加热炉推料机课程设计为后来人造福

1、机械设计课程设计 设计者： 班级： 学号： 指导老师：1总体设计1、 传动方案的拟定（1） 原动机的选择设计要求：动力源为三相交流电380/22ov，所以选择电动机（2） 传动装置选择A、 减速器电动机输出转速比较高，而且输出不稳定，同时在运转故障或者严重过载时，可能烧坏电动机，所以一定要有过载保护装置。 可选用：带传动、链传动、齿轮传动、蜗杆涡轮 链传动与齿轮传动虽然传动效率高，但是会引起一定的震动，而且缓冲减震能力差，也没有过载保护。 带传动平稳性号，噪音小，有缓冲减震和过载保护能力，精度要求不高，制造、安装、维护都比较方便，成本也较低，但是传动效率较低，传动比不恒定，寿命短。 蜗杆传动虽

2、然效率较低，没有缓冲减震和过载保护能力，制造要求精度高，但是比较符合设计需要，而且现实中都是用涡轮，所以我也选用涡轮传动。B、 传动机构 连杆机构可以选择有对心曲柄滑块机构、正切和多杆机构。根据设计要求，工作机应该带动推料机，且结构应该尽量简单，所以选择六杆机构。如下图滑块运动行程H(mm)250滑块运动频率n(次/min)60滑块工作行程最大压力角30机构行程速比系数K1.5构件DC长度(mm)380构件CE长度(mm)150滑块工作行程所受阻力(含摩擦阻力)(N)3000滑块空回行程所受阻力（含摩擦阻力）Fr1(N)9002、 六连杆的设计计算（上期是乱算的）（传动方案）（a） 图是机构的

3、运动简图示意图，现将其分解为曲柄摇杆机构（b）和滑块机构（c）来计算已知CD=380、CE=150、F左右移动距离为60，根据查资料假设AB=130、BC=220、AD=320、DE=530，现在求EF长度？对于（b）cosC2AD=AC2²+AD²-C2²2*AC2*AD=90²+360²-320²2*90*360C2AD=57°cosAC2D=AC2²+C2D²-AD²2*AC2*AD=90²+320²-360²2*220*140AC2D=107°则A

4、DC2=30°cosADC1=C1D²+AD²-AC1²2*DC1*AD=320²+360²-350²2*250*140ADC1=62°则C2DC1=32°对于（c）cosE2DH=DHE2DDH=cosE1DH×E1D=510mmF1G1²=GF2²+E1G²=100²+(125-60)²E2F2=120mm即EF为120mm六连杆机构仿真图2电机选择1、 电机类型选择：按工作要求和条件选取Y系列一般用途全封闭鼠笼型三相异步电动机即可2、 电机

5、功率的选择：1） 工作机所需的功率：Pw=FV1000=3000×0.5×60601000=1.5(kw)2） 电动机功率计算：传动效率：一对轴承： 0=0.99齿式联轴器 ： 1=0.99涡轮蜗杆： 2=0.84一对圆柱齿轮：8级精度 3=0.97滑轮摩擦： 4=0.90总效率：=031234=0.994×0.992×0.84×0.97×0.90=0.690所以总传动功率为Pd=Pwa=1.50.690=2.17kw参照选取电动机额定功率为3kw3、电机转速确定：根据已知条件计算出工作机滚筒的工作转速为：n=60r/min根据电机功

6、率3kw和同步转速1500r/min确定用Y100L2-4型鼠笼式电动机，电机数据如下：4、分配减速器各级传动比假设齿轮的传动比i34=2，则蜗杆涡轮的传动比为 i12=23.82=11.95、确定转速、转矩、功率1） 计算各轴转速电机轴：nM=1430r/min轴：n1=nM=1430r/min轴：n2=n1i12=1430r/min11.9=120.17r/min轴：n3=n2=120.17r/min轴：n4=n3i34=120.172=60.08r/min2) 计算各轴输入功率 电机轴：Pd=3kw 轴： P1=Pd*1*0=3kw×0.99×0.99=2.94kw

7、轴： P2=P1×2×0=2.94kw×0.84×0.99=2.44kw 轴： P3=P1×1=2.44kw×0.99=2.41kw 轴： P4=P3×0×3=2.41kw×0.99×0.97=2.31kw 推杆： P出=P3×4=2.31kw×0.90=2.08kw 3)计算各轴输入转矩 电动机输出转矩：Td=9550×PdnM=9550×31430 轴： T1=Td.1×0.99 轴： T2=T1.0.2.i12×0.84×

8、;0.99×11.9 轴： T3=T2.1× 轴： T4=T3.0.3.i34×0.99×0.97×2=将上述计算结果列表，如下轴名功率P/KW转矩T/N.m转速nr/min传动比i输入输出输入输出电机轴320.0314301轴2.9419.83143011.9轴2.44196.24120.171轴2.41194.28120.172轴2.31373.1360.083 蜗杆涡轮减速器的设计3.1 蜗杆传动设计 1.选择涡轮蜗杆的传递类型 根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆ZI。 2.选择材料 考虑到蜗杆的传动功率不大，速度也只

9、是中等，故选择45 钢。 3.按齿面接触强度进行设计 根据闭式蜗杆蜗轮传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，在校核齿根弯曲疲劳强度。由传动中心距公式a3KT(ZZH)²1) 确定作用在蜗轮上的转矩 T2=196.242) 确定载荷系数K因工作载荷稳定，故取载荷分布系数K=1，KA=1.11，由于转速不高、冲击不太大，可选取动载荷系数Kv=1.05，则KKAKKv××3) 确定弹性影响系数查表知道1601/24) 确定接触面系数Z先假设蜗杆分度圆d1和传动中心距a的比值d1a=0.3，查的Z=3.15) 确定需用接触应力H根据蜗轮材料可查到H=268Mpa

10、6）计算中心距 a3KT(ZZH)²=31.17×196.24×1000×（160×3.1179.29）²=120.65取中心距a=180mm,因为i=11.9取m=6.3mm 蜗杆分度圆直径d1=63mm这时d1a=63180=0.35,则Z=2.9<3.1=Z 因此以上计算结果可用4、蜗轮与蜗杆的主要参数和几何尺寸1） 蜗杆：分度圆直径d1=63mm模数m=6.3直径系数q=10齿顶圆da1=m(q+2)=6.3×(10+2)=75.6mm齿根圆df1=m(q-2.4)= 6.3×(10-2.4)47.8

11、8mm分度圆导程角=21°4805蜗杆轴向齿厚Sa=1/2m=9.92mm2） 蜗轮：蜗轮齿数Z2=48变位系数X2=-0.4286验算传动比i=Z2Z1=484=12传动比误差12-11.911.9=0.8%，是允许的分度圆直径d2=mZ2=6.3×48=302.4mm喉圆直径da2=d2+2ha=302.4+7.2=309.6齿根直径df2=d2-2hf2=304.2-2*10.26=281.9咽喉母圆直径rg2=a-1/2d2=180-1/2*302.4=28.85、校核齿根弯曲疲劳强度 F=1.53KT2d1d2mYFY F当量齿数Zv2=Z2cos²rc

12、osr=47cos²21°48'05cos21°48'05=58.75根据x2=-0.4286 Zv2=58.75查表可得齿形系数YFa2=2.56 螺旋角系数Y=1-21.8140=0.8443需用弯曲应力 F= FKFN 查表知 F=56Mpa KFN=0.541 F=56×0.541=30.32Mpa F=1.53KT2d1d2mYFY=1.53×1.17×196.24×100063×302.4×6.3×2.56×0.8443 =6.5MPa< F=30.3

13、2Mpa所以弯曲强度满足要求6、验算效率 =（0.960.96）tanrtan(r+v) 已知=21°480521.8° v=tan-1fv,fv与相对滑动速度Vs有关 Vs=d1n160×1000cosr =×63×143060×1000×cos21.8 =5.077 带入查表知道fx=0.022 v=1.6667 带入式中tan(r+v)=0.4341tanr=0.39997则=0.86 大于估计值，所以不用重算3.2轴的设计 1、蜗轮轴的设计 1）材料选择及最小直径的确定 考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，

14、轴主要传递蜗轮的转矩，选取轴的材料为45钢，调制处理。 查表取A0=110 dA3pn=110×32.44120.17=30.01mm 轴的最小直径为d1,与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号计算转矩Tcd=KAT2 选取KA=1.5,则有： Tcd=KT=1.5× 2) 选联轴器 查表GB 4323-84选TL7弹性联轴器，标准孔径d=42mm，办联轴器长度为L=112mm，半联轴器与轴配合孔长为L联孔=84mm。所以，最小直径d1=42mm,许用转矩355N.m，许用转速3150r/min3） 轴的结构设计A、初选滚动轴承 根据d2=48mm,d3取50mm。

15、查表GB297-84 初步选取0基本有隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承7310C，其尺寸为d×D×T=50mm×110mm×29.25mm,故选d3=d7=50mm L7=29.25mm取30mm 锥滚子轴承da=60(7310C)即轴肩为h=60-502mm=5mm 取d3=55+10=65 轴环宽度b1.4h=7 取12mm B、蜗轮的轴段直径 取蜗轮的直径为d4=55mm，与传动零件相配的轴段，略小于传动零件的轮毂宽。 蜗轮轮毂的宽度为B2=（1.21.5）d4=(1.21.5)×55=6682.5,取b=70mm，为了使套筒断面可靠的

16、压紧蜗轮，此轴段要略短于轮毂宽度，取L4=66mm C、轴承端盖的总宽度为20mm。取端盖的外端面与半联轴器右端端面的距离为l=30mm。故L2=20+30=50mm D、取蜗轮与箱体内壁距离为a=16mm,滚动轴承距离箱体内壁一段距离s（58）。取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=30mm,涡轮轮毂长为L=70mm,则： L3=30+16+8+4=58 取d6=60 l=12 至此已初步确定了轴端各段直径和长度，如下图： 4）轴的强度校核A、 蜗轮、半联轴器与轴方的同向定位均采用平键连接。按d4由9表6-1查的平键截面 b×h=16mm×10mmB、 力的计算a、 确定各向

17、应力和反力蜗轮分度圆直径d=302.4mm转矩蜗轮的切向力为：Ft=2T/d=2×196.24×1000/302.4=1297.9N蜗轮的径向力为：Fr=Ft×tan =1297.9×tan20° =472.4N蜗轮的轴向力为：Fa=Ft推杆=2T1/d1=2×19.83×1000/63=629.5Nb、 垂直平面上：支撑反力：FNV1=Fa×d2+62×Fr136 =629.5×3024÷2+74×472.4136 =873N其中136为两轴中心的跨度，62为涡轮中心到右边

18、轴承中心的距离FNV2=Fr-FNV1=472.4-873=-400Nc、水平平面：FH1=Ft×74148=1297.9×74148=649NFH2=Ft-FH1=1297.9-649=649Nd、 确定弯矩MH=74×FH2=74×649=48026N.m垂直弯矩：MV1=873×74=64602N.m MV2= MV1-Fa×d/2=64602-629.5×302.4/2=-30578N.m合成弯矩：M1=2MH²+MV1² =248026²+64602² =78031N.m M

19、2=2MH²+MV2² =248026²+(-30578)² =56934N.m扭矩e、 按弯矩合成应力校核该轴端面强度，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。轴单向旋转扭转切应力为脉动循环应变力。取a=0.6轴端计算应力：cd=M1²+(aT2)²W=78031²+(0.6×19624×1000)²29553=5MPa-1=60MPa所以是安全的。轴的载荷分布图如下：3、 蜗杆轴的设计1） 轴的材料选择考虑到减速器为普通中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。选择45

20、钢，淬火处理。2） 按扭转强度，初步估计最小直径dA03p0n=112×32.941390=14.38mm3) 联轴器的选择 查表GB4323-84选TL4弹性联轴器，半联轴器长度为L=72mm，半联轴器与轴配合毂孔长为72mm。所以最小直径d1=28mm，需用转矩为63N.m，许用转速5700r/min。 为了满足半联轴器的轴向定位要求，d1右端需割出一轴肩，定位轴肩高度在（0.070.1）d范围内，故d2=d1+2h=28×（1+2×0.07）=31.92mm，标准直径d2=32mm。为了保证轴端挡圈压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，L联孔的长度应比d1段的

21、长度L1长点：L1取70mm，轴端总宽度为20mm。取端盖的外端面与半联轴器右端端面距离为l=30mm。故L2=20+30=50mm3） 初选滚动轴承根据d2=32mm，取d335mm，初步选取0基本有隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承7307C，其尺寸为d×D×T=35mm×80mm×22.75mm故选d2=d9=35mm L3=L9=22.75mm取23mm查GB/T294-94得：圆锥滚子轴承da=44即轴肩为h=（44-32）/2=6mm 所以d4=d8=47mm又：轴环的宽度b=1.4h 即b1.4×6=8.4b取12mm，即L5=1

22、2mm取退刀槽的深度为2则，d5=d7=43mm取蜗杆轴齿顶圆直径d6=76mmX2=-0.4286，Z1=4，m=6.3所以B1（9.5+0.09Z2）M=84mmL6=85mmL=70+50+23+12+70+85+70+12+23=415mm4） 轴的强度校核A、 该轴所受的外荷载为转矩和蜗轮上的作用力T1=9.55×106×Pn=9.55×106×2.941390Fi1=-Fa2=2T1/s1=2*19830/80=629.5NFr1=-Fr2=427.4NFa1=-Fi2=1297.9N支撑反力：FNV1=Fa×d2+136×

23、;Fr272 =-1297.9×63÷2+136×(-472.4)272 =-383N其中272为两轴中心的跨度，136为涡轮中心到右边轴承中心的距离。FNV2=Fr- FNV1=-472.4+383=-89.4N水平平面：FH1=-Ft×136272=-629.5×136272=-314.75NFH2=Ft-FH1=-629.5+314.75=-314.75N确定弯矩MH=136×FH2=136×(-314.75)=-42806N.mm垂直弯矩MV1=-383×136=-52088N.mmMV2=MV1-FA&#

24、215;d/2=-52088+1297.9×63/2=-11204N.mm合成弯矩：M1=MH²+MV1²=42806²+52088²=67420N.mmM2=MH²+MV2²=42806²+(-11204)²=44248N.mm扭矩按弯矩合成应力校核该轴端强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。轴单向旋转扭转切应力为脉动循环变应力。取=0.6 轴端计算应力=M1²+(aT3)²W=67420²+(0.6×19.83×1

25、000)²0.1×63=3MPa-1=60MPa故是安全的3.3轴承的校核1、蜗轮轴承的校核 校核7310C查表GB/T297-84额定动载荷Cr=122×103N,基本静荷载Cor=92.5×103N1) 求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2由前面设计蜗轮时求的：Fr1v=FNV1=915NFr2v=FNV2=-443NFr1H=FH1=592NFr2H=FH2=705.9NFr1=Fr1v²+Fr1H²=915²+592²=1090NFr2=Fr2v²+Fr2H²=-4432+705.9&#

26、178;=833N2) 求两轴承计算轴向力Fa1和Fa2查表GB/T297-84可知e=0.35Fd1=Fr1×0.35=1090×0.35=381.5NFd2=Fr2×0.35=833×0.35=291.55N轴向力Fae=629.5N因为Fae+Fd2=629.5+291.55=921.05N=Fa1Fa2=Fd2=291.55N3） 求当量动载荷P1和P2Fa1Fr1=921.051090=0.845eFa2Fr2=291.55833=0.35=e根据表取fp=1.5,则P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1) =1.5×(0.4×

27、1090+1.7×921.05) =3002.678NP2=fP×1×Fr2=1.5×833=1249.5N4） 验证Pd=1.5/0.690=2.17kw算轴承寿命因为P1P2，所以按轴承的受力大小计算：L=10660n(cp1)=10660×120.17(122×1033002.678)103 =31588335h48000h所以轴承满足寿命要求。3.4键的校核1、蜗轮键的校核1）蜗轮与轴连接键、键选择的是：根据轴的直径d=55mm。查9表6-1 L=63mml=L-b=63-16=47mmk=0.5=故合格2） 涡轮轴联轴器与轴

28、连接键键的选择是：根据轴的直径d=42mm。查9表6-1 L=70mml=L-b=67-12=58mmk=0.5p=故合格2、涡轮轴与联轴器连接键的校核 键的选择是：根据轴的直径d=28mm。查9表6-1 L=63mml=L-b=63-8=55mmk=0.5p=故合格3.5蜗杆蜗轮减速器箱体设计 1.箱体的结构形式和材料： 箱体采取铸造工艺，材料选择用HT200，因为其中属于中型铸件，铸件最小壁厚8-10mm，取2.铸件箱体主要结构尺寸和关系（见下表）名称减速器型式及尺寸关系箱座壁厚=12mm箱盖壁厚1=0.8=9.6mm 取1=10mm箱座凸缘厚度箱盖凸缘厚度箱座底凸缘厚度b1=1.51=1

29、5mmb=1.5=18mmb2=2.5=30mm地脚螺钉直径及数目df=0.036a*12=21mm 取df=25mm n=6轴承旁连接螺栓直径d1=0.075df=18.75mm 取d1=20mm盖与座连接螺栓直径d2=(0.50.6)df 取d2=16mm连接螺栓d2间的间距l=150200mm轴承端盖螺栓直径d3=(0.40.5)df 取d3=12mm检查孔盖螺栓直径d4=(0.30.4)df 取d4=8mmDf,d1,d2至外壁距离Df,d2至凸缘边缘距离C1=26,20,16C2=24,14轴承端盖外径D2=140mm轴承旁联接螺栓距离S=140mm轴承旁凸台半径R1=16mm轴承旁

30、凸台高度不定项箱盖，箱座筋厚m1=m2=9mm蜗轮外圆与箱内壁间距1=16mm涡轮轮毂端面与箱内壁距离2=44mm4 开式齿轮及其轴系结构设计4.1开式齿轮传动设计1） 选定齿轮类型、精度等级、材料以及齿数考虑此减速器的功率及现场安装限制，大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮高速级小齿轮：45钢调制处理 280HBS 取Z1=24高速级大齿轮：45钢正火处理 240HBS Z2=i×Z1=2×24=48齿轮精度：按GB/T10095-1998，选择7级，齿根喷丸2） 初步设计齿轮传动的主要尺寸确定各参数的值：A、 试选K1=1.6查表9初选螺旋角=14选取区域系数ZH=2.43

31、3由此：u1=0.765 u2=0.84则u=0.765+0.84=1.605B、 计算应力值环数 C、查表得：KHN1=0.97 KHN1=0.98 D、齿轮的疲劳强度极限 取是小概率为1%，安全系数S=1，应用公式得： H1= H2= 许用接触应力： H=( H1+ H2)/2=(533.5+441)/2=487.25MPa E、查表得：Z=189.8MPa d 3）设计计算 小齿轮的分度圆直径d1t = =80.51mm 计算圆周速度v V=dn60×1000=3.14×80.51×120.17÷(60×1000)=0.51m/s 计算齿

32、宽b和模数mn1 b=d×d1t=1×80.51=80.54mm 取=14° mn1=dcosBZ=80.51×cos1424=3.25mm 计算齿宽与高之比b/h 齿高h=2.25 m=2.25×3.25=7.31mm b/h=80.51/7.31=11.01 计算重合度 =0.318dZ1tan=0.318×1×24×tan14°=1.903 计算载荷系数K 使用系数KA=1 根据v=0.51mm/s，7级精度，查表得动载荷系数KV=1.04，则 KH=1.426 KF=1.36 KH=KF=1.2

33、故载荷系数：K=KAKV KHKH=1×1.04×1.2×1.426=1.78 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1=d1t3KKt =80.51×31.781.6=83.42mm4）齿根弯曲疲劳强度设计有弯曲强度的设计公式A、确定公式中各计算数值 小齿轮传递转矩T1计算载荷系数K=KAKV KFKF=1×1.04×1.2×1.36=1.697计算当量齿数 Zv1=Z1/cos3=24/cos314°=26.27 Zv1=Z2/cos3=48/cos314°=52.54查取齿形系数YFa和应力校正系

34、数Ysa齿形系数YFa=2.642和YFa=2.31应力校正系数Ysa=1.596和Ysa=1.708轴向重合度=bsin/nn=则查表得：螺旋角系数Y=0.88查表得弯曲疲劳强度极限：小齿轮FF1=500MPa大齿轮FF2=380MPa 弯曲疲劳强度寿命系数：KFN1=0.88 KFN2=0.89取弯曲疲劳安全系数S=1.4F1=KFN1FF1/S=0.88×500/1.4=314.29F2=KFN2FF2/S=0.89×380/1.4=241.57YFa1FSa1/F1=2.642×1.596/314.29=0.01342YFa2FSa2/F2=2.31

35、15;1.708/241.57=0.01633大齿轮的数值大，选用。B、 设计计算计算模数mnmm=2.13mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的发面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的发面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取mn=2.5mm但是为了同时满足基础疲劳强度，需要按解除疲劳强度算得的分度圆直径d1=83.42mm来计算应有的齿数，于是有：Z1=83.42×cos14/mn=32.37 取Z1=32那么Z2=645） 几何计算计算中心距： 取整a=124mm修正螺旋角：因为值改变不多，所以参数a，K，Z等不需要修正计算大，小齿轮的分度圆直径：计算齿轮宽度

36、：圆整的B2=83,B1=884.2轴的设计 高速轴的设计 1、材料选择及最小直径的确定 考虑到推料机为普通中用途小功率减速传动装置，轴主要传递的转矩选取轴的材料为45钢，调制处理。查表取A0=110，于是有：2、 联轴器的选择 由于小齿轮与涡轮用联轴器相连，故和涡轮是一个联轴器 查表GB 4323-84选TL7弹性联轴器，标准孔径d=42mm，办联轴器长度为L=112mm，半联轴器与轴配合孔长为L联孔=84mm。所以，最小直径d1=42mm,许用转矩355N.m，许用转速3150r/min1） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径长度2） 为了满足半联轴器的轴向定位要求，d1右端需要割出一轴肩

37、，定位轴肩高度在（0.0701）d范围内，故d2=d1+2h=42×(1+2×0.07)=47.88,标准直径d2=48mm。为了保证轴端挡圈在半联轴器上，而不压在轴的端面上，L联孔的长度应比d1段的长度L1长点：L182mm（因为L联孔84mm）3、 轴的结构设计1） 初选滚动轴承根据d2=48mm，故取d3为50mm查表初步选取0基本有隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承7310C，其尺寸为：d×D×T=50mm×110mm×29.25mm故选d3=d7=50mm L7=29.25mm取30mm追滚子轴承da=60(7310C)即

38、轴肩为h=(60-50)/2mm=5mm取d5=55+10=65轴环宽度b1.4h=7取12mm2） 齿轮的轴段直径取齿轮的直径为d4=55mm,与传动零件相配合的轴段略小于传动零件的轮毂宽。齿轮的轮毂宽为：B1=88为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴端要略短于轮毂宽度，取L4=843） 轴承端盖的总宽度为20mm。取端盖的外端面与半联轴器右端端面的距离为l=30mm。故L2=20+30=50mm4） 取C齿轮与支撑板内壁距离为a=16mm，滚动轴承应该距支撑板内壁一段距离为s（58）。取s=8mm，已知滚动轴承宽度为T=30mm，齿轮轮毂长为L=88mm则：L3=30+16+8+4=585）

39、 为了使轮毂中心距离两支撑板的距离相等，做一个轴承的轴肩d6=60 L6=12至此已经初步确定了轴各段直径的长度：1234567d42485055656050L82505884121230L总=82+50+58+84+12+12+30=328mm4、 轴的强度校核1） 齿轮、半联轴器与轴的同向定位均采用平键连接。由9表6-1查得平键截面b×h=16mm×10mm,键槽用键槽铣刀加工，长为70mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的队中性，故选择齿轮轮毂与轴端配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的同乡定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的

40、直径尺寸公差为m6.2） 确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考9表15-2，取倒角 ，各轴肩处的圆角半径见零件图 3） A、确定各向应力和反力齿轮分度圆直径转矩齿轮的切向力为：齿轮的径向力为; =齿轮的轴向力为：B、垂直平面上：支撑反力：FNV1= = =1188.5N其中166为两轴承中心的跨度，83为齿轮中心到右边轴承中心的距离。FNV2=Fr-FNV1=1767.8-1188.5=579.3NC、水平平面：FH1=1/2Ft=2050.35NFH2= FH14） 确定弯矩垂直弯矩：MV1=MV2=MV1合成弯矩：M1=M2=扭矩5） 按弯矩合成应力校核该轴端强局进行校核时，通常只校核轴上承受最

41、大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。轴单向旋转切应力为脉动循环变应力。取a=0.6轴端计算应力：ca=-1=55MPa 低速轴的设计 1、材料选择及最小直径确定 考虑到推料机为普通中用途小功率减速传动装置，轴主要传递小齿轮的转矩选取轴的材料为45钢，调制处理。查表取A0=110，于是有： 轴的最小直径为d1查表101-29可得其长度在58-80mm 取70mm端盖的总长度为20，取键的长度为50。2、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）d2右端需要割出一轴肩，选择d2=43mm 2) 初选滚动轴承 根据d2=43mm，查表GB297-84初步选取0基本有隙组，白哦准精度级的单列圆

42、锥滚子轴承7309C，其尺寸为：，故选d3=d7=45mm,L7=27.75mm取28mm 锥滚子轴承da=54即轴肩为取d5=49+9=58，轴环宽度取12mm3） 齿轮的轴段直径取齿轮的直径为d=49，与传动零件相配合的轴段，略小于传动零件的轮毂宽。 齿轮的轮毂宽为：B1=83为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段需要略小于轮毂宽度，取L4=79mm4） 其余直接见下表1234567d38434549585245L705060.5791216.528 L总=70+50+60.5+79+12+16.5+28=316mm3、 轴的强度校核1)齿轮、曲柄与轴的同向定位均采用平键连接。由9表6-1查

43、得平键截面b×h=14mm×9mm,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队中性，故选择齿轮轮毂与轴端配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的同乡定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.2) 确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考9表15-2，取倒角 ，各轴肩处的圆角半径见零件图 3）力的确定A、确定各向应力和反力齿轮的切向力为：齿轮的径向力为; 齿轮的轴向力为： B、垂直平面上：支撑反力：FNV1= = =1184.9N其中168为两轴承中心的跨度，84为齿轮中心到右边轴承中心的距离。FNV2=Fr-FNV1=1767.8-1184.9=582.9NC、水平平面：FH1=1/2Ft=2050.35NFH2= FH14）确定弯矩垂直弯矩：MV1=MV2=MV1合成弯矩：M1=M2=扭矩T=373.13N.m5）按弯矩合成应力校核该轴端强局进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。轴单向旋转切应力为脉动循环变应力。取a=0.6轴端计算应力：ca=-1=55MPa4.3