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抛砂机
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抛砂机的设计含30张CAD图,抛砂机,设计,30,CAD
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抛砂机的设计摘要抛砂机是解决单件、小批生产造型（型芯）行之有效的设备。抛砂机使用得当时， 沿砂箱在高度上的紧实度比较均匀，也不需要补充夯实，紧实度高，而且抛砂机与某些其他造型机械相比振动小，噪声也小。本次设计在研究普通抛砂机的结构及优缺点的基础上，设计出一台抛头固定砂箱运动的自动抛砂机，并且在抛头部分加装一变速装置使之能够在型砂高度增加时抛头转速相应增大，以改善型砂紧实力随型砂高度增加而相对减小的情况。该方案采用了凸轮的时需控制功能以实现抛头转速随着生产过程不断增快并且能够在最后自动返回，这种设计能够完全满足造型的紧实力要求，提高了造型的质量。关键词：铸造技术；型砂紧实力；抛砂机ABSTRACTThe sand slinger is an efficient equipment for the producing of the single unit model (core) in small batch. When the sand slinger is used appropriately, it is quite even in degree of ramming along the flask in altitude, and the degree of ramming is high without supplementing the ramming. Moreover，the noise of the sand slinger is smaller compared with certain other modelling machinery .This program is based on the ordinary sand slingers structure and its advantages and disadvantages. It is made to be an automatic sand slinger with a moving sandbox but fixed throws, and adding a gearbox to throw head to enable it to speed up correspondingly when the molding sand increases highly, to improve the situation that the molding sand reduces its tight strength along with the molding sand increase highly. This plan can achieve the first toss ever increasing speed with the faster production process with the cam s timing control and can automatically return at last. This kind of design can completely satisfy the shape of the tight power requirements and improve the quality of modeling.Key words:foundry engineering；molding sand tight strength; Sand Slinger目录摘要IABSTRACTII1 绪论11.1 研究的目的和意义11.2 国内外发展现况21.3 设计的方向及创新点 32 方案论证42.1 设计目标42.2 方案选择及分析43 设计论述73.1 抛头设计73.1.1 抛头转速选择73.1.2 抛头尺寸计算73.2 工作台的设计83.2.1 工作台尺寸设计83.2.2 工作台与主轴箱间的连杆机构设计93.2.3 强度校核103.3 变速箱的设计123.3.1 电机选择123.3.2 V 带和带轮的设计153.3.3 传动部分第一级齿轮设计163.3.4 传动部分第二级齿轮设计193.3.5 轴上的蜗轮蜗杆设计213.3.6 标准直齿锥齿轮设计243.3.7 不完全齿轮设计273.3.8 轴（输出轴）的设计计算293.3.9 轴（中间轴）的设计计算333.3.10 轴（输入轴）的设计计算373.3.11 轴（蜗轮轴）的设计计算413.3.12 轴（凸轮轴）的设计计算443.3.13 轴（锥齿轮轴）的设计计算474 结论514.1 设计总结514.2 设计的缺点和不足51参考文献52致谢53 1绪论1.1 研究目的与意义长期以来，中国的中小型工厂，尤其是生产的铸件品种多，小批量，变化大的铸造车间，机械化生产的实施是困难的。如果工厂条件比较差，资金少，技术力量薄弱，具体的实现机械化生产更加困难。抛砂机，解决了单件，小批量生产造型有效的设备。在过去的二十年中，我们的铸造抛砂机的技术具有比较大的发展，该设备的造型已经是现在许多中大件、单件小批成批生产的造型工部不可缺少的。采取以高速旋转的叶片将型砂抛入砂箱得到紧实铸型的造型设备就是抛砂机。人工加砂与搞实被它用机械进行替代，一般每小时可抛砂12 -15m3 ，超越了手工生产的 3-10 倍2。这就很大程度的提高劳动生产率，减轻了工人体力劳动。而且由于抛出的铸型紧实度均匀，从而也提高了铸件的质量。抛砂机的主要特点是适应性强，对于高低不同及大小不同的砂箱均可抛制，也能抛制型芯。工艺装备要求不高，即使手工造型用的也可以使用并且该铸造各种尺寸，各种生产，特别是不太容易实现机械化生产的单件和小，中型铸件，是一种更好的方法。此外，抛砂机还有许多优点例如加砂与搞实可以同时完成，动力可直接利用电能，无压缩空气的厂家也能采用，无强烈震动及噪音，工作条件良好。虽然近几十年来，抛砂机造型在国内外发展很快，我国生产的抛砂机数量很多，但品种不多。很多工厂使用的抛砂机制造质量不高，在使用中遇到了种种问题。因此，设计出一种新型高自动化的抛砂机是解决这一现状的行之有效的方法。1.2 国外发展现况抛砂机机构的发展, 主要是围绕着稳定造型质量, 减轻劳动强度, 提高生产效率和减少零件磨损等方面进行。近年来比较多的工作是解决前三项问题5。抛砂造型的紧砂过程是将预紧的一团团砂以高速抛向砂箱, 并根据模型的特点, 以一定的轨迹, 将砂团依次排列和还层抛紧。供给高速飞出的一团团预紧砂团的工作, 主要由抛砂机的供砂部分等抛头来完成。以一定轨迹依次逐层地抛紧的工作, 主要由抛头的移动部分和控制部分来完成6。1 首先在抛头部分，国外对抛砂头的改进，主要是在于提高砂质量，减少叶片与弧板的磨损，以及扩大抛投对不同生产率的适应性等方面。在提高抛砂质量方面，为提高砂团抛出的方向，有采用摇头抛砂机形式的，抛头可以绕铅垂线左右摆动，其范围是 15 或 20也有采用弧板在抛出口处角度和长度可以调节的装置7；还有的采用宽头抛砂头和多盘式抛砂头，这种抛砂头和砂箱一样宽，在抛砂时只要摇头在砂箱上直线运动一次就能抛一层砂8。多盘式抛砂头是在同一根轴上串有多个抛砂用的叶片盘，每个叶片盘旁装有抽风扇，抛头装在摆动式料斗的底部，每个抛砂叶片盘上方装有型砂的开闭器， 抽风盘将型砂从料斗内吸入抛砂头。在扩大抛头对各种生产率的适应性方面，采用统一更换不同宽度叶片 ，同时改变送砂皮带速度的方法，就可既改变了生产率又保证了紧砂质量。此外，为提高相同尺寸抛头的生产率，出现了三叶片抛头9。在减少叶片与弧板的磨损方面，主要考虑叶片材料和叶片的结构改进9。材料上国外开发出奥氏体高钢叶片，并对此种叶片进行强化处理，用气焊将电极金（Electrode metal）在叶片上均匀地堆一层，使其寿命（实际工作抛砂时间）由未处理时的 2.08 小时提高到 200 小时。国外在结构改进方面主要从减少弧板、叶片摩擦作用的弧长和不使叶片与弧板接触两方面进行，研制出了径向进砂抛砂机9。其次是抛砂机的移动部分，国内外对这个部分采用砂箱与抛头之间有一定的相对运动实现，也就是说，采用砂箱静止、抛头运动的方法，也可采用抛头静止、砂箱运动的方法，或两者都有较简单的运动，组成复合运动的方法。目前广泛见到的抛砂机是砂箱静止、抛头运动的方法9。在一般液压传动的双臂式抛砂机上，由于两臂作的是圆弧运动，而砂箱通常是矩形的，这样很难使抛头作等速直线运动。因此，实际上抛头总是在对砂箱做变动速度和曲曲折折轨迹的运动情况下紧实铸型，难以控制紧砂的均匀性和对同一种铸型各次紧砂结果的一致性，也难以稳定合理的抛砂工艺制度。近年来国外出现的桥式抛砂机克服了这种缺点。从目前国外发展看，中型批量不大的铸件，主要采用抛砂机实现造型的机械化。抛砂机的品种较多。如德国就有五十多种，零部件都通用化了。抛砂机的生产率从最小的3m3 / h ，到最大达70m3 / h 9，几十吨和上百吨的重型铸件，也可用大型抛砂机地坑造型。近年来，对于深而狭，如宽 80mm，深 2m 的铸型钢锭模之类，均能完全满足造型紧实度要求，并且在部分大中件采用自硬砂等的情况下，也发展了以自硬砂等作面砂，抛砂机抛背砂的综合造型，更扩大了抛砂机的使用范围。由于抛砂机的推广使用，更向组织流水生产线，提高自动化程度，如实现程序控制、随动控制及磁带式程序控制等方向发展。2 从我国的情况看，近年来, 在我国铸造生产中抛砂机技术有了较大的发展, 现在在许多中大件、单件小批成批生产的造型工部, 抛砂机已成为不可缺少的造型设备之一。我国中大件、单件小批手工造型在铸造行业中占有相当大的比重, 要改变劳动强度大、劳动条件差的状况, 用较少的投资来提高生产率, 使车间原来的砂处理系统、工艺工装等仍可使用, 抛砂机就显示了它特有的适应性, 经济效益比较高、投产较快是它的一个主要特点。而就我国发达地区而言，上海近年来，大批制造，抛砂机广泛推广于大中型造型、制芯，为我国大中型造型机械化开辟了过阔的前景，目前我国生产的品种，主要有 Z6312D 型固定式抛砂机与 Z6625 型移动式抛砂机两种9。有的厂已实现流水线生产，并且有的厂，如上海重机铸造厂，已实现采用模拟随动和遥控的半自动抛砂机造型。但目前来看， 抛砂机生产品种不多，使用上发展还很不平衡，流水生产线及自动半自动控制抛砂机还不多，说明作为大中件造型机械的主要设备抛砂机，在我国还有待大力推广使用。从我国大中件造型大多仍系手工或采用点风动工具操作的情况看，抛砂机造型的采用，对改变铸造生产面貌。促进我国铸造生产四化的进程，将起到积极推广作用。1.3 设计的方向及创新点砂箱静止、抛头运动的方法为抛砂机最常见的运动方法，该方法实际上抛头总是在对砂箱作变动速度及曲曲折折轨迹的运动情况下紧实铸型, 难以控制紧砂的均匀性和对同样铸型各次紧砂结果的一致性,也难以稳定合理的抛砂工艺制度，其次我国大中件造型大多仍系手工或采用点风动工具操作，无法真正做到机械化，故而我们设计一款采用的是抛头静止，砂箱运动的自动抛砂机，并且在抛头部分加装一变速装置使之能够在型砂高度增加时抛头转速相应增大，以改善型砂紧实力随型砂高度增加而相对减小的状况。该方案采用了凸轮的时需控制功能以实现抛头转速随着生产过程不断增快并且可以在最后自动返回，这种设计能够完全满足造型的紧实力要求，提高了造型的质量。522设计方案2.1 设计目标翻阅大量书籍知道普通抛砂机的原理构造的基础上，设计了一款能一个小时完成抛砂紧实尺寸为1000 1000 500 的砂箱的自动抛砂机，该抛砂机可以改善型砂紧实力因型砂高度增加而缓慢减小的情况。一台电动机作为动力装置。2.2 方案选择与分析抛砂机是以高速旋转的叶片，将型砂抛入砂箱，得到紧实铸型的造型设备，其结构主要由抛头、工作台、传动机构组成2。因为设计的目标，首先解决抛砂机的运动方式问题。抛砂机的移动部分, 除了使抛砂机移动到指定的工作位置外, 主要是完成使砂团能依次逐层地紧实铸型的任务。要达到这个主要目的, 只要砂箱与抛头之间有一定的相对运动就可以实现。也就是说, 可以采用砂箱静止、抛头运动的方法, 也可以采用抛头静止、砂箱运动的方法, 或者两者都有较简单的运动, 组成复合运动的方法。砂箱静止、抛头运动的方法是目前广泛见到的抛砂机运动方法。在一般液压传动的双摇臂式抛砂机上, 由于两臂作的是圆弧运动, 而通常砂箱是矩形的, 这样很难使抛头作等速直线运动。因此, 实际上抛头总是在对砂箱作变动速度和曲曲折折轨迹的运动情况下紧实铸型, 难以控制紧砂的均匀性和对同一种铸型各次紧砂结果的一致性, 也难以稳定合理的抛砂工艺制度。而砂箱运动。抛头静止的方法可以避免上述问题，并且结构也相对简单，故本次设计采用的是抛头静止，砂箱运动的方法。砂箱的运动采用工作台往复运动的形式，工作台的往复运动采用牛头刨床的进给机构，忽略该机构的急回特性，即可实现工作台的匀速往复运动，结构如图 2-1 所示。图 2-1 工作台运动机构其次解决型砂紧实度随抛出型砂的高度增高而减小的问题。对已确定结构及其参数的抛砂头来说, 供砂量是影响铸型紧实硬度的一个因素, 只有在合适的供砂量范围内, 才能获得工艺要求的铸型硬度, 过大或过小的供砂量, 都会降低硬度。所以国外发展了可以由抛砂机操作者来控制的, 能改变向抛头供砂量大小的装置。例如,在贮砂斗壁上出口处装上电动控制供砂量的间门, 当闸门拾高时加大供砂量,闸门降低时减少供砂量。又如, 采用改变皮带送砂机上刮砂板的角度, 来增减供砂量的装置, 刮砂板中的角度是由蜗杆传动装置中来驱动的。这两种方案不论如何改变，其最终结果也是需要人工进行供砂量的控制，并不能实现全部的自动化生产。所以本次设计放弃从供砂量方面考虑，将设计重点转向抛头的转速，已知抛头的转速越大，抛出的型砂的紧实度越高，故在完成一个砂箱的抛砂过程中逐步增大抛头的转速可以实现紧实度的要求。抛砂机的抛头结构已经固定，要想更改抛头的转速就要从抛砂机的传动结构入手， 现设计一种可变速传动箱如图 2-2 所示，这样就满足本次课题的设计要求图 2-2 变速机构简图最后，已知抛头的结构已经固定，如图 2-3 所示即为本次设计所采用的抛头结构。1-机头外壳 2-型砂入口 3-砂团出口 4-被紧实的砂团 5-砂箱图 2-3 抛头结构3 设计论述3.1 抛头设计本次毕业设计由于抛头部分没有进行改进，因而使用较为广泛的 Z6312 型抛砂机的抛头作为设计的基础。3.1.1 抛头转速选择型砂的能否紧实, 主要决定于抛出速度。紧实度或硬度是反映抛砂机工作质量的一个参数, 一般要求砂型硬度达到 90HBS 以上10, 这就首先要以抛出速度来保证。一般经验数据要求铸铁件为20 - 35m / s , 铸钢件为35 - 50m / s 10。根据我们试验, 抛出速度在20m / s 以上, 即可达到一般工艺要求的紧实度。而抛出速度, 也是决定抛头结构尺寸的基础。由公式(3-1):V = pD n60式中：V圆周速度，可近似地看作抛出速度D抛头直径n抛头转速(3-1)由上述公式可知：如抛出速度一定, 则抛头直径与转速成反比, 直径小时, 转速要高, 直径大时转速可低些, 从国内外抛头直径与转速采用范围看, 抛头直径由f400 - 800mm , 转速由600 - 800r / min , 两者应配合, 以获得要求的抛出速度。因为本次的课题是在研究普通抛砂机的结构及优缺点的基础上，设计出一台抛头静止砂箱运动的自动抛砂机，并且在抛头部分加装一变速装置使之能够在型砂高度增加时抛头转速相应增大，以改善型砂紧实力随型砂高度增加而相对减小的情况。故在抛头部分的抛出速度选择上要求，抛出的最大速度可达30m / s ，最低速度应大于20m / s 。本次设计将抛头的转速分为 3 级，因此可选择600r / min 、700r / min 、800r / min 为抛头的三级转速。3.1.2 抛头尺寸计算上述公式10可转变成求抛头直径的公式： D = 60V 。假设抛头在 n= 600r / min 、pn1n2 = 700r / min、 n3 = 800r / min时抛出的速度分别为 V1 = 20m / s 、 V2 = 25m / s 、V3 = 30m / s 验算出抛头的最大尺寸：D = 60 30 = 716mm ； D= 60 25 = 682mm ； D= 60 20 = 637mm1800p2700p3600p故当抛头的直径为700mm 即可满足设计要求。查 Z6312 型抛砂机技术资料10可知抛头叶片的宽度为200mm 、长度为250mm ，故抛头转子直径为450mm 。3.2 工作台的设计抛砂机的工作台是用来安放砂箱的部分，是本次设计的非重要部分，要求其能够承受住满载砂箱的重量并且能够按照设计要求实现匀速往复运动，其设计要求如下：1. 耐潮耐腐蚀，不用涂油，不生锈，不退色。2. 温度系数低，基本不受温度影响。3. 几乎不用保养，能够迅速地清洁，精度稳定性要求不高。4. 一律是坚硬的表面。3.2.1 工作台尺寸设计由于砂箱尺寸为1000 1000 500 ，根据以上设计要求，工作台的材料可选择灰铸铁HT150 即可，尺寸要求为1300 1200 15 。根据实际工作要求，工作台的往复匀速运动宜选用轨道滚动的方式来相应减小拉动工作台的力的大小，且工作台的行程为 1000mm，工作台往复运动一周的时间为 10s。3.2.2 工作台与主轴箱间的连杆机构设计图 3-1 工作台传动示意图图 3-2连杆运动轨迹（双点划线为极限位置）为实现往复匀速运动，本次课程设计借用牛头刨床的进给系统11，忽略牛头刨床进给与急回之间的速度差。材料选择：直径 25mm 的 45 号钢为了设计机械的紧凑性，应将曲柄与摇杆的回转中心的距离适当选择的小一些，根据以往的设计经验，将两回转中心设计在同一条垂直线上，两者之间的距离可选择150mm，选择曲柄度为 90mm，以实现方便计算的目的。由图2 的连杆运动轨迹可知：曲柄与摇杆垂直的两位置即为该运动机构的极限位置。工作台的行程为 1000mm 即机构下部的滑块的两极限位置之间的距离为 1000mm。根据简单的勾股定理可得：摇杆长度为L=1000 0.5 50 = 833mm 840mm 。30设摇杆与滑块之间的连杆在极限位置时与水平面之间的夹角为 30，连杆的长度为 100mm。3.2.3 强度校核(1) 工作台受力分析：根据铸造工艺基础12查得：型砂密度为=1.6 g/cm，忽略砂箱的厚度与铸件的大小可知，砂箱的最大质量为m=10010050=1.610010050=800000g=800 ；根据工程材料13可查的：灰铸铁 HT150 的密度为=7.8g/cm3 ，忽略滚轮与连杆的质量可得工作台的质量为m =130 120 1.5 = 7.8130 120 1.5 = 182520g = 182.52kg ；故工作台与砂箱的总质量为 m800+182.52=982.52 。由工程材料13查铸铁的滚动摩擦系数为：=0.005 。根据滚动摩擦力的计算公式 F =mg ，可求得滚轮与导轨之间的滚动摩擦力为 F=0.005982.5210=49.1N(2) 工作台传动系统的受力分析：取杆受力最大的极限位置进行分析，取连杆进行受力分析，忽略各连杆之间的重力与摩擦，图 3-3 对连杆与滑块受力分析图Fa = F / cos 30 = 49.1/ cos 30 = 56.7N ， Fa = F a = 56.7N 对杆与杆之间的连接点进行受力分析得：Fa图 3-4 杆与杆之间的连接点的受力分析图F 56.7F a = F a = 56.7N ， F1 = a=cos 30cos 30= 65.5N则 F / 是作用在轴上的里与 F 大小相等方向相反的反作用力。11对摇杆的回转中心取矩得： M I = F L = 65.5 0.84 = 55.02N m ；求得的 M 即为1II驱动轴带动曲柄转动的转矩。由工作台连杆的简图可知，杆所受到的应力最大，故只要使杆满足应力要求， 则其他的杆相应的都能满足应力要求。(3) 疲劳强度计算：查机械设计基础15可得直径 25mm 的 45 号钢的硬度为 217HBS，疲劳强度=600MPa。由材料力学公式(3-2)可知：d= F =AMI / LIIIp(D / 2)2(3-2)故杆所收到的应力大小为d=满足强度要求。3.3 变速箱设计55.02 / 0.03p(0.0025 / 2)2= 373.23MPa 600MPa 故，杆的强度3.3.1 选择电机1. 计算电机所需功率 Pd ：图 3-5 变速箱传动简图查机械设计基础课程设计指导书第 6 页表 2-2，2-3：h1 带传动效率：0.96h2 每对轴承传动效率：0.99h3 圆柱齿轮的传动效率：0.97h4 直齿圆锥齿轮的传动效率：0.95h5 联轴器的传动效率：0.99h6 涡轮蜗杆的传动效率：0.80h7 卷筒的传动效率：0.96说明：h电机至工作台之间的传动装置的总效率：ha =h1 h2 h3 h4 h6 = 0.96 0.99 0.97 0.95 0.8 = 0.7012. 计算推动工作台所需功率的大小：由工作台往复运动一周的时间为 10s，可求的主轴箱上向工作台输出动力的轴的转速为n = 6r / min ；上面已经求得的驱动轴带动曲柄转动的转矩M I = 55.02N m ，根据公式(3-3)14：M = 9550 Pn(3-3)可 以 求 得 电 机 向 工 作 台 部 分 输 出 地 总 功 率 为 ：P = M n = 55.02 6 = 0.035kw = 35w； 电 动 机 需 要 提 供 给 工 作 台 的 功 率 为95509550PnPe =a=35= 50w 。0.7013.计算抛头消耗的功率的大小：抛砂机抛头的功率消耗，在于克服各种阻力，并给予砂团一定的能量。主要包括抛出砂团吸收能量所需功率，克服叶片弧板间摩擦阻力及克服旋转中空气阻力所需功率13。本次设计选择的生产率为12m3 / h ，根据经验公式表 3-1，可查得计算的总功率为P = 2.98kw ，由于本次课程设计中加装了变速装置，故其功率应按照功率损失计算。表 3-1 国内外使用的经验数据表生产率（m3 / h）计算总功率（kw）百分比（%）一般使用的功率（kw）与计算值比（%）经验数据的功率（kw）与计算值比（%）122.9810072345.55186157.241001723513.3184258.961001921316.7187故 P = P hh3 h2 h ，所以 P =P=2.89= 3.33kwe1235ehh3 h2 h0.96 0.993 0.972 0.994. 需要的总功率的大小：1235需要的总功率即为推动工作台所需功率与抛头消耗的功率之和，由于推动工作台所需功率非常小，故计算总功率时可直接将抛头消耗的功率记为总功率的大小，即需要的总功率的大小为 P = 4kw 。5. 确定电机转速：根据抛砂机需要的总功率为 P = 4kw ，查机械设计师手册14有 4 种适用的电动机型号，因此有 4 种传动方案如下表：表 3-2 传动方案方案型号额定功率（kw ）满载转速（r / min ）同步转速（r/min)效率（%）额定转矩重量（kg ）1Y112M-242890300086.22.2702Y112M-4414401500872.2813Y132M1-649601000862.01194Y160M1-84720750862.0145由于电动机不仅仅要驱动抛头转动，还要驱动工作台的运动，故电机的转速应尽量选得小一点来满足传动比的需要。故根据最大转速为800r / min 可以选择方案 3 取到的最小电机转速为n = 960r / min 。6. 确定抛头传动装置的总传动比和分配传动比： 三级传动的总传动比依次为：i= n= 960 = 1.2 ， i= n = 960 = 1.37 ， i= n = 960 = 1.6n总1800总2700总3600123nn分配传动比：取带传动的传动比为： i带 = 1.2取第二级上的传动比为： i2 = 1故第一级上的三个传动比依次为： i11 = 1， i12 = 1.14 ， i13 = 1.337. 计算传动装置的运动和动力参数：将传动装置由带轮到连接抛头的轴依次记为轴、轴、轴h01 ，h12 ，h23 ，h34 依次是电机与轴，轴与轴，轴与轴，轴与抛头之间的传动效率。各轴转速：轴： n1 = 800r / min ；轴： n21 = 800r / min ， n22 = 700r / min ， n23 = 600r / min ； 轴： n31 = 800r / min ， n32 = 700r / min ， n33 = 600r / min各轴的输入功率：轴 ：P4 = 3.45kwP1 = 3.84kw； 轴 ：P2 = 3.69kw； 轴 ：P3 = 3.51kw； 抛 头 ：各轴输入转矩：电 机 ： T = 33.72N m； 轴 ： T1 = 40.89N m ； 轴 ： T21 = 38.87N m ，T22 = 44.43N m， T23 = 51.84N m； 轴 ： T31 = 36.96N m， T32 = 42.24N m ，T33 = 51.84N m 。表 3-3 运动和动力参数表参数轴名电动机轴轴轴抛头一级二级三级一级二级三级转速r/min97080080070060080070060060.1转矩N m33.7240.8938.8744.4351.8436.9642.2451.84功率kw43.843.693.513.45效率h0.960.990.950.9833.3.2 V 带和带轮的设计1. 确定 V 带型号查机械设计基础表 13-8 得： KA = 1.1则 Pca = KA P= 1.1 4 = 4.4kW 。根据Pca = 4.4kw ,n = 960r / min ,由机械设计基础图 13-15，选择 A 型V 带，取d1 = 132mm ，d 2 = n1 d1 (1-e) = 1.2 132 0.98 = 155.232mm 查机械设计基础表 13-9 取n2d 2 = 160mm 。2. 验算带速V ：V =pd1n= p132 960 = 6.7m / s带速在5 - 30m / s 范围内，故带速合适。，60 100060 10003. 取 V 带基准长度 Ld 和中心距a ：初步选取中心距a ：由于0.7(dd+ dd ) a 2(dd + dd ) 即204.4mm a 584mm ，1212a0 = 1.5(d1 + d 2 ) = 1.5(132 +160) = 438mm ，取a0 = 438mm 。由式(3-4)得：p(d- d )2L 2a0 +(d + d) + 21(3-4)d02124a0Ld0 1335mm 查机械设计基础表 13-2 取 Ld = 1400mm 。由式(3-5)计算实际中心距(3-5)a a0+ Ld - Ld02故a 470mm ， amax = a + 0.03Ld = 512mm ， amin = a - 0.015Ld = 449mm因此中心距的变化范围为449mm - 512mm 。4. 验算小带轮包角a：a 180 - d2 - d1 57.3 = 180 - 160 -132 57.3 176.6 120 ，所以主动轮上包角1a合适。5. 求 V 带根数 Z：由式(3-6)得：470Z =Pca( P0 + DP0 ) KaKL(3-6)计算得： Z = 2.7 3 。故取 V 带的根数为 3 根。6. 计算作用在带轮轴上的压力 FQ ：查机械设计基础表 13-1 得：q = 0.1kg / m F = 500Pca ( 2.5 -1) + qv2 = 130N a0zvK则有作用在轴上压力为： FQ= 2zF0sin a= 780N 。23.3.3 传动部分第一级齿轮设计1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1) 选用直齿圆柱齿轮传动(2) 设备为一般工工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB10095-88）(3) 材料选择。由机械设计表 10-116选小齿轮材为 40Cr（调质），硬度范围为217286HBS，,取 280HBS，大齿轮材料为 45 号钢（调质），硬度在 197286HBS，我们取 280HBS.(4) 初步选择三级小齿轮齿数均为Z11 = Z12 = Z13 = 24 ，则三级大齿轮齿数依次为为：Z21 = i11 Z11 = 24, Z22 = i12 Z12 = 27.36 28 , Z23 = i13 Z13 = 31.92 322. 按齿面接触强度进行设计齿面接触强度计算公式(3-7)：1 1k T (u +1)( ZH ZE )23. 计算d1t 2.323 sH fd u(3-7)(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t 由计算公式得： d11t 106.2mm, d12t 103.2mm, d13t 100mm(2) 计算圆周速度由公式(3-8)：(3-8)计算可得： v1 = 4.45m / s, v2 = 4.32m / s, v3 = 4.19m / sv = pd11t n1160 1000(3) 计算齿宽b及模数由公式(3-9),(3-10),(3-11)得：btm=fd d1t= d1t(3-9)(3-10)Z1h = 2.25mt计算可得： b1 = 21.24mm, b2 = 20.64mm, b3 = 20mm m1t = 4.425mm, m2t = 4.3mm, m3t = 4.17mmh1 = 9.96mm, h2 = 9.675mm, h3 = 9.38mm(3-11)(4) 计算载荷系数K取 KA = 1.2 ，根据v1 = 4.45m / s, v2 = 4.32m / s, v3 = 4.19m / s ，7级精度，查机械设计基础图10-816得： Kv1 = Kv 2 = Kv3 = 1.05 ， KHa = KFa = 1 ，查机械设计基础表10-4得： KHb1 = KHb2 = KHb3 = 1.042 ，查机械设计基础图10-1316得：KFb1 = KFb2 = KFb3 = 1.037 。故载荷系数 K = KA Kv KHa KHb = 1.2 1.0511.042 = 1.313(5) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径333d= d= 107.26mm, d= d = 104.23mm, d= d= 101mm1111t(6) 计算模数m1212t1313tm = d11 = 4.47mm, m = d12 = 4.34mm, m = d13 = 4.21mm1Z2Z3Z1114. 按齿根弯曲强度设计，由公式(3-12):m 3(3-12)计算可得：m1 2.67mm, m2 2.66mm, m3 2.64mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模数，取三组齿轮的模数为分别为m1 = m2 = m3 = 3mm ，可满足弯曲强度。为满足接触疲劳强度，按接触强度算得小齿轮的分度圆直径分别为d11 = 107.26mm ，d12 = 104.23mm ，d= 101mm 算出小齿轮齿数 z= d11 36, z= d12 35, z= d13 34 ；大齿轮齿数1311m12m13mz21 = 1 36 = 36, z22 = 1.14 35 40, z23 = 1.33 34 465. 几何尺寸计算(1) 计算大、小齿轮的分度圆直径：d11 = z11m = 108mm, d12 = z12m = 105mm, d13 = z13m = 102mm(2) 计算中心距：d21 = z21m = 108mm, d22 = z22m = 120mm, d23 = z23m = 138mma = d11 + d21 = 108mm, a = d12 + d22 = 112.5mm, a = d13 + d23 = 120mm122232因为该三组齿轮要安装在同一对轴上，故中心距应该相同，因此，调节中心距得：a1 = a2 = a3 = 112.5mm ，则d11 = d21 = 112.5mm, z1 = z2 = 38 ；d21 = 105mm, d22 = 120mm, z1 = 35, z2 = 40 ；d31 = 96mm, d32 = 129mm, z1 = 32, z2 = 43(3) 计算齿轮宽度b11 =fd d11 = 0.2 108 = 21.6mm ，圆整后取 B11 = B22 = 20mm 。b12 =fd d12 = 0.2 105 = 21mm ，圆整后取 B11 = B22 = 20mm 。b13 =fd d13 = 0.2 102 = 20.4mm ，圆整后取 B11 = B22 = 20mm 。6. 结构设计及绘制齿轮零件（见图纸）3.3.4 传动部分第二级齿轮设计1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1) 选用直齿圆柱齿轮传动(2) 设备为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度（GB10095-88）(3) 材料选择。由表11-1 选小齿轮材料为40C（r 调质），硬度范围为217286HBS，取280HBS,大齿轮为45 钢（调质），硬度范围为197286HBS，取240HBS。(4) 选小齿轮齿数 z1 = 24 ，大齿轮 z2 = 1 24 = 24 。2. 按齿面接触强度设计齿面接触强度计算公式(3-7)可得： 试算小齿轮分度圆直径d1t由计算公式得： 计算圆周速度d1t3 2.32 = 88.5mm由公式(3-8)可得： v = p 88.5 800 = 3.7m / s60 1000 计算齿宽b 及模数mt由公式(3-9),(3-10),(3-11)可得：b = 35.4mm，mt = 3.68mm h = 2.25mm, mt= 8.28mm, b = 10.67h计算载荷系数k ，取kA = 1.0 ，根据v = 3.7m / s ，7级精度，由机械设计基础图10-816查得动载系数kv = 1.02 ；由机械设计基础表10-416查得 KHb = 1.426由图10-13 16查得kFb = 1.24 ；由表查得kHa = kHb = 1。故载荷系数K = KA Kv KHa KHb = 1.0 1.02 11.282 = 1.3076 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d = d33 = 88.5= 88.67mm 计算模数m11tm = d1 = 88.67 = 3.7mm3. 按齿根弯曲强度设计3由公式(3-12)计算得： m z124= 2.29mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模数，取m = 2.5mm ，可满足弯曲强度。为满足接触疲劳强度，按接触强度算得的分度圆直径d = 88.67mm ，由 z= d1 = 88.67 = 36 ，则 z = z = 36，此时符合要求1(3) 几何尺寸计算1m2.521 计算大、小齿轮的分度圆直径d1 = z1m = 36 2.5 = 90mm, d2 = z2m = 36 2.5 = 90mm 计算中心距 计算齿轮宽度a = d1 + d2 = 90mm2b =fd d1 = 45mm ，取 B1 = 45mm; B2 = 45mm 。4. 绘制零件图（见图纸）。3.3.5 轴上的蜗轮蜗杆设计在本次课程设计中，已知蜗杆的转速为800r / min 输入功率为 P1 = 3.84kw ，要求涡轮蜗杆的传动比i = 80 。1. 选择蜗杆传动类型根据 GB/ 10085-1988 的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI 蜗杆）2. 选择材料考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆选用 45 钢；因希望效率高些，故蜗杆螺旋齿面要求表面淬火，硬度为 45-55 HRC。蜗轮用 10-1 锡青铜（ZCuSn10P1）,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁 HT100 制造。3. 按齿面接触疲劳强度进行设计根据蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。由式(3-13)，传动中心距a (1) 确定作用在涡轮上的转矩T2按Z = 1 ，估取效率h = 0.80 ，则Tmm= 9.55106 P2 = 2965911N m(3-13)n1422(2) 确定载荷系数 KA使用系数， KA = 1.1 1.4 ，取 K A= 1.2(3) 确定弹性影响系数ZE因选用的是铸锡磷青铜涡轮和钢蜗杆相配，故 zE = 160(4) 确定接触系数Zr先假设蜗杆分度圆直径d 和传动中心距a 的比值 d1 = 0.2 ，从图 12-11 中可查得1aZr = 3.5 。(5) 确定需用接触应力sH 根据涡轮材料为 10-1 锡青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，螺杆螺旋齿面硬度45 HRC，可从表 12-4 中查得涡轮的许用接触应力sH = 220MPa 。(6) 计算中心距由公式(3-13)可得： a = 224.64mm取中心距a = 225mm ，因i = 80 ，故从表 11-2 中取模数m = 5mm ，蜗杆分度圆直径d = 50mm 。这时 d1 = 0.22 ，从图 11-1816中可查得接触系数 Z t = 3.4 ，因为Z 0.07d ，故取h=3mm ，则轴环处的直径d- = 46mm 。轴环宽度b 1.4h ，取l- = 5mm 。 轴承盖地总宽度为50mm 。根据轴承端盖的装拆方便及便于对轴承添加润滑脂的要求， 取端盖外面与联轴器的右端面的长度距离为l=10mm ，故取l- = 60mm 。 取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm ，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时， 应距离箱体内壁一段距离s ， 取 s=8mm ， 已知深沟球轴承宽度为 T = 10mm ， 则： l- = 10 + 8 +16 = 34mm, l- = 140 + 24 +12 = 176mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表3-4 轴段尺寸表-直径24303537464035长度48601017654334(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平键连接。按d- = 40mm 由机械设计表6-116查得平键截面b h = 12mm 8mm ，键槽采用键槽铣刀加工，长为36mm ，同时保证了齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮廓与轴的配合为 H 7 ；同样，联轴器与轴的连接，n6选用平键8mm 7mm 36mm ，联轴器与轴的配合为 H 7 。滚动轴承与轴的周向定位是由过k 6渡配合来保证的，此处选择轴的直径尺寸公差为m6。(4) 确定轴上的圆角和倒角取轴端倒角为1 45o 。4. 求轴上的载荷FNH2MHFNV2MVMT图3-9 受力分析图首先根据轴的结构图做出州的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从机械设计实用手册15中查取a值。对于61907型深沟球轴承， a = 5mm 。因此，作为简支梁的轴承跨距 L2 + L3 = 51.5 +176.5 = 228mm 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。计算出危险截面的MH , MV , M ,记录与表中。表3-5 力矩表载荷水平面H垂直面V支反力FNH 1 = 437.46N ；FNH 2 = 1499.24NFNV 1 = 159.21N ；FNV 2 = 545.67N弯矩MH = 22529.2N mmMV 1 = 8199.3N mm ；MV 2 = -8199.3N mm总弯矩M =22529.22 + 8199.32 = 23974.8N mm扭矩T = 58100N mm根据选定材料45 钢，调质处理，查表得s-1 = 60MPa 取 = 0.6 ，由公式(3-21)计算轴的计算应力为sca = 6.49MPa 0.07d ，故取h=3mm ，则轴环处的直径d- = 39mm 。轴环宽度b 1.4h ，取l- = 5mm 。表3-6 轴段尺寸表-直径3032393330长度1017654334(3) 轴上零件的周向定位二级齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按d- = 33mm 由机械设计表6-116查得平键截面b h = 10mm 8mm ，键槽采用键槽铣刀加工，长为36mm ，同时保证了齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮廓与轴的配合为 H 7 ；一级齿轮与轴的连接采用滑键n6连接，选用滑键10mm 8mm 156mm ，齿轮与轴的配合为 H 7 。滚动轴承与轴的周向定位h6是由过渡配合来保证的，此处选择轴的直径尺寸公差为m6。(4) 确定轴上的圆角和倒角取轴端倒角为1 45o 。4. 按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。H 1v图3-11 受力分析图首先根据轴的结构图做出州的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从机械设计实用手册15中查取a值。对于61907型深沟球轴承， a = 5mm 。因此，作为简支梁的轴承跨距且高速级速度可调，即齿轮组可以再轴上移动，当齿轮组只能停留在最左，中间和最右三个位置，对这三个位置分别分析(1)当齿轮组在最左边时此时 L1 = 5 + 8 +16 +10 = 39mm , L3 = 66.5mm , L2 = 169.5mm 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。计算出危险截面的MH , MV , M ,记录与表中。表3-7 力矩表载荷水平面H垂直面V支反力FNH 1 = 1193.62N ；FNH 2 = 1809NFNV 1 = 573.83N ；FNV 2 = 522.67N弯矩MH 1 = 46551.18N mm ，MH 1 = 120298.5N mmMV 1 = 22379.37N mm ；MV 2 = 98523.3N mm总弯矩M1 =46551.18 + 22379.37 = 51651.22N mm ，22M 2 = 120298.5 + 98523.3 = 155494.6N mm22扭矩T = 58100N mm(2) 当齿轮组在最右边时此时 L2 = 22.5 + 5 + 5 = 32.5mm , L3 = 66.5mm , L1 = 146mm 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。计算出危险截面的MH , MV , M ,记录与表中。表3-8 力矩表载荷水平面H垂直面V支反力FNH 1 = 1045.82N ；FNH 2 = 1966.8NFNV 1 = 818.95N ；FNV 2 = 277.6N弯矩MH 1 = 131773.2N mm ，MH 1 = 130792.2N mmMV 1 = 103187.7N mm ；MV 2 = 18460.4N mmM1 = 131773.2 +103187.7 = 167367.5N mm ，22总弯矩M 2 = 130792.2 +18460.4 = 132088.6N mm22扭矩T = 58100N mm(3) 当齿轮组在中间时此时 L2 = 22.5 + 5 + 60 = 83mm , L3 = 66.5mm , L1 = 95.5mm 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。计算出危险截面的MH , MV , M ,记录与表中。表3-9 力矩表载荷水平面H垂直面V支反力FNH 1 = 1287.29N ；FNH 2 = 1725.33NFNV 1 = 731.34N ；FNV 2 = 365.16N弯矩MH 1 = 97190.395N mm ，MH 1 = 114734.45N mmMV 1 = 55216.17N mm ；MV 2 = 2439.269N mmM =971902 + 55216.172 = 1117623.32N mm ，总弯矩1M =114734.452 + 2439.2692 = 114760.38N mm2扭矩T = 58100N mm根据选定材料45 钢，调质处理，查表得s-1 = 60MPa ，取 = 0.6 ，选取最大的总弯矩M1 = 167367.5N mm ，根据公式(3-21)轴的计算应力为sca = 14.17MPa 0.07d ，故取h=2mm ，则-处的直径d- = 32mm 。 轴承盖地总宽度为45mm 。根据轴承端盖的装拆方便及便于对轴承添加润滑脂的要求， 取端盖外面与联轴器的右端面的长度距离为l=10mm ，故取l- = 60mm 。 取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm ，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离s，取s=8mm ，已知轴承宽度为T = 15mm ，则l- = 41mm 取蜗杆部分长度为l = 120mm ，则根据涡轮蜗杆的安装要求可得： l- = 120mm ，d- = 42mm ， l- = 256mm ， l- = 160mm 。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表3-10 轴段尺寸表-直径24283242322420长度411382761201606048(3) 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按d- = 28mm 由机械设计表6-116 查得平键截面b h = 6mm 6mm ，键槽采用键槽铣刀加工，长为14mm ，同时保证了齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮廓与轴的配合为 H 7 ；带轮与轴的连接采用平键连接，选n6用平键b h = 6mm 6mm ，长为36mm ，带轮与轴的配合为 H 7 。滚动轴承与轴的周向定位k 6是由过渡配合来保证的，此处选择轴的直径尺寸公差为m6。(4) 确定轴上的圆角和倒角取轴端倒角为1 45o 。4. 按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。M HM HM HMT图3-13 受力分析图首先根据轴的结构图做出州的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从机械设计课程设计指导书15中查取a值。对于32905型圆锥滚子轴承， a = 9mm 。因此，作为简支梁的轴承跨距 L1 = 32 + 68 = 100mm, L2 = 70 + 256 + 60 = 396mm ， L3 = 60 +160 + 6 = 226mm ，L4 = 48 + 60 - 6 = 102mm 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。计算出危险截面的MH , MV , M ,记录与表中。表3-11 力矩表载荷水平面H垂直面V支反力FNH 1 = 1326.16N ；FNH 2 = 1380.58NFNV 1 = 477.35N ；FNV 2 = 507.83N弯矩MH 1 = 132616N mm ；MH 2 = 312011.08N mmMV 1 = 47735N mm ；MV 2 = -114769.58N mmM1 = 132616 + 47735 = 140945.5N mm22总弯矩M 2 =312011.08 +114769.585 = 332449.95N mm22扭矩T = 45840N mm根据选定材料45 钢，调质处理，查表得s-1 = 60MPa 取 = 0.6 ，由公式(3-21)轴的计算应力为sca = 52.12MPa 0.07d ，故取h=17mm ，则-处的直径d- = 108mm ，长度为l- = 22mm 。 根据锥齿轮的啮合条件得： l- = 190mm 取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm ，考虑到箱体的铸造误差，在确定轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离s，取s=8mm ，已知轴承宽度为T = 15mm ，则：l- = 20 + 8 +16 = 44mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表3-12 轴段尺寸表-直径70741087470长度201902228247(3) 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按d- = 28mm 由机械设计表6-116查得平键截面b h = 20mm 12mm ，键槽采用键槽铣刀加工，长依次为56mm,80mm, 32mm ，同时保证了齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮廓与轴的配合为 H 7 。滚动轴承与轴的n6周向定位是由过渡配合来保证的，此处选择轴的直径尺寸公差为m6。(4) 确定轴上的圆角和倒角取轴端倒角为1 45o 。4. 按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。图3-15 受力分析图首先根据轴的结构图做出州的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从机械设计实用手册15中查取a值。对于32905型圆锥滚子轴承， a = 16mm 。因此，作为简支梁的轴承跨距 L1 = 233mm, L2 = 138mm ， L3 = 87.5mm ， L4 = 50.5mm 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。计算出危险截面的MH , MV , M ,记录与表中。表3-13 力矩表载荷水平面H垂直面V支反力FNH 1 = 25761.49N ；FNH 2 = 53298.05NFNV 1 = 8065.7N ；FNV 2 = 18305.5N弯矩MH 1 = 5744812.3N mm ；MH 2 = 2691551.5N mmMV 1 = -1798651N mm ；MV 2 = 924427.8N mmM =5744812.32 +17986512 = 6019801.52N mm总弯矩1M =2691551.52 + 924427.82 = 2845877.06N mm2扭矩T = 2941400N mm根据选定材料45 钢，调质处理，查表16得s-1 = 70MPa 取 = 0.6 ，由公式(3-21)轴的计算应力为sca = 62.7MPa 0.07d ，故取h=20mm ，则-处的直径d- = 144mm ，长度为l- = 10mm 。 根据锥齿轮的啮合条件得： l- = 119mm ， l- = 119mm ，由凸轮厚度可知：l- = 16mm 。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表3-14 轴段尺寸表-直径100113115119144长度251191661071016(3) 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按d- = 100mm 由机械设计基础表6-116查得平键截面b h = 28mm 16mm ，键槽采用键槽铣刀加工，长为80mm ，同时保证了齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮廓与轴的配合为 H 7 。滚动轴承与轴的周向定位是由n6过渡配合来保证的，此处选择轴的直径尺寸公差为m6。(4) 确定轴上的圆角和倒角取轴端倒角为1 45o 。4. 按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。F t 2F tM H 2M HF r 2F rM V 2M VM 2MTT图3-17 受力分析图首先根据轴的结构图做出州的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从机械设计课程设计指导书15中查取a值。对于32905型圆锥滚子轴承， a = 16mm 。因此，作为简支梁的轴承跨距 L1 = 298mm, L2 = 78mm 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。计算出危险截面的MH , MV , M ,记录与表中。表3-15 力矩表载荷水平面H垂直面V支反力FNH 1 = 83175.14N ；FNV 1 = 11891.3N ；弯矩MH = 24786191N mm ；MV = 3436585.7N mm ；总弯矩M =247861912 + 3436585.72 = 25023296.86N mm扭矩T = 13505976.8N mm根据选定材料38CrMoAlA，调质处理，查表得s-1 = 75MPa 取 = 0.6 ，由公式(3-21)轴的计算应力为sca = 32.87MPa 0.07d ，故取h=17mm ，则-处的直径d- = 100mm 。已知齿轮轮廓宽度为74mm ，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮廓宽度，故取l- = 74mm 。 初步选择滚动轴承。因为轴承承受轴向力和径向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d- = 100mm ，由轴承产品目录中选择32920，其尺寸为d DT = 100mm 140mm 25mm ，故d- = 100mm l- = 25mm 。滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。查机械设计使用手册15得32920型轴承的定位轴肩高度h = 4mm ，因此取d- = 104mm 。 取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm ，考虑到箱体的铸造误差，在确定轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离s，取s=8mm ，已知轴承宽度为T = 25mm ，则： l- = 248mm ，l- = 80mm ， l- = 90mm 。取-段的直径为d- = 70mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表3-16 轴段尺寸表-直径7010010410067长度802524811070(3) 轴上零件的周向定位因为齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。按dV -VI = 67mm 查机械设计表6-116查得平键截面b h = 20 12mm ，键槽采用键槽铣刀加工，长为56mm ，同时保证了齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮廓与轴的配合为 H 7 。滚动轴承与轴的周向定位是n6由过渡配合来保证的，此处选择轴的直径尺寸公差为m6。(4) 确定轴上的圆角和倒角取轴端倒角为1 4
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