机械设计课程设计说明书黑药膏的自动生产线

1、编号： 机械设计课程设计说明书题 目： 黑药膏自动生产线黑药膏自动生产线 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 年 1 月 19 日前言前言随着时代的发展，我们渐渐进入了科技时代，人们的生活节奏也也越来越快。人们大部分时都是坐在电脑前面劳作，开车等，由此引起的腰间盘突出，骨质增生颈椎病等症。黑药膏是祖国传统的外用膏药，便携，见效快，对骨质增生颈椎病、腰椎间盘突出、老年退行性膝关节炎、椎管狭窄和跌打损伤等关节病进行穴位贴敷治疗，平均用药 6 天的总有效率达 97.7，对顽固性骨科疾病治疗时间大大缩短，患者用药 24小时

2、内明显见效，部分患者贴敷一晚上可使疼痛减轻。所以黑药膏越来越得到人们的青睐。但传统膏剂的制备方法存在一个非常严重的高温破坏中药有效成份的问题，既降低了疗效，又浪费了药材。我们经过思考，我们把装料箱做成恒温箱，保持膏药的熔融膏状，使之易于落料成型；并且落料的量经过严格计算，节约了药材降低成本。整个生产线可以实现从取料落料、充填成型、包装的全过程的自动化，速度快，精度准确，无需调节走空，一部到位，省时省成本，既提高产量又省人工。我们的黑药膏生产线分成落料装置、冲压成型装置、包装、剪断、传带运送四个基本装置组成。落料采用定量泵定量法，将一定量的药膏通过针活塞的运动作用进入落料管；成型包装则利用针凸轮

3、的运动轨迹特征，配合传带传输药膏的速度制作凸轮机构，用冲压方法使之成型；再有上层胶布下压包装；最后剪断；传送带传送整个过程。目 录第一章第一章.31 产品功能的的设计要求.32 黑药膏自动生产的机构设计.22.1 机构转化功能图 .22.2 机构的方案构思与评定、选择 .43 机构尺寸的设计过程与计算.73.1 传送带压轮的设计 .93.2 冲压曲柄滑块的设计 .103.3 凸轮轮廓曲线的确定 .113.4 凸轮的回转体平衡设计 .144 各机构的动态运动分析.154.1 曲柄滑块的运动仿真信息 .154.2 凸轮的运动仿真分析如图： .16第二章第二章.18一、一、电动电动机的机的选择选择.

4、18二、二、传动传动装置的装置的总传动总传动比及其分配比及其分配.20三、三、计计算算传动传动装置的运装置的运动动和和动动力参数力参数.20四、四、传动传动零件的零件的设计设计及及计计算算.221、带传动的设计 .222、齿轮传动的设计 .263、轴的设计 .294、键的设计 .335、轴承的设计 .34第一章第一章1 产品功能的的设计要求产品功能的的设计要求黑药膏自动生产线具有：自动化程度高、结构紧凑、占地少、投资省、节能、运行可靠，成品破碎率低，降低成本，设备维护费用低，改善操作环境等优势，特别是挤出量的控制，提高了生产效率和药膏的充分利用以及每一块药膏的含量误差要在 5%以内，生产时不损

5、害药膏的药效。2 黑药膏自动生产的机构设计黑药膏自动生产的机构设计为了实现该生产线的自动化程度，我们从生产的来料开始设计，用传送带把加热的显黏稠状的药膏送首先送到冲压机构成形，然后再送到剪断机构出成品。具体的机构框图如图所示：2步进传送带机构下料机构冲压机构剪断机构构黑药膏的自动生产线2.1 机构转化功能图机构转化功能图由所需的机构我们设计出机构的功能元图，以便为后面的设计提供思路。由该机构功能元图，我们在设计时联想到常见的一些功能元机构，如下图所示：3表 1-1传动原传动原理理推拉传动原理推拉传动原理 机构机构 功能功能连杆机构连杆机构凸轮机构凸轮机构螺旋，斜面机构螺旋，斜面机构传动原传动原

6、理理啮合传动原理啮合传动原理摩擦传动原理摩擦传动原理流体传动原理流体传动原理 机构机构功能功能齿轮机构齿轮机构摩擦轮机构摩擦轮机构流体机构流体机构4 2.2 机构的方案构思与评定、选择机构的方案构思与评定、选择从上面对机构功能元图和常见的一些机构，通过排列组合，我们可以得到许多方案，在众多方案之中我们选定了两组方案进行讨论：方案一：图 1-11 药膏底布 2 油纸 3 料槽方案二：5图 1-2以下是以下是对对方案一、二的方案一、二的设计讨论设计讨论：相同点：由于整条生产线相对较长，所以在各各机构之间都采用同步带传动，这样不可以实现远距离的传动，同时还可以起缓冲机构的冲击作用。传送带都是直接采用

7、黑药膏的基料-布为传送体，这是由于这种布料有一定的韧性，能够满足传送的要求。传送带都是采用槽轮式间歇机构实现间歇传动。在下料机构中方案一、二都是采是定量泵定量的方法去下料。不同点：在下料机构中定量泵定量的机构不一样。方案一是用两个曲柄滑块机构的相互配合实现，而方案二是用两个凸轮推杆机构来实现。冲压和剪断的机构不一样。方案一是用典型的六杆冲压机构，而方案二是用两个曲柄滑块机构。在剪断机构中方案二增加了一对齿轮和槽轮机构。对对方案一、二方案一、二优优缺点缺点评评定定：在下料机构中方案二用两个凸轮相互协调控制下料，根据凸轮的特点，我们只要简单地改变凸轮的轮廓曲线就可以改变下料量，而且下料比方案一的精

8、度要高，但由于加工凸轮不易，所以制造成本相对会变高。在冲压和剪断机构中，方案一用了六杆的冲压增力机构，这种机构机械增益大，能获得良好的力学性能。但由于增多了杆件，成本会高，同时机械尺寸相对较大，机械显得大而笨重。在剪断机构中，方案二用了槽轮和齿轮，使得剪断具有间歇运动。同时齿轮之间的传动比大，能使小齿轮获得较高的速度，这有利于在剪断时增大剪力，防止剪切不完全，有连布丝的现象。6在传送运布带的两个压轮中，方案二采用上下用两对齿轮联接起来，使得上下两个压轮都具动力，这对传送布料有利。最终方案的确定，我们作了综合考虑选择方案二来设计。步进传送带机构下料机构冲压机构剪断机构构采用槽轮机构，将拨盘的连续

9、转动机构变为间歇转动，从而带动布料。用定量泵定量原理，运用两个凸轮同时控制物料的进出，只需改变凸轮的轮廓就可以改进物料的进出量。用曲柄滑块机构，将轴的转动转变为滑块的往复运动。黑药膏的自动生产线用槽轮间歇机构，以大凸轮带动小凸轮，增大传动比，小齿轮再串联曲柄滑块，从而实现剪断刀的间歇与快速剪切功能。3 机构尺寸的设计过程与计算机构尺寸的设计过程与计算为了设计好合格的黑药膏尺寸，我们作了简单的模拟生产的整过程，如图所示：从市场上购买的黑药膏7 最终我们确定了机构的运动循环图，上面标明了我们在主轴转过多少角度时各个机构的运动情况，这是我们后续设计的依据。只有根据这个循环图，设计出来的各个机构才能协

10、调地工作。8图 1-33.1 传送带压轮的设计对压轮来说，最重要的是设计它的直径有多大？这就要根据我们的黑药膏的直径来确定。因为传送带是采用间歇运动的，它的运动时间我们设计为主轴回转周期的 1/4，这也就是说我们的压轮转过 1/4 时就要传过一个黑药膏的直径，为了冲压和剪断时方便，我们在直径的大小再给多点余量，由于药膏的直径为 90mm,所以我们设计每进 100mm就传送一个产品。由些可得压轮半径 c=2r 1/4*c100得 r64mm93.2 冲压曲柄滑块的设计为了使制造和安装方便，我们设计是对心的曲柄滑块机构，同时满足上述工作循环图，我们设计曲柄滑块最大的行程为 50mm，根据曲柄滑块知

11、识，我们可知曲柄长度为50/225mm.。我们知道，对心的曲柄滑块机构的最小传动角出现在曲柄 ab 与机架垂直的位置。为了最小传动角大于 30 度。则 030sinlab 得50l我们取mm。70labc103.3 凸轮轮廓曲线的确定凸轮轮廓曲线对下料的精度极其重要，如何设计下料量，如何画出廓线是本次设计的要点与难点。对凸轮行程 h 的确定由我们对下料药膏的量为 2714mm ,那么根据3hrv2得mmh24图 1-4运动规律最大速度最大加速度最大跃度适用场合等速运动1.00低带轻载等加速等减速2.004.00中速轻载余弦加速度1.574.93中速重载正弦加速度2.006.2839.5中高速轻

12、载五次多项式1.885.7760.0高速中载由表可知正弦加速度规律曲线是无刚性也无柔性冲击，所以我们选正弦加速度曲线，再根据运动循环图得 0009002900900190024mmh 11再在三维软件 ug nx 中编写好参数，直接建模即得凸轮的轮廓，如图所示：图 1-512当在最大压力角满足的情况下我们改变凸轮半径进行曲率分析得到的结果如上图所示，第一个比第二个凸轮曲率连续得好，运动时更平稳，所以我们选择第一个凸轮。133.4 凸轮的回转体平衡设计如右图所示，凸轮所具有的偏心质量是 m，它的回转半径为 r ,方向如图所示，转子角速度为 w, 则它的偏心质量所产生的离心惯性力为： fi=miw

13、2ri i=1为了平衡这离心惯性力，可在转子上加一平衡质量 mb，使其产生的离心惯性力 fb与偏心质量的离心惯性力 f 平衡。所以静平衡的条件是： f=fi+fb=0 (6-2)设平衡质量 mb的矢径为 rb,则(6-2)可化为 m r +mbrb=0平衡质径积 mbrb的大小和方位，由 fx=0fy=0 有 (mbrb)x= - miricosi (mbrb)y= - mirisini则平衡质径积得大小为 mbrb= (mbrb)2x+(mbrb)2y 初始设计建模过程：14在 ug 中可以查到质心的位置及其它相关信息因为 m=0.281kg r=12.58mm =0 为平衡凸轮可以在 rb

14、=20mm 处减去质量 mbmb=0.1767kg已知，凸轮厚度为 10mm, 钢的密度为 =7.8103kg/m3则挖空的半径 r 为r=（mb/10）=28.86mm154 各机构的动态运动分析各机构的动态运动分析4.1 曲柄滑块的运动仿真信息曲柄滑块的运动仿真信息164.2 凸轮的运动仿真分析如图：凸轮的运动仿真分析如图：17第二章一、一、电动电动机的机的选择选择设计计算及说明结果181 1电动机功率的选择电动机功率的选择本机器主要包括三大块功能：牵引机构、冲压截断机构、下料机构，所以计算功率时分三大块来计算初功率。1 1）牵引机构功率牵引机构功率 p1p1：此机构主要是橡胶滚筒与药膏布

15、料之间的静摩擦力的作用消耗，由相关资料查得橡胶与布料之间的摩擦系数 1.6 如图：由设计要求每秒钟要有 8 个产品可算出： n=得：ldnn=2(r/s)=120(r/min)dnl1281008其中：n 为生产率，d 为橡胶滚筒的直径，l 为黑药膏的长度：根据公式 p=fv=fr=2rnnf在 ug 软件中初步测量出牵引滚筒的质量为 m=1.95kg,再加上弹簧的预紧力 f=10n所以=29.5nnf则 p=18.98(w)19w25 .296 . 1106414. 323查询结果如图所示：1.61.6n=120(r/min)120(r/min)nf =29.5np=19w19w19计算出牵

16、引滚筒的 p 后，还要看具体的支撑与传动情况，最终算出p1=?查表得：一对滚动轴承传动效率=0.980.995 v 带传动效率为z=0.940.97v圆柱齿轮闭式的传动效率为=0.960.98cp=p1zzzczvvv所以 p1=25.8(w)2)冲压与截断机构的功率计算冲压与截断机构的功率计算由于冲压与截断机构是一个曲柄滑块机构，在工作运动时速度是周期性变化的，所以在计算功率时取平均速度=1.85(m/s),vw=0.65*1.85*1.85/2=1.1(w)221mvp2=w/t=1.1/3=0.37 p3=p2=0.37 所以=p2+p3=0.37*2=0.74p则=/()0.86(w)

17、23ppzvv3)下料机构功率计算下料机构功率计算由参考资料包装机械设计查得大约功率为 p4=200w由此，将三大机构的功率加起来得总消耗功率=p1+p4=25.8+0.86+200=226.66(w)总p23pp1=25.8(w)p1=25.8(w)23p =0.86wp4=200w总p =226.66w20212 选择电动机的转速选择电动机的转速由于考虑到在同一类型、功率相同的电动机有多种转速，转速越低，其价格就越高，所以选择电动机的转速为 1400r/min。3 确定电动机的型号确定电动机的型号根据选定的电动机的功率、转速，考虑到安装的方便，由机械设计手册查得：型号: ao2-7114额

18、定功率/w: 250额定电压/v: 380满载时|电流/a: 0.83满载时|转速/(r/min): 1400满载时|效率(%): 67满载时|功率因数: 0.68转子铁心/mm)|外径: 110转子铁心/mm|内径: 67转子铁心/mm|长度: 50气隙长度/mm: 0.25槽数|定子: 24槽数|转子: 30定子绕组|线规/mm: 1-0.4定子绕组|每槽匝数: 188定子绕组|每相串联匝数: 1504定子绕组|节距: 27堵转电流/额定电流: 6.0堵转转距/额定转距: 2.2最大转距/额定转距: 2.4ao2-7114 为为所选电机所选电机二、二、传动传动装置的装置的总传动总传动比及其

19、分配比及其分配设计计算及说明1 计算总传动比计算总传动比由电动机的满载转速（所选电机的额定转速 n=1400r/min）和工作机主mn动轴的转速（可以由图 1-3 确定）可确定传动装置的总传动比wn=1400/4802.9wmnni 2 合理分配传动比合理分配传动比由于只设计一级传动，所以9 . 21ii=2.99 . 21i22三、三、计计算算传动传动装置的运装置的运动动和和动动力参数力参数设计计算及说明1 各轴的转速各轴的转速 n(r/min)8 .4828 .4824 .2418 .4828 .4824 .2418 .4828 .482140098765432nnnnnnnnni2 各轴

20、输入功率各轴输入功率 p(kw)各轴输入功率分别为85.55212116.3798. 08 . 040.47.40.4798. 094. 091.10221.2115.2098. 096. 03 .4098. 096. 03 .4098. 08 . 02191.10298. 094. 02143.22398. 094. 055.242.55.24298. 099. 0250.2986767363645342312012011pppppppppppppppppeded3 各轴输入转矩各轴输入转矩 t()mn 233986.08.4821015.2095509550192.34.241103.40

21、95509550035.28.4821091.10295509550419.48.4821043.22395509550655.114001055.2429550955035553444333332223111nptnptnptnptnpt105. 1105. 18 .4821085.5595509550977. 24 .241106 .3795509550975. 08 .482104 .479550955089388837773666ttnptnptnpt参数轴 1轴 2轴 3轴 4轴 5轴 6轴 7轴 8轴 9转速1400428.8428.8241.4428.8428.8241.4428

22、.8428.8功率(w)242.55223.43102.9140.320.1547.437.1655.8555.85转矩n.m1.6554.4192.0353.1920.3990.9752.9771.1051.105四、四、传动传动零件的零件的设计设计及及计计算算1、带传动的设计（带的设计）设计计算及说明12v结果1）设计功率29. 024255. 02 . 1pkpad为工况系数ak0.29dp24p 为传递的功率2）选定带型根据t 和查得：选用 z 型带29. 0dp14001n3）传动比 i 的计算9 . 28 .482/140021nni4）小带轮的基准直径的确定按表普通和窄 v 带轮

23、（基准宽度制）直径系列 、 窄 v 带轮（有效宽度制）直径系列选定，mmd5015）大带轮的基准直径的确定根据公式 再按表普通和窄8 .142)015. 01 (509 . 2)1 (12didv 带轮（基准宽度制）直径系列 、 窄 v 带轮（有效宽度制）直径系列选定mmd14026）带速的验算5 . 31000606 . 3100060222111ndvndv7）初定轴间距由得：)(2)(7 . 021021ddadd3801330 a8）所需基准长度mmaddddald72.7964)()(2202122100查普通 v 带的基准长度系列（摘自 gb/t 11544-1997）得mmld8

24、00选用 z 型带i=2.9mmd501mmd1402mmld800259)实际轴间距mmllaadd247200安装时所需要最小轴间距mmlaad235015. 0min张紧或补偿伸长所需最大轴间距mmlaad27103. 0max10)小带轮包角计算1593 .57180121add11）单根 v 带传递的额定功率 根据带型、和查表各种类型 v 带的额定功率得：1d1n16. 01p12）传动比 i 不等于 1 的额定功率增量03. 01p13）v 带的根数2)(11ldkkpppz：小带轮包角修正系数，查表“小带轮包角修正系数”得=0.96kk:带长修正系数，查表“带长修正系数”得=0.

25、86lklk14)单根 v 带的预紧力计算04.3315 . 250020mvzvpkfdm-v 带每米长的质量（查表“v 带每米长的质量 m”得 m=0.06kg/m15)作用在轴上的力97.1292sin210zffr16）带轮的结构和尺寸设计a=247mm=235mmmina=271mmmaxa16. 01p03. 01pz=204.330frf97.12926见图（？）用同样的方法计算出其它的带设计的相关数据结果1）带）带的设计的设计23v一、初始条件 传动功率 p 为：0.22343(kw) 主动轴转速 n1 为：482.8(r/min) 从动轴转速 n2 为：482.8(r/min

26、) 传动比 i：1 二、选定带型和基准直径 设计功率 pd:0.27(kw) 带型:spz 型 小带轮基准直径 dd1:140(mm) 小带轮基准直径 dd2:140(mm) 三、轴间距的确定 初定轴间距 a0:295(mm) 所需基准长度 ld:1120(mm) 实际轴间距 a:340(mm) 四、额定功率及增量的确定 单跟 v 带传递的额定功率 p1:0.22(kw) 传动比 i1 的额定功率增量 p1:0.01(kw) 五、带速、包角和 v 带根数 带速 v:3.54(m/s) 小带轮包角 :180() v 带的根数 z :2 六、各项力的计算 v 带每米长的质量 m:0.06(kg/m

27、) 单跟 v 带的预紧力 fo:29.35(n) 作用在轴上得力 fr :117.4(n)2）带）带的设计的设计36v一、初始条件 传动功率 p 为：0.10291(kw) 主动轴转速 n1 为：482.8(r/min) 从动轴转速 n2 为：482.8(r/min)27 传动比 i：1 二、选定带型和基准直径 设计功率 pd:0.12(kw) 带型:spz 型 小带轮基准直径 dd1:140(mm) 小带轮基准直径 dd2:140(mm) 三、轴间距的确定 初定轴间距 a0:258(mm) 所需基准长度 ld:1000(mm) 实际轴间距 a:280(mm) 四、额定功率及增量的确定 单跟

28、v 带传递的额定功率 p1:0.22(kw) 传动比 i1 的额定功率增量 p1:0.01(kw) 五、带速、包角和 v 带根数 带速 v:3.54(m/s) 小带轮包角 :180() v 带的根数 z :1 六、各项力的计算 v 带每米长的质量 m:0.06(kg/m) 单跟 v 带的预紧力 fo:26.18(n) 作用在轴上得力 fr :52.36(n)2、齿轮传动的设计设计计算及说明结果281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）由于该机器运动速度不是很高，是一般机器，选用 7 级精度（gb/10090-88）3)材料选择。由表查得选择小齿材料为 40cr(调质)

29、，硬度为 270hbs，大齿轮材料为 45 钢(调质)，硬度为 230hbs，二者材料硬度相差 40hbs。4）选择小齿轮的齿数为511z因为传动比为 1，所以512z2.按齿面接触强度计算数值由设计计算公式进行试算，即3211132. 2hedtzktd(1)确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数1 . 1tk2）计算小齿轮传递的转矩975. 01t3）由表查得选取齿宽系数2 . 0d4）由表查得材料的弹性影响系数218 .189 mpaze5）由图表近齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；mpah6001lim大齿轮的接触疲劳强度极限mpah5502lim6）计算应力循环次数911109

30、. 1)1530082(18 .4286060hjlnn922109 . 1)1530082(18 .4286060hjlnn7）由表选取接触疲劳寿命系数 90.01hnk95. 02hnk8）计算接触疲劳许用应力取失效率为 1%，安全系数 s=1 得：29mpaskmpaskhhnhhhnh5 .52255095. 05406009 . 02lim221lim11(2)计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值td1h75. 25 .5228 .1892 . 02975. 01 . 132. 2132. 2323211hedtzktd2）计算圆周速度 vsmndvt/87. 2100060

31、8 .428128100060113）计算齿宽 b6 .251282 . 01tddb4）计算齿宽与齿宽之比hb模数： 509. 211zdmtt齿高：645. 525. 2tmh53. 4645. 56 .25hb5）计算载荷系数根据 =2.87m/s,7 级精度，查表得动载系数；v1 . 1vk直齿轮，;1fhkk查得使用系数：1ak由表查得用插值法得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，。10. 1hk由，查得;故载荷系数：53. 4hb10. 1hk062. 1fk21. 1hhvakkkkk6）按实际的载荷系数校正所算得的分度直径得：1 . 1vk11fhkk1ak10. 1hk

32、0 . 1fk30838. 21 . 121. 175. 23311ttkkdd3.按齿根弯曲强度设计按弯曲强度的设计公式为： 32112fsafadyyzktm（1）确定公式内的各计算数值1）同表查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强mpafe5001度极限；mpafe38022）弯曲疲劳寿命系数；88. 0,85. 021fnfnkk3）计算弯曲疲劳许用应力由弯曲疲劳安全系数 s=1.4,得： 86.2384 . 138088. 057.3034 . 150085. 0222111skskfefnffefnf4）计算载荷系数 k1 . 1111 . 11ffvakkkkk5)查取齿形

33、系数32. 221fafayy6）查应力校正系数70. 121sasayy7）计算大、小齿轮的并加以比较fsafayy01651. 086.2387 . 132. 201299. 057.3037 . 132. 2222111fsafafsafayyyy（2）设计计算m0.163116. 00165. 0512 . 0975. 01 . 1232m4几何尺寸计算（1）根据结构要求，同时也满足了接触强度和弯曲强度要求的前提下取：12821dd（2）计算中心距128221dda（3）计算齿轮宽度6 .251282 . 01dbd取，6 .301b6 .252b5.结构设计及绘制齿轮零件图见图（04

34、）12812821dd128ab=25.63、轴的设计设计过程及说明结果1.轴的初始条件的计算1）求输出轴上的功率 p，转速 n,和转矩 tp(kw)n(r/min)t(n.m)0.22343428.84.4192求作用在轴上的力因为轴连接的是皮带轮，所以只受到径向力的作用，由皮带设计算得rf97.129rf3. 初步确定轴的最小直径先按公式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。查几种轴用材料的及 a 值得轴的材料: 45 /mpa: 3040 a: 118107取，于是得：1100a85. 88 .42822343. 0110330minnpad9 .129rf最小直径3

35、2输出轴的最小直径显然是安装联轴器处理的直径。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【工作情况系数】，考虑到转矩tktacaak变化很小，故，则3 . 1ak7447. 5419. 43 . 1tktaca按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 gb/t 50142003cat或手册，选型号: lt2公称转矩 tn/(nm): 16许用转速n|铁(r/min): 5500许用转速n|钢(r/min): 7600轴孔直径 d1、d2、dz|铁(mm): 12、14轴孔直径 d1、d2、dz|钢(mm): 12、14轴孔长度|y 型|l(mm

36、): 32轴孔长度|j,j1,z 型|l1(mm): 20轴孔长度|j,j1,z 型|l(mm): 轴孔长度|l(mm)推荐: 35d|(mm): 80a|(mm): 18重量|(kg): 1.2转动惯量|(kgm2): 0.0008许用安装补偿|y(mm): 0.1许用安装补偿|: 454.轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案，如图所示2）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,所以 d=143）初步选择滚动轴承。因轴只受有径向力作用，故选用单列常用的深沟轴承。参照工作要求并根据 dii=62mm，由轴承产品目录中初步选取85. 8mind联轴器型号：lt233基本

37、尺寸/mm|d: 12基本尺寸/mm|: 28基本尺寸/mm|b: 8安装尺寸/mm|da (min): 14.4安装尺寸/mm|da (max): 25.6安装尺寸/mm|ra (max): 0.3其他尺寸/mm|d2 : 17.4其他尺寸/mm|d2 : 23.8其他尺寸/mm|r (min): 0.3基本额定载荷/kn|cr: 5.10基本额定载荷/kn|c0r: 2.38极限转速/(r/min)|脂: 20000极限转速/(r/min)|油: 26000重量/kg|w : 0.022轴承代号|60000 型: 6001由此可以知道轴肩的高度，所以 diii=254）根据安装带轮处的轴段

38、 ivv 的直径=18mm；齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 6mm，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 l=24mm。带轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h0.07d，故取 h=6mm，则轴环处的直径 d=25mm。轴环宽度b=12mm。5.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置是，应从手册中查取 a 值。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图,如图所示：34从轴的结构简图以及弯矩和扭矩图可以看出与皮带轮配合的中间截面是轴的危险截面。现将计算出危险截面处的、及 m 的值列于下表hmvm载荷水平面 h 垂直面 v支反力

39、f=0n, =0n1nhf1nhf=69.25n , =60.6n1nvf2nvf弯矩 m=0n.mmhmmmnmv.5 .2908总弯矩m=2908.5n.mm扭矩 tt=4419n.mm6.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的强度。根据公式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取 a=0.6，轴的计算应力:75. 84506 .3935182)5 . 318(5 . 3632186 .39352)(32)44196 . 0(5 .2908)(23232222dtdbtdwtmca前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表【轴

40、的常用材料及其主要力学性能】查得。因此 ，故安全。mpa601ca17.轴的结构尺寸设计见图（01）75. 8ca4、键的设计设计过程及其说明结果1. 选择键联接的类型和尺寸35一般 8 级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（a 型） 。根据 d=18mm 从表 6-1 中查得键的截面尺寸：宽度 b=6mm，高度h=6mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长 l=18mm（比轮毂宽度小些） 。普通平键(摘自 gb/t1095-2003，gb/t1096-2003)轴径 d: 1722键的公称尺寸|b(h8): 6键的公称尺寸|(h8)h(11)

41、: 6键的公称尺寸|c 或 r: 0.250.4键的公称尺寸|l（h14）: 1470每 100mm 重量kg: 0.028键槽|轴槽深 t|基本尺寸: 3.5键槽|轴槽深 t|公差: (+0.2,0)键槽|毂槽深 t1|基本尺寸: 2.8键槽|毂槽深 t1|公差: (+0.2,0)键槽|圆角半径 r|min: 0.16键槽|圆角半径 r|max: 0.252. 校核键联接强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压应力=100120mpa，取其平均值，=110mpa。键的工作长度 l=l- p pb=18mm-6mm=12mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5*6mm=3mm。由于（6-1）可得 =110mpampakldtp6 .131812310419. 4210233 p所以该键的选择是正确的，键的标记为：键 a6*6gb/t 10962003（一般 a 型键可不标出“a” ，对于 b 型或 c 型键，需将键标为“键 b”或“键 c” ）bxh