(完整版)HGMC350横梁的有限元分析说明书毕业设计论文.doc

1、优秀论文审核通过未经允许切勿外传HGMC350横梁的有限元分析姓名： eeee【摘要】 龙门铣床是加工大型工件的专用机床，横梁是其重要的组成部分，它起着连接滑座、拖板等零部件的作用，直接决定了机床的整体性能。本次毕业设计首先利用材料力学的相关原理对横梁的强度和刚度做了理论校核计算，验证其可靠性。其次对横梁部分进行了静态分析，着重分析计算了横梁部件在重力（自重和滑枕重力）作用下的变形，并利用有限元分析对横梁做了结构静力学分析，在不同位置下抽取多个截面，对其内部结构的受力及变形进行了分析比较，从而得出横梁内部筋板布置的改造方案，为该类机床的设计和制造提供理论设计依据。【关键词】：龙门铣床；横梁；有

2、限元；受力；变形；The Finite ElementOf Longmen Milling Machine- HGMC350Name:ee(ee)Tutor:eeAbstract ： Longmen milling machine is a kind of modern machine and often used to machine large workpiece. In the Longmen milling machine, the beam is an extremely important component, it plays a connecting sliding seat,

3、 saddle key parts such as the role, directly determines the overall performance of a machine tool.The graduation project first use of the related principles of mechanical strength and stiffness of the beam theory of checking calculation to verify its reliability. Followed on the part of the beam sta

4、tic analysis, and analyzed to calculate the deformation of the beam components under gravity (weight and ram gravity), and use finite element analysis on the beam structure statics analysis, taken in different locations more section, the internal structure of the force and deformation were analyzed

5、and compared to arrive at the beam layout of the internal ribs rehabilitation programs provide a theoretical design basis for the type of machine tool design and manufacturing.Keywords ： Longmen milling machine； beam； the finiteelement； Force ；deformation目录引 言 . .31龙门铣床介绍 .31.1龙门铣床的定义 . . 31.1.1龙门铣床

6、结构 . . 31.1.2龙门铣床性能特点 . . 31.2介绍数控龙门铣床的几种类型 .31.2.1工作台移动型龙门铣床的特点 .31.2.2龙门移动型龙门铣床的特点 .31.3本章小结 .32横梁特征分析 .32.1横梁的基本特性分析 .32.2对支承件的设计要求 .32.2.1支承件的基本设计要求如下： .32.2.2提高支承件刚度的方法： .32.3横梁的受力变形及措施 .32.4横梁的理论计算 . . 32.4.1常规计算 .32.4.2横梁受力分析 . . 32.4.3横梁的挠度计算 . . 32.5本章小结 .33. 横梁有限元建模与分析 .33.1相关软件分析 . . 33.1

7、.1 ProENGINEER 介绍 . . 33.1.2 ANSYS 介绍33.2 横梁有限元模型建立33.2.1 建立有限元模型 .33.2.2 将横梁模型保存为xt 格式文件33.3 横梁有限元模型的静力学分析33.3.1 划分网格33.3.2 施加载荷约束 .33.3.3 横梁结构静力学分析.33.3.4 结果分析33.5 本章小结3结论及展望 .3致谢3参考文献 .3引 言现代工业化发展的历史证明，制造业是国民经济的动力，我们必须重视制造业的发展。在全球化信息化浪潮的推动下，国际制造业的竞争，归根结底是科技实力的竞争。随着全球经济结构调整和增长方式发生深刻变革，机床行业的市场竞争也将会

8、愈演愈烈，新的格局正在形成。目前，中国的机床产品技术水平和发达国家之间的差距相当大，主要表现为：制造工艺水平差，可靠性低，产品仿制多，创新少，市场竞争力不足，利润低，加工设备落后，数控化率很低，尤其是缺乏高精水平的加工设备，产品精度低，设计周期长，成功率低，试制与修改，产品更新换代慢，且成本高，设计方法落后，机床结构设计尚处于传统的经验、静态、类比的设计阶段，很少考虑结构动、静态特性对机床产品性能产生的影响，以至于不能完全满足国家发展的整体需求，特别是在军工、航天等行业更是需要高端的产品来支持生产。龙门数控机床是机电一体化系统的新型高技术产品，它能高效地、精度稳定地完成较为复杂形面及箱体零件加

9、工。它利用自动换刀和自动更换附件头的特性，在一次装夹中，能够连续地按程序完成曲面体或箱体等复杂零件的加工，并能使工件获得很高的加工精度和表面质量。因此，其广泛应用于铁路、航空航天、桥梁、汽车、军工、造船、化工、印刷、建筑、能源、模具、机械、纺织等行业。因此，研究龙门铣床数控加工技术对整个加工业有着非常重要的意义。横梁是影响整机性能的重要因素，横梁部件主要由横梁、十字滑座、主轴部件等组成，作为移动部件，要求其具有较轻的质量和较高的静态和动态特性，这就给横梁的结构设计带来了巨大的挑战，采用传统经验类比设计的方法已经难以在设计过程中预知横梁乃至整机的结构动静态特性，做到一次性设计成功和结构最优化设计

10、，这就要求在横梁结构设计过程中引入现代设计方法，将有限元分析技术全面应用于机床结构设计。查阅相关资料，国内外龙门式数控机床发展水平、现状如下：在国内，对大型龙门机床的研发设计大都局限于经验类比设计，设计的好坏取决于设计者的经验和参考方案的设计水平。而机床是由许多零部件组成的复杂系统，因此零部件的动静态特性直接影响整机性能。如何提高机床主要结构部件的动静态性能，对于提高机床工作效率有着重要意义。对此，国内学者和技术人员也进行了大量的研究和实践。其中有人提出了应用模糊理论来实现机械结构的优化设计和动力学模型修正。特别是徐燕申教授提出的基于广义模块化设计的机械结构静动态特性分析及优化设计有着重要意义

11、。还有应用BP 神经网络进行结构的动力学修正和优化设计。这些方法对机床结构的优化设计都具有很好的指导意义。提出了以导轨变形量作为结构设计的主要依据，各设计变量对机床动静态性能贡献加权作为结构优化设计的目标函数，同时在结构的参数化设计等方面进行了尝试。北京航空航天大学王延忠、周元子在针对使用直线电机配合滚柱式导轨驱动的新型龙门五面加工中心，采用有限元方法在提取模型特征模态的基础上进一步做了双主轴切削时的频域激励仿真，得到了结构上的薄弱位置和最大切削误差以及相应的切削频率，为该机床的改进以及后续型号的设计提供了动力学特性上的依据。在国外，有很大一部分研究人员都采用有限元分析方法对龙门机床主要结构部

12、件进行最优化设计，并且还科学有效的分析了龙门机床在加工中的颤振问题。如美国 Michigan 大学的 M.Chiredast 和 Jiang 采用动态分析和有限分析元法，提出了以数学模型来模拟龙门机床的联结形式，建立起整台机床的虚拟模型，并对机床各零部件结合面、连接螺栓、焊点等的数量和位置进行拓扑优化设计；ISU 研究中心的研究者T.P.YehLowa 与美国州立大学的学者J.M.Vance 等应用虚拟模拟现实技术对龙门机床的结构形状进行最优化设计。所以，提高我国龙门式数控机床的技术水平，提高产品精度，使我国龙门数控机床逐步走向成熟，努力达到国际先进水平，是我们重要的任务。本次毕业设计针对汉川

13、机床有限责任公司开发设计的某大型龙门机床在实际生产中存在的横梁变形、加工精度低、精度保持性差等问题，以其横梁部件为研究对象，建立三维有限元模型。在考虑重力和切削力的作用下，研究其静态变形；应用有限元分析方法对该部件进行模态分析和动力响应分析，获取系统的固有频率和各阶振型图，并进一步探讨横梁内部结构、尺寸参数变化对横梁滑枕系统整体动态特性的影响，为该类机床的设计和制造提供理论设计依据。1龙门铣床介绍1.1 龙门铣床的定义龙门铣床是具有门式框架和卧式长床身的铣床。它的加工精度和生产率均比较高，适合在成批和大量生产中加工大型工件的平面和斜面。数控龙门铣床还可加工空间曲面和一些特型零件。龙门铣床( 见

14、图 1.1) 由立柱和顶梁构成门式框架。横梁可沿两立柱导轨作升降运动。横梁上有12 个带垂直主轴的铣头，可沿横梁导轨作横向运动。两立柱上还可分别安装一个带有水平主轴的铣头，它可沿立柱导轨作升降运动。这些铣头可同时加工几个表面。每个铣头都具有单独的电动机（功率最大可达150 千瓦）、变速机构、操纵机构和主轴部件（见机床主轴）等。图 1.1龙门铣床示意图加工时，工件安装在工作台上并随之作纵向进给运动。大型龙门铣床（工作台622 米）的总重量达850 吨。龙门铣床还有一些变型以适应不同的加工对象。（ 1）龙门铣镗床：横梁上装有可铣可镗的铣镗头，其主轴（套筒或滑枕）能作轴向机动进给并有运动微调装置 ,

15、 微调速度可低至 5 毫米分。（ 2）桥式龙门铣床：加工时工作台和工件不动, 而由龙门架移动。其特点是占地面积小，承载能力大，龙门架行程可达20 米，便于加工特长或特重的工件外形与龙门刨床相似，区别在于它的横梁和立柱上装的不是刨刀刀架而是带有主轴箱的铣刀架，并且龙门铣床的纵向工作台的往复运动不是主运动，而是进给运动，而铣刀的旋转运动是主运动。在龙门铣床上可以用多把铣刀同时加工表面，所以生产效率比较高，适用与成批和单件生产，用以加工中型和大型工件。龙门铣床的主参数为工作台面宽度。1.1.1龙门铣床结构龙门铣床包括有床身、架设在该床身上的工作台及数控电路控制系统。龙门铣床床身上装设有X 轴导轨，工

16、作台跨越紧固在该床身上。工作台上方活动跨越架设有龙门架，龙门架还包括有：龙门架拖板，龙门架拖板活动夹持于该X 轴导轨上。Z轴导轨，装设于龙门架上。横梁，该横梁装设有一Z 轴拖板，横梁通过该Z 轴拖板而活动夹持于该Z 轴导轨上，横梁上还装设有Y 轴导轨。铣削装置，龙门铣床铣削装置活动装设于该Y 轴导轨上，使该龙门架在数控电路控制系统的控制下，作X、Y、Z 三轴的立体空间铣削加工。该数控龙门铣床具有高精度的铣、钻、镗、削等操作。1.1.2龙门铣床性能特点龙门铣床具有足够的刚性，效率高，操作方便，结构简单，性能全面等特点。龙门铣床适用于各种机械上的大中型黑色金属或有色金属零件的水平平面、垂直平面或斜

17、面沟槽的铣削，铣镗头，还可以进行镗孔和钻孔以及根据用户需要的各类改进，同时承接各类加工与制造。1.2 介绍数控龙门铣床的几种类型现代生产中的数控龙门铣床有两种类型，一种是工作台移动的型式（图1.2a ），另一种是龙门移动的型式（图1.2b ）。图 1.2龙门铣床型式简图在国外名牌厂家生产的产品来看，这两种形式的铣床均有采用，现在分别说明一下他们的特点。1.2.1工作台移动型龙门铣床的特点德国的WALDRICH-SIEGEN(瓦德里希里根 ) 公司是生产工作台移动式数控龙门铣床的典型代表，该公司主要生产的就是工作台移动式的数控龙门铣床，这种铣床的特点是：（ 1）龙门框架的结构是固定的，因此可达到

18、较好的静动刚度。（ 2）加工时纵向切削区域固定在横梁中心，因此能进行大功率切削加工，精加工时能获得较好的加工精度。（ 3）横梁长度近似为工作台宽度的两倍，占地面积大。对大规格的超重型数控龙门铣床，其工作台和横梁由于受起重、运输加工设备能力的限制，工作台和横梁大件分块多，将导致降低支撑系统的整体刚度，增加加工和装备连接的劳动量，提高机床的制造成本。因此，工作台移动数控龙门铣床最大规格一般在5m20m左右。现代工作台移动式数控龙门铣床大都做成双工作台结构，主要是为了缩短装夹的辅助时间。这时两个工作台在横梁上可自动实行快速链接和分开，共同使用同一驱动装置。1.2.2龙门移动型龙门铣床的特点龙门移动型

19、数控龙门铣床又称作桥式数控龙门铣床，生产该形式产品的名牌公司有德国的WALDRICH-COBURG(瓦德里希科堡) 公司， SCHIESS-FRORIEP(希斯福罗瑞普) 公司等。这种铣床的特点是：（ 1）相对于工作台移动型而言，其机床长度小，节省车间面积。（ 2）固定工作台能承受的单位载荷比工作台移动式铣床工作台横梁导轨承受的单位载荷大，所以它可以加工重量集中的工件，对特重的大型工件还可节省装夹时间。（ 3）对超重型数控龙门铣床，龙门移动型式移动龙门的功率比工作台移动型式移动工作台和工件的功率要小，且机床的重量要轻。因此，龙门移动型龙门铣床加工宽度可以大于 5m，加工长度可以大于 30m。1

20、.3 本章小结本章对龙门铣床进行了简要介绍，了解了其结构组成及性能特征，同时对市场现有的龙门铣床形式进行了简单的分析介绍，形成一个总体概念，为后文龙门铣床横梁的设计改造提供参考依据。2. 电机选择2.1 电动机选择2.1.1选择电动机类型2.1.2选择电动机容量电动机所需工作功率为：；工作机所需功率为：；传动装置的总效率为：；传动滚筒滚动轴承效率闭式齿轮传动效率联轴器效率代入数值得：12340.960.9940.97 20.99 20.8所需电动机功率为：Fv1000040Pd0.81000kW 10.52kW100060略大于即可。选用同步转速1460rmin ；4 级 ；型号 Y160M-

21、4. 功率为 11kW2.1.3确定电动机转速取滚筒直径601000vnw125.6r / min5001. 分配传动比（ 1）总传动比(2) 分配动装置各级传动比取两级圆柱齿轮减速器高速级传动比则低速级的传动比2.1.4电机端盖组装 CAD截图图 2.1.4电机端盖2.2运动和动力参数计算2.2.1电动机轴2.2.2高速轴p1pd410.41kWn1nm1460r / minT19550p19550 10.4168.09N mn114602.2.3中间轴p2p101p0 2310.520.990.97 10.10kWn2n11460r / min362.2r / mini 014.03T 2

22、9550p2955010.10263.6Nmn2362.22.2.4低速轴p3p202p1 2 310.100.990.97 9.69kWn3n2362.2i12125.76r / min2.88T 39550p39.699550735.8Nmn3125.762.2.5滚筒轴p4p303p2 24 9.69 0.990.99 9.49 kWn4n3125.76r / mini 23p4T 4955095509.49mn4720 N125.763. 齿轮计算3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2绞车为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度（ GB）。3

23、材料选择。由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280 HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240 HBS，二者材料硬度差为 40 HBS。4选小齿轮齿数，大齿轮齿数。取5 初选螺旋角。初选螺旋角3.2 按齿面接触强度设计由机械设计设计计算公式（10-21 ）进行试算，即3.2.1确定公式内的各计算数值（ 1）试选载荷系数 1。（ 2）由机械设计第八版图 10-30 选取区域系数。（ 3）由机械设计第八版图 10-26 查得，则。（ 4）计算小齿轮传递的转矩。T95.5 105p095.5 105 10.41N.mm6.8 104N.mm1n11460（ 5）由

24、机械设计第八版表 10-7 选取齿宽系数（ 6）由机械设计第八版表 10-6 查得材料的弹性影响系数（ 7）由机械设计第八版图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。13 计算应力循环次数。N160n1 jL h60 1460 128300 156.3 109（ 9）由机械设计第八版图（ 10-19 ）取接触疲劳寿命系数 ; 。（ 10）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数 S=1，由机械设计第八版式（10-12 ）得HK HN1lim 11SHKHN2lim 22S0.9600MPa540MPa0.95550MPa522.5MPa（ 11

25、）许用接触应力H 1H 2531.25MPaH23.2.2计算（ 1）试算小齿轮分度圆直径=49.56mm（ 2）计算圆周速度60d1t n11460 49.563.78m / s1000601000（ 3）计算齿宽及模数d 1t cosm49.56 mmntz1=2mm=20.73（ 5）计算载荷系数K。已知使用系数根据v= 7.6 ms,7级精度，由机械设计第八版图10-8 查得动载系数由机械设计第八版表10-4 查得的值与齿轮的相同，故由机械设计第八版图10-13 查得由机械设计第八版表10-3 查得 . 故载荷系数11.111.41.42=2.2（ 6）按实际的载荷系数校正所算得分度圆

26、直径，由式（10-10a ）得2.249.56349.563 1.37555.11mm（ 7）计算模数55.11 cos140.97 55.11242.22mm243.3 按齿根弯曲强度设计由式（ 10-17 ）2K2mn 3T Y cosYFaYSa21d z1F3.3.1确定计算参数（ 1）计算载荷系数。=2.09（ 2）根据纵向重合度，从机械设计第八版图10-28 查得螺旋角影响系数（ 3）计算当量齿数。1242424z33326.37zV 1cos 140.970.91cosz29797106.59zv 2330.91coscos 14（ 4）查齿形系数。由表 10-5 查得（ 5）查

27、取应力校正系数。由机械设计第八版表 10-5 查得（ 6）由机械设计第八版图10-24c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；（ 7）由机械设计第八版图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数，；（ 8）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S 1.4, 由机械设计第八版式（10-12 ）得FFK1K2FN1FE1SFN2FE2S0.85500MPa303.57MPa1.40.88380 MPa 238.86MPa1.4（ 9）计算大、小齿轮的并加以比较。YFa1Y Sa12.592 1.5960.1363F303.571=由此可知大齿轮的数值大。3.3.2设计计算4(cos14 )

28、232 2.10 6.8 10 0.880.01642m m34.342234.085 1mn20.97m m24 * 1.65对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿面齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取2，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度得的分度圆直径100.677mm来计算应有的齿数。于是由d1 cos55.11 cos14z126.73mn2取，则取3.4 几何尺寸计算3.4.1计算中心距a= z1z2 mn(27109) 2136140.2mm2 cos2cos140.97将中以距圆整为 141mm.3.4.2按圆整后的中心距修正螺旋角arc

29、cos (z1 z2) mnarccos (27109) 2arccos 0.97 14.062a2140.2因值改变不多，故参数、等不必修正。3.4.3计算大、小齿轮的分度圆直径d1z1mn27 25455mmcoscos140.97d 2z2 mn109 2218224mmcoscos140.97a d1 d255 224139.5mm223.4.4计算齿轮宽度bd d 1155.6755mm圆整后取 .低速级取 m=3;由取ad3d490 2612mm 175.5mm2bdd3190mm 90mm圆整后取表1高速级齿轮：称名号代计算小齿轮公式大齿轮模m22数压2020力角分d=227=5

30、4=2109=218度 圆 直径齿顶高齿根高齿h全高齿顶 圆 直径名代称号模m数压力角分d度 圆 直径齿顶高齿根高齿h全高齿顶 圆 直径hf 1 hf 2 (ha c ) m (1 c ) 2表 2 低速级齿轮：计算公式小齿轮大齿轮332020=327=54=2109=218hf 1hf 2(ha c )m (1 c ) 24. 轴的设计4.1 低速轴4.1.1求输出轴上的功率转速和转矩若取每级齿轮的传动的效率, 则p3p202p12310.100.990.979.69kWn3n2362.2i12125.76 r / min2.88T 39550p39.699550735.842Nmn3125

31、.764.1.2求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为d 4m z44101404mmF t2T32735.810003642Nd 4404tanntan 2036420.3639F rF t cos36421366Ncos140.97F aF t tan3642tan14908N圆周力 , 径向力及轴向力的4.1.3初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径. 选取轴的材料为45 钢, 调质处理 . 根据机械设计第八版表 15-3, 取,于是得3p3112 3 9.691123 0.077 47.64mmd min A0n3125.76输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直

32、径. 为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应 , 故需同时选取联轴器型号 .联轴器的计算转矩 ,查表考虑到转矩变化很小 , 故取 ,则:T ca K AT 31.3735842N mm 956594.6N mm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件 , 查标准 GBT或手册 , 选用 LX4 型弹性柱销联轴器 , 其公称转矩为 . 半联轴器的孔径 , 故取 , 半联轴器长度 L=112mm , 半联轴器与轴配合的毂孔长度 .4.1.4轴的结构设计（ 1）拟定轴上零件的装配方案图 4-1（ 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) 根据联轴器为了满足半联轴器的轴向定位要示求,1-2 轴段

33、右端需制出一轴肩 ,故取 2-3 段的直径 ; 左端用轴端挡圈 , 按轴端直径取挡圈直径D=65mm半.联轴器与轴配合的毂孔长度 , 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 1-2段的长度应比略短一些 , 现取 .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 , 由轴承产品目录中初步选取 0 基本游子隙组 、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30313。其尺寸为 dDT=65mm140mm36mm，故；而。3）取安装齿轮处的轴段4-5段的直径；齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为90mm，为了

34、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。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取h=6mm ，则轴环处的直径。轴环宽度，取。4）轴承端盖的总宽度为20mm（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 l=30mm，故取低速轴的相关参数：表 4-1功率转速转矩1-2 段轴长84mm1-2 段直径50mm2-3 段轴长40.57mm2-3 段直径62mm3-4 段轴长49.5mm3-4 段直径65mm4-5 段轴长85mm4-5 段直径70mm5-6 段轴长60.5mm5-6 段直径82mm6-7 段轴长5

35、4.5mm6-7 段直径65mm（ 3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按查表查得平键截面b*12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为L=63mm,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为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为14mm9mm70mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为m6。4.2 中间轴4.2.1求输出轴上的功率转速和转矩p2p101p02310.52 0.990.97 10.10kWn2n11460r / min362.2r / mini014.03T 29550p29550

36、10.10mn2263.6N362.24.2.2求作用在齿轮上的力（ 1）因已知低速级小齿轮的分度圆直径为：dm z435140mm33F t2T22263.61000d 31403765Ntann3765tan 2037650.3639F rF t coscos141412N0.97F aF t tan1412tan14352N（ 2）因已知高速级大齿轮的分度圆直径为：d 2m z23133399m mF t2T 22263.610001321Nd 2399tanntan 2013210.3639F rF t cos1321495Ncos140.97F aF t tan495tan14123

37、N4.2.3初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径. 选取轴的材料为45 钢 , 调质处理 . 根据表15-3,取 , 于是得：3p2112310.1030.027 33.6mmd min A0n2112362.2轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径。图 4-24.2.4初步选择滚动轴承 .（ 1）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 , 由轴承产品目录中初步选取 0 基本游子隙组 、标准精度级的单列圆锥滚子轴承。其尺寸为 dD*T=35mm72mm18.25mm，故，；（ 2）取安装低速级小齿轮处的轴段 2-3 段的直径 ；齿轮的左端与左

38、轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 95mm，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。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取h=6mm，则轴环处的直径。轴环宽度，取。（ 3）取安装高速级大齿轮的轴段 4-5 段的直径齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 56mm，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。4.2.5轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按查表查得平键截面b*14mm。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，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的

39、连接，选用平键为14mm9mm70mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为m6。中间轴的参数：表 4-2功率10.10kw转速362.2rmin转矩263.61-2 段轴长29.3mm1-2 段直径25mm2-3 段轴长90mm2-3 段直径45mm3-4 段轴长12mm3-4 段直径57mm4-5 段轴长51mm4-5 段直径45mm4.3 高速轴4.3.1求输出轴上的功率转速和转矩若取每级齿轮的传动的效率, 则p1pd410.41kWn1nm1460r / minT 19550 p1955010.4168.09N mn114604.3.2

40、求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为F t2T1268.09 1000d1721891.38Ntann1891.38tan 201891.38 0.3639709.55NF rF t coscos140.97F aF t tan1891.38tan141891.380.249 470.95N4.3.3初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径. 选取轴的材料为45 钢 , 调质处理 . 根据表15-3,取 , 于是得：3p13 10.4133d min A0n111214601127.13* 10112 1.924 0.1 21.54mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的

41、直径. 为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应 , 故需同时选取联轴器型号 .联轴器的计算转矩, 查表 , 考虑到转矩变化很小 , 故取 ,则:T ca K AT 11.368090N mm 88517N mm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件 , 查标准 GBT或手册 , 选用 LX2型弹性柱销联轴器 , 其公称转矩为 560000 . 半联轴器的孔径 , 故取 ,半联轴器长度L=82mm ,半联轴器与轴配合的毂孔长度 .4.4 轴的结构设计4.4.1拟定轴上零件的装配方案图 4-34.4.2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 轴器的轴向定位要示求 ,1-2 轴段右端需制出一轴肩 , 故取 2-3段的直径 ; 左端用轴端挡圈