转臂式加速度过载模拟实验台结构设计与分析

1、南昌航空大学科技学院学士学位论文 转臂式加速度过载模拟实验台结构设计与分析 1 前言1.1选题的依据及意义：现代军事、国防领域对火工品飞行器的机动性要求很高。火工品的机定性越好，对其整体强度要求及越高，承受机动过载的能力越强。为保证火工品的产品的质量和可靠性，必须进行火工品的地面过载实验，对火工品在法向加速度作用下的性能进行评价，用于指导产品设计与质量控制。离心加速度实验装置就是在地面上测试过载情况下火工品飞行器(如导弹等)某些性能的一种专用设备。例如，飞机在作水平盘旋机动时所受的力与角加速度有直接关系，质量大的飞机由于有受力极限角加速度就不能太大，而质量小的飞机在同样的受力极限上可以达到更大

2、的角加速度，也就是说可以转的更快，转弯半径更小，水平机动性能更好。 离心试验台是由电机驱动带动实验台转动，从而通过测算轴的转速计算出加速度的试验装置，此外，还可以将样品进行分离。实验室用试验台的处理里量较小，体积和重量也较小，但分离的精确度较好，主要用在实验室中的分离提取与分析研究中。由于其功能的独特性，广泛应用干生物医学、石油化工、农业、食品卫生、航空工业等领域，它利用不同物质在离心力场中沉淀速度的差异，实现样品的分析分离。1.2国内外研究概况及发展趋势（含文献综述）：转臂式离心过载模拟实验台是通过传动系统使固定在旋转架上的发动机转动而产生离心力，在过载情况下测试其某些性能参数的变化情况，主

3、要用于航天航空等领域的科学研究。普通的离心机装置是靠不同物质的沉降系数的不同，在一定的离心力的作用下，将不同的物质分离出来。即它是通过离心运动中不同比重的物质所受离心力不同，因而被分离开来，在工业生产中，离心机基本上属于后处理设备，主要用于脱水、浓缩、分离、澄清、净化及固体颗粒分级等工艺过程，它是随着各工业部门的发展而相应发展起来的。至目前为止,在加速度对发动机性能的影响方面,人们主要进行了由火箭自旋引起的横向加速度对推进剂药柱产生的加速度效应研究,即燃速增加导致发动机内弹道性能发生畸变,影响发动机的正常工作。这方面,国内外学者进行了大量的试验研究和理论分析工作,并取得了重大进展。然而，某飞行

4、试验的结果发现，由自旋产生的横向加速度与由导弹机动飞行产生的横向加速度对发动机工作产生影响的侧重面是有较大差别的，后者对发动机内绝热层烧蚀的影响最为突出，而且长期被人们所忽视，国内外至今缺乏对其的研究资料已有专家设计了实验发动机与实验装置,进行了一系列飞行固体火箭发动机横向过载模拟试验,获得了不同加速度下发动机内绝热层烧蚀率定量化的试验数据。验证了横向加速度严重影响局部绝热层烧蚀的事实。机理分析表明,此种结果是由于横向加速度作用下燃气中Al2O3液态粒子偏离发动机中心线,沿离心力方向大量沉积所致。此项研究为相关的工程设计提供了基础性的依据。离心试验台不仅在调速技术方面取得进展，而且随着制造和应

5、用技术的发展，在多功能和自动化方面也有长足进步，如可变速率起制动、程序变速、直接输入离心力、操作程序的存储和调用、仪器状态的自动诊断、要求尽可能全的显示离心机的参数和状态信息、更加完善的安全保护功能等，有些功能不仅是锦上添花，而且直接影响离心效果，如可变速率起制动和程序变速可以改善区带离心效果和缩短离心时间等。从离心试验台制造业整体来看，不可否认的是，我国离心试验台制造行业的整体水平与国外的离心试验台的制造、新技术研发、尤其在整机可靠性、稳定性、使用寿命、装配精度、操作的灵活性、人性化、以及某些新技术的应用（主要是是新概念的应用）等方面等方面还存在一定的差距。但我国离心试验台工业已经有部分厂家

6、、在某些技术、性能方面，已经达到了国际先进水平，在某些专项技术上甚至已经超过了部分国外品牌。目前国内离心试验台制造商主要从多方面考虑进行设计、改进，使我国的卧螺离心试验台新技术应用、生产技术等方面得到进一步提高。离心试验（过载试验、恒定加速度试验、恒加速度试验、加速度试验）一般可分为两类：第I类为性能试验，用以验证设备功能适应使用加速度环境的能力；第II类为结构试验，用以验证设备结构承受使用加速度环境的能力。如无明确规定，设备一般应进行这两类试验，在通过所规定各方向的性能试验考核后，再作各方向结构试验的考核。1.3论文的主要内容设计一个测量离心加速度的立式转台，待测件重量15kg，直径90-1

7、20mm，长度900-1200 mm，最大离心加速度70g。要求转台的结构设计，并进行相应的强度计算。第一步，查阅资料，熟悉离心机原理，了解离心实验台在国内外的发展状况和存在的问题。了解转臂式离心加速度过载模拟实验装置的特点以及在日常生产生活中的用途。根据其运用场合不同，适当选择合适的方案，以达到实用、经济、可靠的目的。第二步，在对所选课题有个初步的了解之后，再确定转臂式离心加速度过载模拟实验的研究内容及实验方案。第三步，试验台的总体方案设计，进行系统方案的设计、比较与确定,依据对选择的传动方案,查阅相关参考文献，从而完成，联轴器的设计. 装配图及其各零件的设计，设计好了之后再对各主要零部件进

8、行强度校核，最后确定整体方案。第四步，根据方案，画出装配图,装配图画好后,从装配图中设计计算选择各零件以及完成对零件图的初步绘制。第五步，对工件的夹紧方案进行设计、比较与确定，最后选择合适的润滑剂。2 试验台的总体方案设计2.1试验台各零件参数设计2.1.1待测件结构尺寸设计本试验台应该适应以下发动机试验要求：过载模拟待测件长度：900 1200mm待测件直径：90 120mm待测件重量： 15Kg2.1.2 待测件载荷要求 最大离心加速度：70g 旋转架承载能力：大于1500N2.1.3 转台运动参数设计转台采用变频调速方式，技术指标如下：旋转架转速：小于300r/min旋转架启动平稳时间：

9、180S电机额定功率：5.5KW实验转台上装有压力应变片，且配有控制箱，从而更好的保障人员安全2.2总体方案的提出以及特点方案1方案图： 图2-1 方案1总图组成：1.支撑定架； 2.带轮传动； 3.旋转平台； 4.旋转支架；5.刹车系统； 6.定 轴； 7.减震系统； 8.安装系统；9.轴 承； 10.底 座；方案一优点：（1）整个结构尺寸较大，适合大型试件的测试；（2）传动部分采用带传动，在过载情况下可以保护电动机，系统的安全性能好（3）结构简单、拆装方便、较好的制造工艺。相对于箱体结构而言，支撑柱的使用使整体结构更简单，装配也更方便。易于实现自动化，提高生产率。其二，使用空心轴的同时不仅

10、能够满足引出线的目的，同时也提高了轴的抗扭强度。（3）：整个传动过程平稳，噪音小（4）：可以测量多种形式放置和多种形状的元件。但是同时这也对设计提出了更高的要求，因为还有考虑剃度加速度对测试件的影响。方案一缺点：（1）传动带更换时需要同时拆卸实验装置主轴等部件，维修不方便。（2）用八根立柱作为支承承担整个载荷，载荷过大时，立柱受载荷后容易产生扭转变形，从而降低实验装置的可靠性。（3）：只能测量一定重量的待测件。由于带传动只能在轻载条件下工作，当被测件超过一定重量时，同步带传动易出现打滑现象，从而无法实现传动。（4）：传动效率低，准确性不足。由于采用带传动，使整个结构传动效率低，寿命短，而且由于

11、带传动的传动比不准确，故在测算离心力时，其转速存在偏差，使离心力的计算结果不准确。又实验台中采用的8根细长的支撑柱支撑，当转台和带测件稍重时，很容易使整个结构很失稳，从而产生很大的振动，从而影响测量的准确性，此时寿命也将降低。（5）：实验台床身体积庞大，操作不方便。本实验台高度上近三米，操作时极其的不方便，当机床运动时，其稳定性也很得到保证。（6）生产效率低，成本高。过高的床身会增加工人的劳动强动，且生产成本也将增加。方案2方案图： 图2-2 方案2总图组成： 1.支撑定架； 2.带轮传动； 3.旋转平台； 4.夹具；5.定 轴； 6.减震系统；7.安装系统；8.轴承；9.底座；方案二优点：

12、（1） 相对方案一的结构尺寸大为减小（2） 实验装置的重心降低，动架上的载荷减小，稳定性增加（3） 对测量件的要求也大大降低了，而且可以实现多个角度范围测量。方案二缺点（1）每个角度都需设计一套专用夹具，对于不同角度的测量需要多个夹具，提 高了生产成本高。（2）测量的角度也比较固定，在测量不同角度时，要更换夹具，给拆卸方面带 来不便，从而降低了生产效率。方案3 方案图： 图2-3 方案3总图组成： 1.箱体； 2.集流环； 3.角接触球轴承； 4.大转动轴；5.大锥齿轮； 6.套筒； 7.箱体盖； 8.大轴承盖； 9.拉杆；13.旋转架； 19.套杯； 20.圆锥滚子轴承； 22.小轴承盖；2

13、4.齿轮轴； 29.箱体底盖； 31.连接块方案三优点:转盘结构的变化：从圆盘式变成圆盘带转臂式；通过和以上两方案中转盘的比较，本方案中转盘有以下特点：（1）采用转臂式转架，使测试件在转臂上的范围扩大（2）采用圆锥齿轮传动取代带传动，可避免更换带传动所带来的一系列问题（3）采用箱体作为支撑零件，可承受较大的扭矩，使整个装置的稳定性和可靠 性提高。（4）节省材料，降低成本。使用铸造的方法很生成转盘，较上述两方案中转盘的制造更能节约成本。此外，适当降低转盘和待测件对箱体的作用力，可以降低轴承等受力大的零部件的制造要求，可以使整个系统结构更简洁，制造工艺更好，从而降低生产成本。（5）工作稳定，使测量

14、精度高。本方案中才用齿轮传动，它具有效率高、寿命长、工作可靠、传动比稳定等特点，使测量结果更可靠，精度更高。（6）扭矩低。过大的盘在高速的旋转状态下，产生很大的离心力和扭矩，这样很容易对零部件造成破坏，本方案中的采用的转盘和夹具固定在一起的方法可以减少运动时产生的离心力和扭矩。整体结构的变化： 在综合考虑实验台的使用性能、测量精度和生产成本的前提下，采用箱体的结构设计，使整机的高度从3167降到1800，并不影响其测量结果。当实验台的高速旋转时，由于离心力很大，产生的扭矩随之加大，这对轴承的选材和制造工艺有很大的要求，而且实验台的稳定性也难以保证。这中失稳在实验台越大时表现得更加明显。而且很高

15、的实验台在高速旋转时易发生倾倒切对地基的要求也很高，因此适当简化整体的结构对测量精度和生产成本有很大影响。传动形式的变化：带传动改为齿轮传动； 齿轮传动的主要特点是效率高、结构紧凑、工作可靠、寿命长、传动比稳定。在常用的机械传动中，齿轮传动的效率最高，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小，在设计制造正确合理、使用维护良好的齿轮传动，工作十分可靠，综合比较以上方案中传动形式，齿轮传动明显更好。2.3 确定方案以上提出了三种设计方案结果来看，几种方案都能满足设计要求，但在综合比较其制造成本，制造工艺，实用性以及测量精度等各方面的要求后，方案三更合理。因此选择方案三。3试验台的结构设计3.1电动机的选择：

16、 已知条件： 旋转架转速： 小于300r/min 旋转架启动平稳时间：180s 最大离心加速度：70g3.1.1选择电动机的容量由于该回转实验台是空载实验，并不需要承受多大的载荷（估计就是一些系统上的摩擦力矩和风阻）。 所以该电机的功率主要是取决于启动时的功率。现假设该实验台作匀角加速度启动： 则 角速度 =3002/60=31.4 rad/s角加速度 =(1-2)/t=(3002/60-0)/180=0.17453 rad/s2驱动转矩 T=J J为该系统的转动惯量计算大约的最大回转半径：2maxrmax=amaxrmax=a/2 =(70g/31.42)1/2=0.696 m注意： 转速变

17、小时，回转半径应加大。单个测试件 J=mr2 =150.6962 =7.26624 kgm2试验时测试件是两边对称分布J=2J=14.53248 kg m2 T=J=14.532480.17453=2.5364N m最大的驱动功率Pmax=Tmax=79.6415 w考虑到回转台以及轴的JPmax=30Pmax=2389.25 w再考虑到2对轴承 与一对锥齿轮的传动效率，联轴器的传动效率总=0.9820.940.99=0.894 Pd=Pw/=2.25kw因为忽略了风阻以及系统的一些摩擦力矩，电动机额定功率Pde大于Pd即可，由机械设计指导的表14-1选得 Y 系列电动机额定功率Pde为3 k

18、W。3.1.2选择电动机的转速回转台的转约速为300r/min 通常，单级圆锥齿轮传动i=36 ,故电动机的转速范围为9001500 r/min。同一类型、功率相同的电动机具有多种转速。如选用转速高的电动机，其尺寸和重量小，价格较低，但是会使传动装置的总传动比、尺寸结构和重量增加。选用速度低的情况刚好相反。因此，在综合考虑电动机及传动装置的尺寸、重量、价格，并且根据传动比的需要，选用电动机的同步转速为：1000 rmin。现由根据机械设计实用手册选电动机的型号为：Y160M28。具体参数如下：型号 额定功率KW转速r/min 电流A 效率% 功率因素cos Y132M2-6396012.685

19、.30.78堵转电流堵转转矩最大转矩转动惯量重量（Kg）6.52.02.00.0449853.1.3电动机的安装B3型安装型式尺寸机座号国际机座号DF G E L K H132M 132M383810338051512132A/2B CABACADHDA10817889280270210315216安装图样图3-1 电动机的结构设计3.2 联轴器的设计3.2.1用途联轴器主要用来联接轴与轴（或联接轴与其它回转零件），以传递运动与转矩。联轴器属于机械通用零部件范畴，用来联接不同机构中的两根轴（主动轴和从动轴）使之共同旋转以传递扭矩的机械零件。在高速重载的动力传动中，有些联轴器还有缓冲、减振和提高

20、轴系动态性能的作用。联轴器由两半部分组成，分别与主动轴和从动轴联接。一般动力机大都借助于联轴器与工作机相联接，是机械产品轴系传动最常用的联接部件。20世纪后期国内外联轴器产品发展很快，在产品设计时如何从品种甚多、性能各异的各种联轴器中选用能满足机器要求的联轴器，对多数设计人员来讲，始终是一个困扰的问题。常用联轴器有膜片联轴器 ，鼓形齿式联轴器，万向联轴器，安全联轴器，弹性联轴器及蛇形弹簧联轴器。3.2.2特点与选择联轴器品种、型式、规格很多，在正确理解品种、型式、规格各自概念的基础上，根据传动系统的需要来选择联轴器，首先从已经制订为标准的联轴器中选择，目前我国制订为国标和行标的有十几种，这些标

21、准联轴器绝大多数是通用联轴器，每一种联轴器都有各自的特点和适用范围，基本能够满足多种工况的需要，一般情况下设计人员无需自行设计联轴器，只有在现有标准联轴器不能满足需要时才需自行设计联轴器。标准联轴器选购方便，价格比自行设计的非标准联轴器要便宜很多。在众多的标准联轴器中，正确选择适合自己需要的最佳联轴器，关系到机械产品轴系传动的工作性能、可靠性、使用寿命、振动、噪声、节能、传动效率、传动精度、经济性等一系列问题，也关系到机械产品的质量。联轴器的类型应根据工作要求选定。联接电动机轴和减速器高速轴的联轴器，由于轴的转速较高，一般应选用具有缓冲、吸振作用的弹性联轴器，现根据联轴器的类型和尺寸选择HL3

22、联轴器 38×82 GB501485，它的主要特点是结构简单，维护方便，耐久性好，传递转矩的能力大，具有一定补偿两轴相对便移和一般减振性能，相关图形、尺寸和各参数如下：图3-2 弹性柱销联轴器注： 1-6-半联轴器， 材料为HT200 、35钢、ZG35； 2-柱销， 材料为MC尼龙6； 3-挡板， 材料为Q235； 4-螺栓， 材料为Q235、15、35、45钢； 5-垫圈， 材料为65Mn 型号公称扭矩Tn（Nm）许用转速：nr/min钢-铁轴孔直径d1、d2、dz轴孔长度（Y型）DHL363050003882160转动惯量（m）Sdl质量Kg0.62.5207283.3润滑的选

23、择3.3.1概述 润滑剂的主要作用是降低摩擦、减少磨损、提高效率、延长机件的使用寿命，同时还起到冷却、缓冲、防腐蚀、密封和排污等作用。脂润滑结构简单、易于密封，但是润滑效果不如油润滑，故常用于开式齿轮的传动、开式蜗杆传动和低速滚动轴承（）的润滑。并且在这里考虑以简单设计为原则，若使用油的润滑方式，不仅要考虑到由于油路的设计而造成的成本的提高，而且对于这种直力式的设计方案，同时也不方便使用油的设计方式。现根据运动速度、载荷大小、工作环境温度、摩擦副表面、周围环境、润滑装置等方面考虑，确定齿轮副用油润滑，其余部分用脂润滑。3.3.2 润滑剂的选择 齿轮副用润滑油标准号为：SH 035792；名称为

24、：工业齿轮油；牌号为：90其余部分用润滑脂标号为：GB 3600188；名称为：钙钠基润滑脂；牌号为：ZGN2。4 装配图的设计试验台的方案的总体装配图如下所示：图4-1 装配图的设计转臂的长度1271mm; 整体高度：670mm箱体底座离高速轴的距离：300mm4.1 传动形式的对比及选择 V带传动 带传动设计虽然传动平稳，结构简单，成本低，但需要避免与机座或其它零部件发生碰撞，而且带传动靠摩擦传动，传动比不准确，一般运用于高速传动，传动效率低。而在本设计中，电机转速不高，且要求精确的计算轴的角速度，因此不适合运用带传动。 链传动 链传动与齿轮传动相比，其制造和安装精度要求较低；链传动的受力

25、情况较好，承载能力较大；有一定的缓冲和减振性能；中心距较大而结构轻便。与摩擦型带传动相比，具有平均传动比准确；传动效率稍高；链条对轴的拉力较小；同样使用条件下，结构尺寸更为紧凑。一般只能实现平行轴间链轮的同向传动，运转时不能保持恒定的顺势传动比。但当其磨损后，易发生跳齿，工作时噪声比较大。它不能保证恒定传动比，故不适宜在高速和运动精度要求高以及其他采用齿轮传动的场合。因此，在可能有其它的传动形式下尽可能也不用链传动。 齿轮传动齿轮传动的特点:能保证瞬时传动比恒定,平稳性较高,传递运动准确可靠;传递的功率和速度范围较大;结构紧凑、工作可靠,可实现较大的传动比;传动效率高,使用寿命长;齿轮的制造、

26、安装要求较高.齿轮材料一般是铸铁等. 在常用的机械传动中，齿轮传动的效率最高，其瞬时传动比恒定，速度（指节圆圆周速度）和传递功率的范围大，可用于高速、中速和低速的传动；功率可以从1KW100000KW；传动效率高；结构紧凑，使用于近距离传动等。综合以上传动类型的分析，从紧凑、高速、大功率传动等方面考虑，优选齿轮传动。4.2直齿锥齿轮的选择与计算4.2.1锥齿轮传动设计 由选择的电动机型号Y132M26的相关数据知：输入功率P1=3kW , 小齿轮转速n1=960r/min , 齿数比u=3.2,由电动机驱动，工作寿命15年（每年工作300天，一天大约4个小时），工作平稳，转向不变4。解 1.选

27、定齿轮类型、材料、热处理方法、精度等级1） 按上面所述，选用直齿圆锥齿轮传动。2）回转实验台为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。3）材料选择。由机械设计表10-1选择小锥齿轮材料为40Cr（调质），硬度为HBS241286；大锥齿轮材料为35SiMn（调质），HBS217269,二者材料硬度差为40HBS。4)按齿面接触疲劳简化设计公式设计主要参数由式(4-11)1.齿数比u=i=2.取齿宽系数=0.33.取载荷系数K=1.34.许用应力=0.9*550=495 Mpa代入公式: =63.1mm初选d=705.几何尺寸计算： 齿形角：=20°分锥角:=1

28、7.35° 齿数：按参考文献材料成形学，不产生切根的最少齿数min=2cos(sin)²=16.32取Z1=20，则Z2=u*z1=67.39 Z2=70模数：按选取模数=3.13取标准模数m=3.5分度圆直径: 齿轮中点分度圆直径:外锥矩:R=齿宽:b= 取b=36齿顶高:齿根高: 齿顶圆直径: 齿根角: 齿顶角: 顶锥角: 根锥角: 分度圆弧齿厚: 实际齿宽系数: 端面重合度: =1.7齿宽中点速度:=外锥高AK: 分度圆弦齿厚: 分度圆弦齿高: 当量齿数:中点分度圆模数:4.2.2 精确校核齿面疲劳强度1.齿面接触疲劳应力由式(4-10)其中代入公式得:2.许用应力由

29、式(3-20)代入公式得: 满足齿面接触疲劳强度条件4.2.3 精确校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳应力由式(4-12). 其中, 前面已查: 代入公式得:.许用应力:由式(3-23) 其中代入公式得: 4.2.4 齿轮的结构设计及绘制零件图齿轮的结构设计与齿轮的几何尺寸、毛坯、材料、加工方法、使用要求及经济等因素有关。进行齿轮的结构设计时，必须综合地考虑上数各方面的因素。通常是先按齿轮的直径大小，选定合适的结构形式，然后在根据推荐用的经验数据，进行结构设计。对锥齿轮，设齿根圆到键槽底部的距离e<1.6m时，应该把齿轮和轴做成一体，即齿轮轴。当齿顶圆直径 160mm<da<5

30、00mm 时，应当做成腹板式的结构，腹板的开孔数由结构尺寸的大小及需要决定。小锥齿轮小端面到键槽底部的距离e现在还不清楚。所以小锥齿轮的结构设计要等到轴的结构设计完成之后。现在设计大锥齿轮。图42 大锥齿轮的设计经验设计数据： D1(D0+D3)/2; D2(0.250.35)(D0-D3) D31.6D4(钢材)；D31.7D4(铸铁)；n10.5mn；r5mm； 锥齿轮：l(11.2)D4; c(34)m; 尺寸J由结构设计而定；（0.10.2）B C值不应小于10mm.综上所述 设计出大锥齿轮如下图所示。图43大锥齿轮的结构尺寸4.3轴的设计 轴设计的主要包括结构设计和工作能力计算两方面

31、的内容.轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求，合理地确定轴的结构形式和尺寸。轴的结构设计不合理，会影响轴的工作能力和轴上零件的工作可靠性，还会增加轴的制造成本和轴上零件装配的困难等。因此，轴的结构设计是轴设计中的重要内容。轴的工作能力计算是指轴的强度、刚度和震动稳定性等方面的计算。多数情况下，轴的工作能力主要取决于轴的强度。这时只需对轴进行强度计算，以防止锻裂和塑性变形。而对刚度要求高的轴和受力的细长轴，还应进行刚度计算，以防止工作是产生过大的弹性变形。级别ZMha*齿宽高速级203.520°136低速级703.520°1364.3.1 高速轴

32、的设计设计过程如下： 以下数据均出自机械设计1.初步确定高速轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢，调质处理。根据表15-3，取A0=126,于是得dmin=A0=126=18.4mm为安全，乘安全系数1.8，d=18.4×1.5=27.6mm，现取d=33mm考虑轴上开有两个键槽应增大10%-15%即d=38mm.输出轴的最小直径显然是安装连轴器处轴的直径d-.为了使所选的轴直径d-与连轴器的孔径相适应，故需同时选取连轴器型号。T1=9550000=95500005.5/96054710N·mm连轴器的计算转矩Tca=KAT1查表14-

33、1，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3,则：Tca=KAT1=1.354710N·mm=71123N·mm按照计算转矩Tca应小于连轴器的公称转矩的条件，查GB584386，选用YL7型凸缘连轴器，其公称转矩为160000N·mm。选YL7连轴器。半连轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。2. 锥齿轮轴的结构设计图44锥齿轮轴的结构设计1)拟定轴上零件的装配方案2)根据轴向的定位要求确定轴的各段直径和长度(1)为了满足半连轴器的轴向的定位要求，-轴段又端需制出一轴肩，故取-段的直径为43mm,左端轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=40mm.半连轴器与轴配合的

34、毂长度L1=84mm,为了保证轴端挡圈只压在半连轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L1略短些，现取l-=82mm.(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。查照工作要求并根据d-=43mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度的单列圆锥滚子轴承303010，其尺寸为dDT=5011029.25,故d-=dIV-V=48mm.而l-=32mm,lIV-V=65mm.(3)由轴承盖的结构确定lII-III =62mm,由箱体的内壁到轴的距离可确定lVI-VII=20经过计算得小端齿根圆到键槽底部的距离e8mm,虽然e1.6m,但是也是处于

35、危险边缘，所以还是做成齿轮轴。3)轴上零件的周向定位半连轴器与轴的周向定位用平键连接。按d-=38mm由手册查得平键截面尺寸为bh=126(GB/T1095-1979),键用键槽铣刀加工，长为63 mm,.并选择半连轴器与轴的配合为H7/r6.4)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为245°，各轴肩初的圆角半径见上图。小锥齿轮轴的零件图如下：图45 锥齿轮轴的结构尺寸4.3.2 低速轴的设计初步确定轴的最小直径：P2=P1=30.990.940.99=2.76 Kwn2=960/i=960/2.76=347.8r/mindmin=A0=126=25.2mm取d=48mm显然，

36、轴径最小处是螺纹处。选取M48的螺母查表 螺母 GB6170-86 M48 的厚度为30。(1)为了满足轴承的轴向的定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，参照轴承安装尺寸，故取-段的直径为75mm，-段的直径为85 mm。-段的长度参照轴承宽度尺寸，现取l-=97mm。-段的长度暂时定为64.5 mm。轴承与轴的配合公差为H7/r6。确定轴上圆角和倒角尺寸，取轴端倒角为245°。（2）轴-段为锥齿轮的配合。根据大锥齿轮内径确定直径d=80mm，所以取段轴直径d-=80mm，带轮与轴的配合公差为H7/r6。长度方向上，为满足轴向定为，此段轴长应小于大锥齿轮内径，取L-=85mm。（3）轴-

37、段为支撑段，考虑受力及大锥齿轮直径、大锥齿轮厚度，现取d-=75mm，l-=40mm. （4）轴-段为支撑板，取代号为 7211C GB292-83 的角接触球轴承配合安装，参照轴承的安装尺寸，取d-=70mm，l-=68mm。 （5）轴-段，轴截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。对于直径d>100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大3%,两个键槽时，应增大7%。对于直径d100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大5%7%；有两个键槽时，应增大10%15%。现在，方案开有2个键槽。所以dmin=dmin×115%=63mm所以，取-这轴段为支撑旋转台，厚度和半径当然

38、是越大越好，现在临时取为d=65mm l=97mm。轴的零件图如下：图4-6低速轴的结构设计4.4箱体设计4.4.1箱体结构设计图47箱体结构设计4.4.2 主要结构尺寸名 称符号锥齿轮减速器箱体的主要尺寸箱座壁厚箱盖壁厚箱底座外伸凸缘厚度地脚螺钉直径地脚螺钉数目轴承旁联接螺栓直径盖与箱体联接螺栓直径联接螺栓的数目轴承端盖螺钉直径轴承端盖外径箱盖、箱座肋厚大齿轮顶圆与内箱壁距离4.4.3 箱体零件图如下：图48箱体零件图4.5 套杯的设计 为满足圆锥齿轮传动的啮合精度要求,装配时需要调整两个圆锥齿轮的轴向位置.因此通常将小圆锥齿轮轴和轴承放在套杯内,利用套杯凸缘与箱体轴承座端面之间的垫片来调整小圆锥齿轮的轴向距离,同时,采用套杯结构也便于设置用来固定轴承的凸肩(套杯加工方便),并可使小圆锥齿轮轴系部件成为一个独立的装配单元. 由机械设计指导P表F： 材料为HT150图4-9 套杯的结构设计 S、e=712mm；D=d+2S+2.5d；D= D+2.5d；D由轴承安装尺寸确定；d指螺钉直径；其它尺寸由结构确定。4.6 轴承盖的设计大小轴承盖都设计为透盖,由机械设计指导P表D：材料为HT150图4-10轴承盖的结构设计 d= d+1；D =D+2.5d；D= D+2.5d；e=1.2d；ee；D=D-（1015）；D=D-3d；D=D-（24）；m由结构确定