1、編號： 機械設計課程設計說明書題 目： 黑藥膏自動生產線黑藥膏自動生產線 院 （系）： 機電工程學院 專 業： 機械設計制造及其自動化 學生姓名： 學 號： 指導教師： 職 稱： 2011 年 1 月 19 日前言前言隨著時代的發展，我們漸漸進入了科技時代，人們的生活節奏也也越來越快。人們大部分時都是坐在電腦前面勞作，開車等，由此引起的腰間盤突出，骨質增生頸椎病等癥。黑藥膏是祖國傳統的外用膏藥，便攜，見效快，對骨質增生頸椎病、腰椎間盤突出、老年退行性膝關節炎、椎管狹窄和跌打損傷等關節病進行穴位貼敷治療，平均用藥 6 天的總有效率達 97.7，對頑固性骨科疾病治療時間大大縮短，患者用藥 24小時

2、內明顯見效，部分患者貼敷一晚上可使疼痛減輕。所以黑藥膏越來越得到人們的青睞。但傳統膏劑的制備方法存在一個非常嚴重的高溫破壞中藥有效成份的問題，既降低了療效，又浪費了藥材。我們經過思考，我們把裝料箱做成恒溫箱，保持膏藥的熔融膏狀，使之易于落料成型；并且落料的量經過嚴格計算，節約了藥材降低成本。整個生產線可以實現從取料落料、充填成型、包裝的全過程的自動化，速度快，精度準確，無需調節走空，一部到位，省時省成本，既提高產量又省人工。我們的黑藥膏生產線分成落料裝置、沖壓成型裝置、包裝、剪斷、傳帶運送四個基本裝置組成。落料采用定量泵定量法，將一定量的藥膏通過針活塞的運動作用進入落料管；成型包裝則利用針凸輪

3、的運動軌跡特征，配合傳帶傳輸藥膏的速度制作凸輪機構，用沖壓方法使之成型；再有上層膠布下壓包裝；最后剪斷；傳送帶傳送整個過程。目 錄第一章第一章.31 產品功能的的設計要求.32 黑藥膏自動生產的機構設計.22.1 機構轉化功能圖 .22.2 機構的方案構思與評定、選擇 .43 機構尺寸的設計過程與計算.73.1 傳送帶壓輪的設計 .93.2 沖壓曲柄滑塊的設計 .103.3 凸輪輪廓曲線的確定 .113.4 凸輪的回轉體平衡設計 .144 各機構的動態運動分析.154.1 曲柄滑塊的運動仿真信息 .154.2 凸輪的運動仿真分析如圖： .16第二章第二章.18一、一、電動電動機的機的選擇選擇.

4、18二、二、傳動傳動裝置的裝置的總傳動總傳動比及其分配比及其分配.20三、三、計計算算傳動傳動裝置的運裝置的運動動和和動動力參數力參數.20四、四、傳動傳動零件的零件的設計設計及及計計算算.221、帶傳動的設計 .222、齒輪傳動的設計 .263、軸的設計 .294、鍵的設計 .335、軸承的設計 .34第一章第一章1 產品功能的的設計要求產品功能的的設計要求黑藥膏自動生產線具有：自動化程度高、結構緊湊、占地少、投資省、節能、運行可靠，成品破碎率低，降低成本，設備維護費用低，改善操作環境等優勢，特別是擠出量的控制，提高了生產效率和藥膏的充分利用以及每一塊藥膏的含量誤差要在 5%以內，生產時不損

5、害藥膏的藥效。2 黑藥膏自動生產的機構設計黑藥膏自動生產的機構設計為了實現該生產線的自動化程度，我們從生產的來料開始設計，用傳送帶把加熱的顯黏稠狀的藥膏送首先送到沖壓機構成形，然后再送到剪斷機構出成品。具體的機構框圖如圖所示：2步進傳送帶機構下料機構沖壓機構剪斷機構構黑藥膏的自動生產線2.1 機構轉化功能圖機構轉化功能圖由所需的機構我們設計出機構的功能元圖，以便為后面的設計提供思路。由該機構功能元圖，我們在設計時聯想到常見的一些功能元機構，如下圖所示：3表 1-1傳動原傳動原理理推拉傳動原理推拉傳動原理 機構機構 功能功能連桿機構連桿機構凸輪機構凸輪機構螺旋，斜面機構螺旋，斜面機構傳動原傳動原

6、理理嚙合傳動原理嚙合傳動原理摩擦傳動原理摩擦傳動原理流體傳動原理流體傳動原理 機構機構功能功能齒輪機構齒輪機構摩擦輪機構摩擦輪機構流體機構流體機構4 2.2 機構的方案構思與評定、選擇機構的方案構思與評定、選擇從上面對機構功能元圖和常見的一些機構，通過排列組合，我們可以得到許多方案，在眾多方案之中我們選定了兩組方案進行討論：方案一：圖 1-11 藥膏底布 2 油紙 3 料槽方案二：5圖 1-2以下是以下是對對方案一、二的方案一、二的設計討論設計討論：相同點：由于整條生產線相對較長，所以在各各機構之間都采用同步帶傳動，這樣不可以實現遠距離的傳動，同時還可以起緩沖機構的沖擊作用。傳送帶都是直接采用

7、黑藥膏的基料-布為傳送體，這是由于這種布料有一定的韌性，能夠滿足傳送的要求。傳送帶都是采用槽輪式間歇機構實現間歇傳動。在下料機構中方案一、二都是采是定量泵定量的方法去下料。不同點：在下料機構中定量泵定量的機構不一樣。方案一是用兩個曲柄滑塊機構的相互配合實現，而方案二是用兩個凸輪推桿機構來實現。沖壓和剪斷的機構不一樣。方案一是用典型的六桿沖壓機構，而方案二是用兩個曲柄滑塊機構。在剪斷機構中方案二增加了一對齒輪和槽輪機構。對對方案一、二方案一、二優優缺點缺點評評定定：在下料機構中方案二用兩個凸輪相互協調控制下料，根據凸輪的特點，我們只要簡單地改變凸輪的輪廓曲線就可以改變下料量，而且下料比方案一的精

8、度要高，但由于加工凸輪不易，所以制造成本相對會變高。在沖壓和剪斷機構中，方案一用了六桿的沖壓增力機構，這種機構機械增益大，能獲得良好的力學性能。但由于增多了桿件，成本會高，同時機械尺寸相對較大，機械顯得大而笨重。在剪斷機構中，方案二用了槽輪和齒輪，使得剪斷具有間歇運動。同時齒輪之間的傳動比大，能使小齒輪獲得較高的速度，這有利于在剪斷時增大剪力，防止剪切不完全，有連布絲的現象。6在傳送運布帶的兩個壓輪中，方案二采用上下用兩對齒輪聯接起來，使得上下兩個壓輪都具動力，這對傳送布料有利。最終方案的確定，我們作了綜合考慮選擇方案二來設計。步進傳送帶機構下料機構沖壓機構剪斷機構構采用槽輪機構，將撥盤的連續

9、轉動機構變為間歇轉動，從而帶動布料。用定量泵定量原理，運用兩個凸輪同時控制物料的進出，只需改變凸輪的輪廓就可以改進物料的進出量。用曲柄滑塊機構，將軸的轉動轉變為滑塊的往復運動。黑藥膏的自動生產線用槽輪間歇機構，以大凸輪帶動小凸輪，增大傳動比，小齒輪再串聯曲柄滑塊，從而實現剪斷刀的間歇與快速剪切功能。3 機構尺寸的設計過程與計算機構尺寸的設計過程與計算為了設計好合格的黑藥膏尺寸，我們作了簡單的模擬生產的整過程，如圖所示：從市場上購買的黑藥膏7 最終我們確定了機構的運動循環圖，上面標明了我們在主軸轉過多少角度時各個機構的運動情況，這是我們后續設計的依據。只有根據這個循環圖，設計出來的各個機構才能協

10、調地工作。8圖 1-33.1 傳送帶壓輪的設計對壓輪來說，最重要的是設計它的直徑有多大？這就要根據我們的黑藥膏的直徑來確定。因為傳送帶是采用間歇運動的，它的運動時間我們設計為主軸回轉周期的 1/4，這也就是說我們的壓輪轉過 1/4 時就要傳過一個黑藥膏的直徑，為了沖壓和剪斷時方便，我們在直徑的大小再給多點余量，由于藥膏的直徑為 90mm,所以我們設計每進 100mm就傳送一個產品。由些可得壓輪半徑 c=2r 1/4*c100得 r64mm93.2 沖壓曲柄滑塊的設計為了使制造和安裝方便，我們設計是對心的曲柄滑塊機構，同時滿足上述工作循環圖，我們設計曲柄滑塊最大的行程為 50mm，根據曲柄滑塊知

11、識，我們可知曲柄長度為50/225mm.。我們知道，對心的曲柄滑塊機構的最小傳動角出現在曲柄 ab 與機架垂直的位置。為了最小傳動角大于 30 度。則 030sinlab 得50l我們取mm。70labc103.3 凸輪輪廓曲線的確定凸輪輪廓曲線對下料的精度極其重要，如何設計下料量，如何畫出廓線是本次設計的要點與難點。對凸輪行程 h 的確定由我們對下料藥膏的量為 2714mm ,那么根據3hrv2得mmh24圖 1-4運動規律最大速度最大加速度最大躍度適用場合等速運動1.00低帶輕載等加速等減速2.004.00中速輕載余弦加速度1.574.93中速重載正弦加速度2.006.2839.5中高速輕

12、載五次多項式1.885.7760.0高速中載由表可知正弦加速度規律曲線是無剛性也無柔性沖擊，所以我們選正弦加速度曲線，再根據運動循環圖得 0009002900900190024mmh 11再在三維軟件 ug nx 中編寫好參數，直接建模即得凸輪的輪廓，如圖所示：圖 1-512當在最大壓力角滿足的情況下我們改變凸輪半徑進行曲率分析得到的結果如上圖所示，第一個比第二個凸輪曲率連續得好，運動時更平穩，所以我們選擇第一個凸輪。133.4 凸輪的回轉體平衡設計如右圖所示，凸輪所具有的偏心質量是 m，它的回轉半徑為 r ,方向如圖所示，轉子角速度為 w, 則它的偏心質量所產生的離心慣性力為： fi=miw

13、2ri i=1為了平衡這離心慣性力，可在轉子上加一平衡質量 mb，使其產生的離心慣性力 fb與偏心質量的離心慣性力 f 平衡。所以靜平衡的條件是： f=fi+fb=0 (6-2)設平衡質量 mb的矢徑為 rb,則(6-2)可化為 m r +mbrb=0平衡質徑積 mbrb的大小和方位，由 fx=0fy=0 有 (mbrb)x= - miricosi (mbrb)y= - mirisini則平衡質徑積得大小為 mbrb= (mbrb)2x+(mbrb)2y 初始設計建模過程：14在 ug 中可以查到質心的位置及其它相關信息因為 m=0.281kg r=12.58mm =0 為平衡凸輪可以在 rb

14、=20mm 處減去質量 mbmb=0.1767kg已知，凸輪厚度為 10mm, 鋼的密度為 =7.8103kg/m3則挖空的半徑 r 為r=（mb/10）=28.86mm154 各機構的動態運動分析各機構的動態運動分析4.1 曲柄滑塊的運動仿真信息曲柄滑塊的運動仿真信息164.2 凸輪的運動仿真分析如圖：凸輪的運動仿真分析如圖：17第二章一、一、電動電動機的機的選擇選擇設計計算及說明結果181 1電動機功率的選擇電動機功率的選擇本機器主要包括三大塊功能：牽引機構、沖壓截斷機構、下料機構，所以計算功率時分三大塊來計算初功率。1 1）牽引機構功率牽引機構功率 p1p1：此機構主要是橡膠滾筒與藥膏布

15、料之間的靜摩擦力的作用消耗，由相關資料查得橡膠與布料之間的摩擦系數 1.6 如圖：由設計要求每秒鐘要有 8 個產品可算出： n=得：ldnn=2(r/s)=120(r/min)dnl1281008其中：n 為生產率，d 為橡膠滾筒的直徑，l 為黑藥膏的長度：根據公式 p=fv=fr=2rnnf在 ug 軟件中初步測量出牽引滾筒的質量為 m=1.95kg,再加上彈簧的預緊力 f=10n所以=29.5nnf則 p=18.98(w)19w25 .296 . 1106414. 323查詢結果如圖所示：1.61.6n=120(r/min)120(r/min)nf =29.5np=19w19w19計算出牽

16、引滾筒的 p 后，還要看具體的支撐與傳動情況，最終算出p1=?查表得：一對滾動軸承傳動效率=0.980.995 v 帶傳動效率為z=0.940.97v圓柱齒輪閉式的傳動效率為=0.960.98cp=p1zzzczvvv所以 p1=25.8(w)2)沖壓與截斷機構的功率計算沖壓與截斷機構的功率計算由于沖壓與截斷機構是一個曲柄滑塊機構，在工作運動時速度是周期性變化的，所以在計算功率時取平均速度=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則=/()0.86(w)

17、23ppzvv3)下料機構功率計算下料機構功率計算由參考資料包裝機械設計查得大約功率為 p4=200w由此，將三大機構的功率加起來得總消耗功率=p1+p4=25.8+0.86+200=226.66(w)總p23pp1=25.8(w)p1=25.8(w)23p =0.86wp4=200w總p =226.66w20212 選擇電動機的轉速選擇電動機的轉速由于考慮到在同一類型、功率相同的電動機有多種轉速，轉速越低，其價格就越高，所以選擇電動機的轉速為 1400r/min。3 確定電動機的型號確定電動機的型號根據選定的電動機的功率、轉速，考慮到安裝的方便，由機械設計手冊查得：型號: ao2-7114額

18、定功率/w: 250額定電壓/v: 380滿載時|電流/a: 0.83滿載時|轉速/(r/min): 1400滿載時|效率(%): 67滿載時|功率因數: 0.68轉子鐵心/mm)|外徑: 110轉子鐵心/mm|內徑: 67轉子鐵心/mm|長度: 50氣隙長度/mm: 0.25槽數|定子: 24槽數|轉子: 30定子繞組|線規/mm: 1-0.4定子繞組|每槽匝數: 188定子繞組|每相串聯匝數: 1504定子繞組|節距: 27堵轉電流/額定電流: 6.0堵轉轉距/額定轉距: 2.2最大轉距/額定轉距: 2.4ao2-7114 為為所選電機所選電機二、二、傳動傳動裝置的裝置的總傳動總傳動比及其

19、分配比及其分配設計計算及說明1 計算總傳動比計算總傳動比由電動機的滿載轉速（所選電機的額定轉速 n=1400r/min）和工作機主mn動軸的轉速（可以由圖 1-3 確定）可確定傳動裝置的總傳動比wn=1400/4802.9wmnni 2 合理分配傳動比合理分配傳動比由于只設計一級傳動，所以9 . 21ii=2.99 . 21i22三、三、計計算算傳動傳動裝置的運裝置的運動動和和動動力參數力參數設計計算及說明1 各軸的轉速各軸的轉速 n(r/min)8 .4828 .4824 .2418 .4828 .4824 .2418 .4828 .482140098765432nnnnnnnnni2 各軸

20、輸入功率各軸輸入功率 p(kw)各軸輸入功率分別為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 各軸輸入轉矩各軸輸入轉矩 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參數軸 1軸 2軸 3軸 4軸 5軸 6軸 7軸 8軸 9轉速1400428.8428.8241.4428.8428.8241.4428

22、.8428.8功率(w)242.55223.43102.9140.320.1547.437.1655.8555.85轉矩n.m1.6554.4192.0353.1920.3990.9752.9771.1051.105四、四、傳動傳動零件的零件的設計設計及及計計算算1、帶傳動的設計（帶的設計）設計計算及說明12v結果1）設計功率29. 024255. 02 . 1pkpad為工況系數ak0.29dp24p 為傳遞的功率2）選定帶型根據t 和查得：選用 z 型帶29. 0dp14001n3）傳動比 i 的計算9 . 28 .482/140021nni4）小帶輪的基準直徑的確定按表普通和窄 v 帶輪

23、（基準寬度制）直徑系列 、 窄 v 帶輪（有效寬度制）直徑系列選定，mmd5015）大帶輪的基準直徑的確定根據公式 再按表普通和窄8 .142)015. 01 (509 . 2)1 (12didv 帶輪（基準寬度制）直徑系列 、 窄 v 帶輪（有效寬度制）直徑系列選定mmd14026）帶速的驗算5 . 31000606 . 3100060222111ndvndv7）初定軸間距由得：)(2)(7 . 021021ddadd3801330 a8）所需基準長度mmaddddald72.7964)()(2202122100查普通 v 帶的基準長度系列（摘自 gb/t 11544-1997）得mmld8

24、00選用 z 型帶i=2.9mmd501mmd1402mmld800259)實際軸間距mmllaadd247200安裝時所需要最小軸間距mmlaad235015. 0min張緊或補償伸長所需最大軸間距mmlaad27103. 0max10)小帶輪包角計算1593 .57180121add11）單根 v 帶傳遞的額定功率 根據帶型、和查表各種類型 v 帶的額定功率得：1d1n16. 01p12）傳動比 i 不等于 1 的額定功率增量03. 01p13）v 帶的根數2)(11ldkkpppz：小帶輪包角修正系數，查表“小帶輪包角修正系數”得=0.96kk:帶長修正系數，查表“帶長修正系數”得=0.

25、86lklk14)單根 v 帶的預緊力計算04.3315 . 250020mvzvpkfdm-v 帶每米長的質量（查表“v 帶每米長的質量 m”得 m=0.06kg/m15)作用在軸上的力97.1292sin210zffr16）帶輪的結構和尺寸設計a=247mm=235mmmina=271mmmaxa16. 01p03. 01pz=204.330frf97.12926見圖（？）用同樣的方法計算出其它的帶設計的相關數據結果1）帶）帶的設計的設計23v一、初始條件 傳動功率 p 為：0.22343(kw) 主動軸轉速 n1 為：482.8(r/min) 從動軸轉速 n2 為：482.8(r/min

26、) 傳動比 i：1 二、選定帶型和基準直徑 設計功率 pd:0.27(kw) 帶型:spz 型 小帶輪基準直徑 dd1:140(mm) 小帶輪基準直徑 dd2:140(mm) 三、軸間距的確定 初定軸間距 a0:295(mm) 所需基準長度 ld:1120(mm) 實際軸間距 a:340(mm) 四、額定功率及增量的確定 單跟 v 帶傳遞的額定功率 p1:0.22(kw) 傳動比 i1 的額定功率增量 p1:0.01(kw) 五、帶速、包角和 v 帶根數 帶速 v:3.54(m/s) 小帶輪包角 :180() v 帶的根數 z :2 六、各項力的計算 v 帶每米長的質量 m:0.06(kg/m

27、) 單跟 v 帶的預緊力 fo:29.35(n) 作用在軸上得力 fr :117.4(n)2）帶）帶的設計的設計36v一、初始條件 傳動功率 p 為：0.10291(kw) 主動軸轉速 n1 為：482.8(r/min) 從動軸轉速 n2 為：482.8(r/min)27 傳動比 i：1 二、選定帶型和基準直徑 設計功率 pd:0.12(kw) 帶型:spz 型 小帶輪基準直徑 dd1:140(mm) 小帶輪基準直徑 dd2:140(mm) 三、軸間距的確定 初定軸間距 a0:258(mm) 所需基準長度 ld:1000(mm) 實際軸間距 a:280(mm) 四、額定功率及增量的確定 單跟

28、v 帶傳遞的額定功率 p1:0.22(kw) 傳動比 i1 的額定功率增量 p1:0.01(kw) 五、帶速、包角和 v 帶根數 帶速 v:3.54(m/s) 小帶輪包角 :180() v 帶的根數 z :1 六、各項力的計算 v 帶每米長的質量 m:0.06(kg/m) 單跟 v 帶的預緊力 fo:26.18(n) 作用在軸上得力 fr :52.36(n)2、齒輪傳動的設計設計計算及說明結果281選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1）選用直齒圓柱齒輪傳動2）由于該機器運動速度不是很高，是一般機器，選用 7 級精度（gb/10090-88）3)材料選擇。由表查得選擇小齒材料為 40cr(調質)

29、，硬度為 270hbs，大齒輪材料為 45 鋼(調質)，硬度為 230hbs，二者材料硬度相差 40hbs。4）選擇小齒輪的齒數為511z因為傳動比為 1，所以512z2.按齒面接觸強度計算數值由設計計算公式進行試算，即3211132. 2hedtzktd(1)確定公式內的各計算數值1）試選載荷系數1 . 1tk2）計算小齒輪傳遞的轉矩975. 01t3）由表查得選取齒寬系數2 . 0d4）由表查得材料的彈性影響系數218 .189 mpaze5）由圖表近齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；mpah6001lim大齒輪的接觸疲勞強度極限mpah5502lim6）計算應力循環次數911109

30、. 1)1530082(18 .4286060hjlnn922109 . 1)1530082(18 .4286060hjlnn7）由表選取接觸疲勞壽命系數 90.01hnk95. 02hnk8）計算接觸疲勞許用應力取失效率為 1%，安全系數 s=1 得：29mpaskmpaskhhnhhhnh5 .52255095. 05406009 . 02lim221lim11(2)計算1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值td1h75. 25 .5228 .1892 . 02975. 01 . 132. 2132. 2323211hedtzktd2）計算圓周速度 vsmndvt/87. 2100060

31、8 .428128100060113）計算齒寬 b6 .251282 . 01tddb4）計算齒寬與齒寬之比hb模數： 509. 211zdmtt齒高：645. 525. 2tmh53. 4645. 56 .25hb5）計算載荷系數根據 =2.87m/s,7 級精度，查表得動載系數；v1 . 1vk直齒輪，;1fhkk查得使用系數：1ak由表查得用插值法得 7 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，。10. 1hk由，查得;故載荷系數：53. 4hb10. 1hk062. 1fk21. 1hhvakkkkk6）按實際的載荷系數校正所算得的分度直徑得：1 . 1vk11fhkk1ak10. 1hk

32、0 . 1fk30838. 21 . 121. 175. 23311ttkkdd3.按齒根彎曲強度設計按彎曲強度的設計公式為： 32112fsafadyyzktm（1）確定公式內的各計算數值1）同表查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強mpafe5001度極限；mpafe38022）彎曲疲勞壽命系數；88. 0,85. 021fnfnkk3）計算彎曲疲勞許用應力由彎曲疲勞安全系數 s=1.4,得： 86.2384 . 138088. 057.3034 . 150085. 0222111skskfefnffefnf4）計算載荷系數 k1 . 1111 . 11ffvakkkkk5)查取齒形

33、系數32. 221fafayy6）查應力校正系數70. 121sasayy7）計算大、小齒輪的并加以比較fsafayy01651. 086.2387 . 132. 201299. 057.3037 . 132. 2222111fsafafsafayyyy（2）設計計算m0.163116. 00165. 0512 . 0975. 01 . 1232m4幾何尺寸計算（1）根據結構要求，同時也滿足了接觸強度和彎曲強度要求的前提下取：12821dd（2）計算中心距128221dda（3）計算齒輪寬度6 .251282 . 01dbd取，6 .301b6 .252b5.結構設計及繪制齒輪零件圖見圖（04

34、）12812821dd128ab=25.63、軸的設計設計過程及說明結果1.軸的初始條件的計算1）求輸出軸上的功率 p，轉速 n,和轉矩 tp(kw)n(r/min)t(n.m)0.22343428.84.4192求作用在軸上的力因為軸連接的是皮帶輪，所以只受到徑向力的作用，由皮帶設計算得rf97.129rf3. 初步確定軸的最小直徑先按公式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼，調質處理。查幾種軸用材料的及 a 值得軸的材料: 45 /mpa: 3040 a: 118107取，于是得：1100a85. 88 .42822343. 0110330minnpad9 .129rf最小直徑3

35、2輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處理的直徑。為了使所選的軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩，查表【工作情況系數】，考慮到轉矩tktacaak變化很小，故，則3 . 1ak7447. 5419. 43 . 1tktaca按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準 gb/t 50142003cat或手冊，選型號: lt2公稱轉矩 tn/(nm): 16許用轉速n|鐵(r/min): 5500許用轉速n|鋼(r/min): 7600軸孔直徑 d1、d2、dz|鐵(mm): 12、14軸孔直徑 d1、d2、dz|鋼(mm): 12、14軸孔長度|y 型|l(mm

36、): 32軸孔長度|j,j1,z 型|l1(mm): 20軸孔長度|j,j1,z 型|l(mm): 軸孔長度|l(mm)推薦: 35d|(mm): 80a|(mm): 18重量|(kg): 1.2轉動慣量|(kgm2): 0.0008許用安裝補償|y(mm): 0.1許用安裝補償|: 454.軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖所示2）為了滿足半聯軸器的軸向定位要求, iii 軸段右端需制出一軸肩,所以 d=143）初步選擇滾動軸承。因軸只受有徑向力作用，故選用單列常用的深溝軸承。參照工作要求并根據 dii=62mm，由軸承產品目錄中初步選取85. 8mind聯軸器型號：lt233基本

37、尺寸/mm|d: 12基本尺寸/mm|: 28基本尺寸/mm|b: 8安裝尺寸/mm|da (min): 14.4安裝尺寸/mm|da (max): 25.6安裝尺寸/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基本額定載荷/kn|cr: 5.10基本額定載荷/kn|c0r: 2.38極限轉速/(r/min)|脂: 20000極限轉速/(r/min)|油: 26000重量/kg|w : 0.022軸承代號|60000 型: 6001由此可以知道軸肩的高度，所以 diii=254）根據安裝帶輪處的軸段

38、 ivv 的直徑=18mm；齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為 6mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取 l=24mm。帶輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h0.07d，故取 h=6mm，則軸環處的直徑 d=25mm。軸環寬度b=12mm。5.求軸上的載荷首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置是，應從手冊中查取 a 值。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖,如圖所示：34從軸的結構簡圖以及彎矩和扭矩圖可以看出與皮帶輪配合的中間截面是軸的危險截面。現將計算出危險截面處的、及 m 的值列于下表hmvm載荷水平面 h 垂直面 v支反力

39、f=0n, =0n1nhf1nhf=69.25n , =60.6n1nvf2nvf彎矩 m=0n.mmhmmmnmv.5 .2908總彎矩m=2908.5n.mm扭矩 tt=4419n.mm6.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據公式及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭矩切應力為脈動循環變應力，取 a=0.6，軸的計算應力:75. 84506 .3935182)5 . 318(5 . 3632186 .39352)(32)44196 . 0(5 .2908)(23232222dtdbtdwtmca前已選定軸的材料為 45 鋼，調質處理，由表【軸

40、的常用材料及其主要力學性能】查得。因此 ，故安全。mpa601ca17.軸的結構尺寸設計見圖（01）75. 8ca4、鍵的設計設計過程及其說明結果1. 選擇鍵聯接的類型和尺寸35一般 8 級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵聯接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（a 型） 。根據 d=18mm 從表 6-1 中查得鍵的截面尺寸：寬度 b=6mm，高度h=6mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長 l=18mm（比輪轂寬度小些） 。普通平鍵(摘自 gb/t1095-2003，gb/t1096-2003)軸徑 d: 1722鍵的公稱尺寸|b(h8): 6鍵的公稱尺寸|(h8)h(11)

41、: 6鍵的公稱尺寸|c 或 r: 0.250.4鍵的公稱尺寸|l（h14）: 1470每 100mm 重量kg: 0.028鍵槽|軸槽深 t|基本尺寸: 3.5鍵槽|軸槽深 t|公差: (+0.2,0)鍵槽|轂槽深 t1|基本尺寸: 2.8鍵槽|轂槽深 t1|公差: (+0.2,0)鍵槽|圓角半徑 r|min: 0.16鍵槽|圓角半徑 r|max: 0.252. 校核鍵聯接強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表 6-2 查得許用擠壓應力=100120mpa，取其平均值，=110mpa。鍵的工作長度 l=l- p pb=18mm-6mm=12mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5*6mm=3mm。由于（6-1）可得 =110mpampakldtp6 .131812310419. 4210233 p所以該鍵的選擇是正確的，鍵的標記為：鍵 a6*6gb/t 10962003（一般 a 型鍵可不標出“a” ，對于 b 型或 c 型鍵，需將鍵標為“鍵 b”或“鍵 c” ）bxh