbs大齿轮：45钢（调质）240hbs=24=46kt=1.3t1 zk=189.8mpa1/2=600mpa=550mpan1= 0.86=0.881=51

14、6mpa=484 mpad29.016 mmv=4.31 m/sb=29.016 mmmt=1.209h=2.72bh=10.67kv =1.08kh=kf=1ka=1kh=1.240=1.22k=1.339d=29.303 mmm=1.22mm=500mpa=380mpa= 0.88 =0.91=314.29 mpa2=241.57 mpak=1.378=2.65= 2.36=1.58=1.58=0.01332=0.01646m0.80m=3mmz1=25z2=48d=75mmd=144mmh=3mmh=3.75mmh=4mm d=81mmd=150mm d=67.5mmd=136.5a=1

15、09.5 b1 =80 b2 =754、 滚动丝杠的设计 丝杠与滚动副连接，这样摩擦小，传动效率高4.1水平传动滚动丝杠的计算 由设计要求确定一下已知条件：（1） 运送的工作台质量=500kg（2） 导向面的摩擦系数=0.15（3） 希望的寿命时间=8000h（4） 行程长度=300mm（5） 单行程所花时间=0.4s（6） 设其加速与减速时间各为=0.1s（7） 设其匀速时间为=0.2s（8） 重定位精度为8um，定位精度15um 计算如下： 1） 工作台移动的速度 根据+=，可得0.1+0.2=0.3，即 =1m/s （2）初选导程：=40mm 3）丝杠的转速 =/=1/0.0460=15

16、00r/min 4）根据初选导程=40mm及=1500r/min，选择丝杠的公称直径 =40mm 5）选取丝杠的安装方式 本次选取的丝杠为一端固定，另一端自由。如下图： 6) 轴向工作载荷 =1/3(2+)式中：为推动工作台运动的最大推力，由于芯片质量相对于工作台质量可以忽略，即 =g=500100.15=0.75kn; 为推动工作台空载运动时的推力，所以=0.75kn所以： =1/3(2+)=0.75kn 7) 滚珠丝杠的当量动载荷 =式中：l滚珠丝杠寿命系数，l=60nt/106 (其中t为使用寿命时间，h)，这里选取t=8000h n为丝杠的转速=1500r/min，可得l=720 轴向

17、工作载荷所以： =0.15=1.34kn 8) 承载能力选择 计算作用于丝杠轴向最大动载荷（n），然后根据值选择丝杠副的型号 式中：l滚珠丝杠寿命系数，l=60nt/106 (其中t为使用寿命时间，h)，这里选取t=8000h 得l=720 载荷系数（平稳或轻载时为1.01.2），这里选择=1.0 硬度系数，这里选取=1.11所以： =1.111.00.15=1.49kn 9) 滚珠丝杠低径式中：支承方式系数，这里取=0.039 导轨静摩擦力 =0.75kn 滚珠丝杠两轴承支点间距离，常取1.1行程+（1014） 得=1.1300+1440=890mm 丝杠允许最大轴向变形。（1/31/4）重

18、复定位精度， （1/41/5） 定位精度 。.取两种结果的小值。这里取=2um得：=0.039=22.5mm10) 预期额定动载荷 按预期工作时间估算 式中：精度系数，这里取=1； 可靠性系数，这里取=0.44； 当量载荷，=1/2（）=1500r/min 使用寿命，=8000h 载荷系数，这里取=1.0所以： 15277.5n11) 确定滚珠丝杠副的规格代号 (一)选内循环浮动式法兰，直筒单螺母增大钢球预紧 (二)由计算出的在样本中取相应规格的滚珠丝杠副 dct4040-2.5 =40mm，=2571815277.5，=32.322.512）确定预紧力 =1/3=250n13）行程补偿值与拉

19、伸力 =式中：温度变化值，23 滚珠丝杠副有效行程，=行程+（814）=700mm所以： = 16.52um 拉伸力 =4068n14）压杆稳定性校核 =/(k)式中： 实际承受载荷的能力，n 压杆稳定的支承系数，此次设计采用的是单推单推式，取=1 刚的弹性模量，2.1105 mpa 滚珠丝杠底径的抗弯截面惯性矩， =3.1422.504 /64=12574.2 k压杆稳定安全系数，这里取k=3得： =13.1422.10512574.2/（3300300） =96.42kn所以此丝杆的选取合格 15） 刚度的验算 滚珠丝杠在轴向力的作用下，将产生伸长或缩短，在扭矩的作用下将产生扭转而影响丝杆

20、导程的变化，从而影响传动精度及定位精度，故应验算满载时的变形量。其验算公式如下：滚珠丝杆在工作负责f和扭矩t共同作用下，所引起的每一导程的变形量为 =式中： 刚的弹性模量，2.1105 m，丝杠的最小截面积，=/4=3.1432.32/4=8.19 cm2 扭矩，n*m。 =75040/(23.140.94)=5082 滚珠丝杠底径的抗弯截面惯性矩 +号用于拉伸时，号用于压缩时 得，l=0.00018=0.002 所以此滚珠丝杠的刚度合格16) 确定滚珠丝杠副支承用的轴承代号，规格 （1）轴承所受的最大轴向载荷 =+=4068+750=4818 (2) 轴承类型 两端固定的支承形式，选背对背6

21、0角接触推力球轴承 （3）轴承内径 根据公称直径 =40mm，查机械设计手册得 =30mm（4）轴承预紧力 1/3=1606n （5）按样本选轴承型号 17) 功率的计算工作台所受的动能：w1=m=50011=500j工作台所受的摩擦力所做的功：w2=gs=0.1550000.3=225j推动工作台所需的功率：p1=（w1+w2）/=（500+225）/0.4=1.8 kw18) 螺纹升角的计算已知轴向力的最大载荷fmax=0.75kn，导程=40mm, 公称直径=40mm，=40/(403.14)=0.318得：=17.64可求得：径向力=0.75/sin17.64=2.47kn.4.2 竖

22、直传动滚动丝杆的设计 丝杆的选择过程 已知条件：由于运动距离很小，时间很短，将整个运动看成是匀速运动，工作台的上下移动速度=0.2m/s ，丝杠的转速：=1200 r/min1）运送的工作台质量=100kg2）导向面的摩擦系数=0.153）希望的寿命时间=8000h4) 行程长度=10mm5) 单行程所花时间=0.05s6) 重定位精度为8um，定位精度15um 1： 工作台的上下移动速度：=0.01/0.05=0.2m/s 丝杠的转速：=0.2./0.0160=1200 r/min丝杠的计算2：初选导程=10mm3：根据所选取的导程，初选丝杠的公称直径=16mm4：假定工作台的重量为m=10

23、0kg，则丝杠所受的轴向力为=mg=1kn5：轴向工作载荷 =1/3(2+)=1kn6：滚珠丝杠的当量动载荷 =1=8.32kn7：承载能力选择=1.111.01=9.23kn8: 滚珠丝杠低径 =0.039=10.7mm9：预期额定动载荷 按预期工作时间估算 =11/（10010.44）=0.95kn10：确定滚珠丝杠副的规格代号（1） 选内循环浮动式法兰，直筒单螺母变位导程预紧（2） 由计算出的在样本中取相应规格的滚珠丝杠副 nfz4010-3 =10mm =36333950 =32.310.711：确定预紧力 =1/3=333n12：行程补偿值与拉伸力 =11.821100.001=2.

24、6um拉伸力 =1.95232.332.3=4068n13：压杆稳定性校核=/(k) =13.1422.110553402.2/（31010）=368kn5、轴的设计 （1）小齿轮轴的设计一：轴的强度校核计算 1：求出输出轴上的功率，转速和转矩根据电动机部分所算的结果，则=2.18kw，=2840r/min，=9550000/=73302：求出作用在齿轮上的力 因已知高速级小齿轮的分度圆直径为 d=75mm而 =2=195.47n =195.47=71.15n =195.47/=208.01n3:初步确定轴的最小直径 9550000p/（）式中：扭转切应力，mpa； 轴所受的扭矩，； 轴的抗扭

25、截面系数， 轴的转速，r/min p轴传递的功率，kw 计算截面处轴的直径，mm 许用扭转切应力，mpa。这里选取轴的材料为45号钢，取其=30mpa，=120由上式可得轴的直径 120=11mm4：轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 本题的装配方案已在前面分析比较，轴的设计图如下所示： （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足半联轴器的轴向定位要求，iii轴段右端需制出一轴肩，故取iiiii段的直径=28mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径d=30mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度=61.5mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故iii段得长度应

26、比略短一些，现取=60mm。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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=28mm，有轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承332/32，其尺寸为=32mm65mm26mm，故=32mm；而=26mm. 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。有手册上查得 332/32型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，取=38mm3)取安装齿轮处得轴段ivv的直径=36.4mm，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位 。已知齿轮轮毂的宽带为80mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取=76mm。齿轮的右端采用

27、轴肩定位，轴肩高度，故取=2.6mm，则轴环处的直径=41.6mm。轴环宽度，取=5mm。4）轴承端盖的总宽度为18mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离=25mm，故取=43mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离=16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度t=26mm，则 =t+s+2=26+8+16+2=52mm =+s-5=16+8-5=19mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度(3) 轴上零件的周向定位 齿轮，联轴器与轴的周向定位均采用圆头键连接。按由教材可查得圆头键截面

28、=10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，同时为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为h7/n6；同样，联轴器与轴的连接，选用圆头键为8mm7mm50mm，联轴器与轴的配合为h7/k6，。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m6。 (4)确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取左轴端倒角为1，右轴端倒角为1.2，各轴肩的圆角半径见图（5）求轴上的载荷首先根据轴轴的结构图，做出轴的计算简图，确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于332/32型轴承，由手册查得=16.6mm。因此作为简支梁

29、的轴的支承跨距=71.4mm+73.4mm=144.8mm.根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处得，及m的值列于下=500kg=0.15=8000h=300mm=0.4s=0.1s=0.2s=1m/s =40mm=1500r/min=40mm=1/3(2+)=0.75kn;=0.75kn=0.75knt=8000h=1500r/minl=720=1.34knl=720=1.0=1.11=1.49kn=0.039=0.75kn=890mm=2um=22.5mm=1=0.44=1500r/min=8000h=1.

30、015277.5ndct4040-2.5=40mm=2571815277.5=32.322.5=250n23=700mm= 16.52um=4068n=2.1105 mpa=12574.2=96.42kn=8.19 cm2 =5082l=0.00018=0.002 =4818=30mm1/3=1606nw1=500jw2=225jp1=1.8 kw=17.64=2.47kn.v=0.2m/sn=1200 r/min=100kg=0.15=8000h=10mm=0.05sv=0.2m/sn=1200 r/min=10mm=16mmm=100kg=1kn=8.32kn=9.23kn=10.7mm=

31、0.95kn nfz4010-3 =10mm=36333950 =32.310.7=333nc=2.6um=4068n=368kn=2.18kw，=2840r/min，=330d=75mm195.47n71.15n208.01n=30mpa=12011mm=60mm=28mm32=32=26mm=38mm=36.4mm载荷 水平面h 垂直面v支反力f=99.08n,=96.39n=36.07n,=35.08n弯矩m=7075.026=2575.40=2574.87总弯矩=8124=7748扭矩t=7330弯矩图（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面

32、的强度。根据教材式（15-5）及上表中的数据，以及轴单双向旋转，扭转切应力亦为对称循环变应力，取=1，轴的计算应力 =mpa=2.2mpa选定轴的材料为45钢，调质处理，由教材表15-1查得=60mpa,因此,故安全。(7) :精确校核轴的疲劳强度 1）判定危险截面 截面a,ii,iii，b只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面a,ii,iii,b，均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面iv和v处过盈配合所引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面c上的应力最大。截面v的应力集中的影响

33、和截面iv的相近，但截面v不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面c上虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径最大，故截面c也不必校核。截面vi和vii显然更不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面iv左右两侧即可。 2）截面iv左侧 抗弯截面系数 =0.1=0.132mm=3276.8mm 抗扭截面系数 =0.2=0.232mm=6553.6mm 截面iv左侧的弯矩m为 m=7259=3599 截面iv的扭矩为 =7330 截面上的弯曲应力 =3599/3276.8 mpa=1.1mpa 截面上的扭转切应力 =7330/6553.6

34、 mpa=1.1mpa 轴的材料为45刚，调质处理。由表15-1查得mpa，=275mpa，=155mpa。 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。因r/d=1.2/32=0.0375，d/d=36.4/32=1.1375，经插值后可查得 =2.0， =1.5又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 =0.85故有效应力集中系数按式（按表3-4）为 =1+0.821=1.82 =1+0.850.5=1.425由附图3-2的尺寸系数；由附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附图3-4的表面质量系数为 =0.92轴未经表面强化处理，即=1，则按式（3-12）及式（3-12a）

35、的综合系数为 =1.82/0.67+1/0.92-1=2.80 =1.425/0.85+1/0.92-1=1.76又由3-1及3-2的碳钢的特性系数 =0.10.2，取=0.1 =0.050.1，取=0.05于是，计算安全系数值，按式（15-6）（15-8）则得 =275/（2.82.91+0.10）=33.75 =155/（1.620.97/2+0.050.97/2）=191.37 =33.75191.37/=33.23s=1.5故可知其安全3)截面iv右侧抗弯截面系数w按表15-4中的公式计算 w=0.1=0.136.4mm=4822.8544mm抗扭截面系数 =0.2=0.236.4mm

36、=9645.7088mm弯矩m及弯曲应力为 m=7529（71.4-36）/71.4=3733 =3733/4822.8544mpa=0.77mpa扭矩及扭转切应力为 =7330 =7330/9645.7088mpa=0.76mpa过盈配合处得，由附表3-8用插值法求出，并取=0.8，于是得 =3.16 =0.83.16=2.53轴按磨削加工，由附表3-4得表面质量系数为 故得综合系数为 =3.25 =2.62所以轴在截面iv右侧的安全系数为 =275/（3.252.91+0.10）=29.08 =155/（2.620.709/2+0.050.709/2）=163.75 =29.08163.7

37、5/=29.63s=1.5故该轴在截面iv右侧的强度也是足够的。（2）大齿轮轴的设计一：轴的强度校核计算 1：求出输出轴上的功率，转速和转矩 =2.05kw，=1500r/min， =9550000/=13500 2：求出作用在齿轮上的力 因已知低速大齿轮的分度圆直径为 d=144mm而 =2=187.5n =187.5=68.24n =187.5/=199.53n3:初步确定轴的最小直径 120=13.3mm4：轴的结构设计（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）=32mm，=35mm，=40mm，=48mm，=41mm =73mm，=70mm。=43mm，=53mm，=70mm，=10mm。=14mm，=21mm.（2）初步选择滚动轴承。 标准精度级的单列圆锥滚子轴承33007，其尺寸为=35mm62mm21mm，（3）取齿轮距箱体内壁之距离=16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度t=21mm，则 =t+s+2=21+8+16+2=47mm =+s-10=16+8-10=14mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度（4）轴上零件的周向定位 齿轮，联轴器与轴的周向定位均采用圆头键连接。按由教材可查得圆头键截面=10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良