钢筋弯曲机的设计毕业设计.doc

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1、 机械工程大学毕 业 论 文（设计） 题 目： 钢筋弯曲机的设计 姓 名： 学 院： 机电工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 2008.02 学 号： 指导教师： 2013年06月18日目 录摘 要IABSTRACTII1绪 论11.1钢筋弯曲机的设计的目的和意义11.2钢筋弯曲机的国内外研究现状11.3设计主要研究的内容22 总体方案的确定42.1传动方案的确定42.2工作台面的弯曲方案及弯曲的控制63电动机的选择83.1钢筋受力情况与计算有关的几何尺寸83.2弯曲20的钢筋所需的弯矩83.3电动机的确定94确定传动比及运动参数114.1分配传动比114.2计算传动装置的运

2、动和动力参数115 V带传动的传动设计135.1 V带的设计计算135.2带轮的结构设计156圆柱齿轮设计176.1 第一级齿轮传动设计176.2 第二级齿轮传动设计217 轴的设计及校核267.1 轴的设计267.2 轴的设计287.3 轴的设计307.4 轴的校核327.5 轴的校核377.6 轴的校核398 轴承和键的校核438.1轴承校核438.2键的校核449 结论46参考文献47致 谢48钢筋弯曲机设计摘 要钢筋弯曲机是建筑工地必不可少的机械，能有效的提高生产效率，减少工人劳动强度，提高钢筋弯曲精度。本文所设计的钢筋弯曲机适用于弯曲4-20毫米的钢筋，其传动机构为全封闭式，采用两级

3、变速，工作转速满足弯曲要求，使加工效率高、加工精度高、劳动强度小。钢筋的弯曲角度由工作盘侧面的触杆与限位开关调节，打弯钢筋后可以自动归位，能实现弯曲角度的自动化。与目前实际应用的各种钢筋弯曲机相比，本机操作简单，弯曲形状一致，调节方便，性能稳定。本文对V带轮和圆柱传动齿轮进行了设计计算，并对轴、键和轴承等关键部件进行了力学分析计算和强度校核，表明该钢筋弯曲机完全符合设计要求。关键词：钢筋弯曲机；弯曲角度；弯矩；主轴扭矩1.3.2研究方法在充分了解现在国内外钢筋弯曲机的基础上，分析各种弯曲机的优缺点，利用已有的样品及技术，通过借鉴改进，设计出一种更加高效的钢筋弯曲机。设计过程中主要用到、机械制造

4、、机械设计、材料力学、动力传动装置设计等课程方面的知识。1.3.3技术路线调查研究查资料写出开题报告确定总体方案钢筋弯曲机整体方案的设计动力设备计算选型动力传动装置、工作台面设计绘制钢筋弯曲机的总装配图及零件图撰写设计说明书。2 总体方案的确定2.1 传动方案的确定下面以二级变速对各方案的精度和效率进行计算比较。2.1.1钢筋弯曲机的传动精度（1）蜗轮蜗杆传动蜗轮蜗杆传动的精度由机械原理教材11-12查得， 公式(2-1)式中，为第1级齿轮传动误差；蜗轮蜗杆传动误差；为蜗轮蜗杆传动比，由于涡轮蜗杆的传动比较大，所以取=30。代入式2-1相关参数有（2）全齿轮传动全齿轮传动的精度 公式（2-2）

5、式中, 为第1,2级齿轮传动误差。取第二级齿轮的传动比为。代入式2-2相关参数有（3）传动精度的比较为便于比较,设定各级齿轮传动误差相同，均以表示,蜗轮蜗杆传动的误差与齿轮传动误差几乎相等，即。则，。由此可得出，采用蜗轮蜗杆传动时,传动精度较高。2.1.2钢筋弯曲机的传动效率（1） 蜗轮蜗杆传动的效率 公式（2-3）式中，为第1级齿轮传动效率取0.98； 为蜗杆传动效率，这是分析的关键。而 公式（2-4）式中，为搅油及溅油效率，取0.96；为轴承效率，在此不计功率损失；为蜗轮螺旋副啮合效率。当蜗杆主动时， 公式(2-5)式中,为分度圆柱导程角，啮合摩擦角，由啮合摩擦系数确定，即 ，由设计手册查

6、得543。大多数生产厂家的蜗杆采用45钢，蜗轮采用灰铸铁(或球铁)，而导程角在12左右，蜗杆的分度圆直径d=76 mm左右，其蜗轮蜗杆表面的滑动速度 ，代入相关参数计算得Vs0.598 m/s。将以上数据代入公式2-5得，=tan12/tan(12+543)0.66又由公式2-4得=0.960.66=0.639 将 代入公式2-3得涡轮蜗杆传动效率=0.980.639=0.626。（2）全齿轮传动全齿轮传动的效率 公式（2-6）式中,，分别为第1，2级齿轮传动的效率,均取为0.98，代入公式2-6得，=0.96。（3）传动效率的比较由上述计算可知，蜗轮蜗杆传动的效率仅为全齿轮传动的62.6%。

7、实际上,如果计入带传动、支承轴承的功率损失,蜗轮蜗杆传动的弯曲机效率在0.5以下，处于自锁状态；而全齿轮传动的效率高达96%,几乎没有能量的损失，可以很大程度上节能，减少这一部分的资金投入。2.1.3最终传动方案的确定经过对涡轮机构和全齿轮机构的传动精度和传动效率的比较发现，涡轮蜗杆虽然传动精度较高，但是能量损失太大，况且本文所设计的钢筋弯曲机对钢筋弯曲的精度控制与传动方案的精度关系很小，本文所采用的是另一种由行程开关、分度盘等组成的自动化装置，更好的控制弯曲精度，从这方面考虑，全齿轮传动方案，比较适合应用于钢筋弯曲机。另外，目前钢筋弯曲机的工作负荷较大，需要消耗大量的能量，所以应该选择效率高

8、的方案，因此从此角度考虑仍优先选择全齿轮传动。由于传动级数越多，能量损失越大，因此为了减少能量损失，尽量减少变速等级，所以初步选择三级变速，包括带传动和二级齿轮变速；同时综合考虑钢筋弯曲机的工作环境及要求，选择全齿轮传动方案。传动示意图如图1-1。图1-1 传动原理示意图1压弯销轴 2中心销轴 3工作圆盘 4齿轮 5电机 6带轮 7V带2.2工作台面的弯曲方案及弯曲的控制2.2.1 工作台面弯曲方案传动系统将动力传至工作圆盘，在工作圆盘中心位置安装有中心销轴，并在圆盘上安装压弯销轴。当工作圆盘旋转时，带动压弯销轴绕着工作,同时中心销轴相对静。将钢筋放于中心销轴与压弯销轴之间，开动机器，即可实现

9、对钢筋的弯曲。2.2.2弯曲角度的控制在工作圆盘外侧安装一分度盘，并在分度盘上安装一行程开关。首次弯曲时，现将行程开关移动到一个角度，并且试弯一根钢筋，然后将弯好的钢筋取下用钢筋角度测量器量取试弯角度，将该角度与所要弯曲的角度经行比较，移动形成开关，减去试弯角度与实际需要角度之间的差值，从而可以获得精确的弯曲角度。此时该方法至多试弯一次即可确定弯曲角度，方法简单而且精确。3电动机的选择3.1钢筋受力情况与计算有关的几何尺寸图2-1 弯曲工作部分示意图1压弯销轴 2钢筋 3中心销轴 4工作圆盘 5支承挡销初步设计钢筋弯曲机的工作盘尺寸为：直径400mm,L1=120mm，L0=170mm,=ar

10、cos(L1/L0)= arcos(120/170)=45o。3.2弯曲20的钢筋所需的弯矩3.2.1达到屈服极限时的始弯矩由材料力学教材13得， M0=k1Ws 公式（3-1）其中,W=0.1d3=0.1203=800mm3。对于25MnSi，s=373N/mm2。由公式3-1可得出，始弯矩M0=(1.7800373)N.mm=507.28N.mm。3.2.2变性硬化后的终弯矩 M1=（k1+k0/2Rx）Ws 公式（3-2）其中，k0为相对强化系数，由延伸率p=0.14可得，;Rx为相对直径，R为弯心半径，R=3d0，所以。将以上计算数值代入公式3-2得，M1=(1.7+15/6)8003

11、73N.mm=1253.28N.mm。3.2.3钢筋弯曲所需弯矩 Mt=(M0+M1)/2/k 公式（3-3）其中k为弯曲时的滚动摩擦系数，k=1.05，由公式3-3得Mt=(507.28+1253.28)/2/1.05N.mm=838.4N.mm。3.2.4对圆盘初选工作尺寸的校核钢筋弯曲力 公式（3-4）式中，d为弯曲钢筋直径(mm) ，d =20mm（取最大直径）；为材料强度，由手册查得=600MPa；K为安全系数(取1. 3)；R为弯曲半径，弯曲直径120mm-210mm,取最小R=120/2=60mm。则代入公式3-4数据得F1=0.61.320600/60=156KN由M=F1L0

12、sin2=156170()2N.mm13235.04838.4N.mm知，圆盘工作能力满足要求，因此其尺寸也就符合设计要求。3.3电动机的确定由上面计算可知Mt=838.4N.mm，又有已知条件知转速n=30r/min。由功率一扭矩关系公式：P0=Tn/9550=838.430/9550KW=2.63KW式中，P0为输出功率；为主轴转速；T为主轴传递的扭矩，T=Mt=838.4N.mm。考虑到传动部分机械效率0.75，则电机最大负载功率P=P0/=2.63/0.75=3.5KW；电动机选用Y系列三相异步电动机，额定功率Pm=4KW；额定转速，其电动机的型号为Y112M4。4确定传动比及运动参数

13、4.1分配传动比4.1.1总传动比 4.1.2分配装置传动比由，式中分别为带传动和减速器传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取=4，则减速器传动比为：4.1.3分配减速器各级传动比i=i1i2，其中i1为高速级齿轮传动的传动比，i2为低速级齿轮传动的传动比因为，取i1=4，则i2=3。4.2计算传动装置的运动和动力参数4.2.1各轴转速轴 轴 轴 4.2.2各轴输入功率轴 轴 轴 4.2.3各轴输入转矩 轴 轴 轴 运动和动力参数计算结果整理于下表4-1表4-1轴名输入功率P/kW输入转矩T/Nm转速nr/min传动比i轴3.80100.803604轴3.61383.06903轴3.43

14、1091.88305 V带传动的传动设计5.1 V带的设计计算5.1.1确定计算功率由设计手册14查得工作情况系数故5.1.2选择V带带型根据，nm=1440r/min,由设计手册选用A型。5.1.3确定带轮基准直径并验算带速（1）初选小带轮的基准直径dd1=90mm。（2）验算带速v因为，故带速合适。（3）计算大带轮基准直径dd1 根据设计手册标准，将大带轮直径圆整为dd2=355mm5.1.4确定V带的中心距和基准长度（1）初选中心距由机械设计教材15查得， 0.7(dd1+dd2)a2(dd1+dd2) 公式（5-1）由公式5-1计算得，311.5mma890mm，初定中心距。（2）计算

15、带所需的基准长度由设计手册标准选带的基准长度。（3）计算实际中心距a所以中心距变动范围为，506mm587mm5.1.5验算小带轮上的包角5.1.6计算带的根数z（1）计算单根V带的额定功率由和，由设计手册查得根据，i=4和A带型，查设计手册得由设计手册查得，于是（2）计算V带的根数z。 取4根。5.1.7计算单根V带的初拉力的最小值F0由设计手册得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m。所以所以应使带的实际初拉力F0（F0）min5.1.8计算压轴力Fp 所以应使压轴力Fp（Fp）min5.2带轮的结构设计5.2.1带轮的设计参数要求（1）V带轮的材料采用铸铁，牌号为HT200（2）加工要求

16、：轮槽工作面粗糙度为3.2（3）结构要求：基准宽度，基准线上槽深，基准线下槽深，槽间距 。5.2.2大带轮的结构设计大带轮根据结构需要采用轮辐式，如图51，具体尺寸详见图纸。5.2.3小带轮的设计小带轮采用实心式，如图52所示。图51大带轮图52小带轮6圆柱齿轮设计设计寿命为15年，假设每年工作300天，每天工作8小时6.1 第一级齿轮传动设计6.1.1 选定精度等级、材料及齿数（1）弯曲机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。（2）材料选择。选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差为40HBS。（3）选用小齿轮

17、齿数z1=20,大齿轮齿数z2=。6.1.2按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即 d1t= 公式（6-1）（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt=1.3。由设计手册选取齿宽系数d=1，材料弹性影响系数ZE=189.8MPa；按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 1=600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 2=550MPa。（2）计算应力循环次数。N1=60n1jLh=603601830015=6.48108N2=6.48108/4=1.62108（3）计算接触疲劳许用应力由设计手册取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.95；取失效概率为1%，安全系

18、数S=1，得6.1.3计算齿轮的尺寸参数（1）计算小齿轮分度圆直径d1t,代入H中较小的值d1t（2）计算圆周速度vv=（3）计算齿宽bb=dd1t=164.625mm=64.625mm（4）计算齿宽与齿高比模数mt=齿高 h=2.25mt=2.253.231mm=7.27mm（5）计算载荷系数根据v=1.22m/s，8级精度，并由设计手册查得，动载系数Kv=1.10；直齿轮，KH=KF=1；使用系数KA=1.25；用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.463；由，KH=1.463查得KF=1.40；故载荷系数 K=KAKVKHKH=1.251.1011.463=2.01

19、2按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由公式得d1=（6）计算模数m6.1.4按齿根弯曲强度设计设计公式为 公式（6-2）（1）确定公式内的各计算数值由设计手册查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限FE2=380MPa；弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88，KFN2=0.90；（2）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得 （3）计算载荷系数KK=KAKVKFKF=1.251.1011.4=1.925（4）齿形系数由设计手册查得 YFa1=2.80；YFa2=2.22。（5）应力校正系数设计手册查得 YSa1=1.55；YSa2=1.77。（6）计

20、算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值较大。6.1.5设计计算由公式6-2得，对比计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.52并圆整为标准值m=3.0,按接触强度算得的分度圆直径d1=82.889mm,得出小齿轮齿数 z1=大齿轮齿数 z2=284=112这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。6.1.6几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 d1=z

21、1m=283mm=84mmd2=z2m=1123mm=336mm（2）计算中心距a=（3）计算齿宽b=dd1=184mm=84mm取B2=85mm,B1=90mm。6.1.7 齿轮的结构齿轮，如图6-1；齿轮2，如图6-2。图6-1齿轮图6-2齿轮6.2 第二级齿轮传动设计6.2.1 选定精度等级、材料及齿数（1）弯曲机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。（2）材料选择。选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差为40HBS。（3）选用小齿轮齿数z1=25,大齿轮齿数z2=。6.2.2按齿面接触强度设计（1）确定

22、公式内的各计算数值试选载荷系数Kt=1.3。由设计手册查得，齿宽系数d=1，材料弹性影响系数ZE=189.8MPa；按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 2=550MPa。（2）计算应力循环次数。N1=6.48108/4=1.62108N2=1.62108/3=5.4107（3）计算接触疲劳许用应力由设计手册查接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.97，取失效概率为1%，安全系数S=1，得6.2.3计算齿轮的尺寸参数（1）计算小齿轮分度圆直径d1t,在公式6-1代入H中较小的值d1t（2）计算圆周速度vv=（3）计算齿宽

23、bb=dd1t=1101.620mm=101.620mm（4）计算齿宽与齿高比模数 mt=齿高 h=2.25mt=2.254.065mm=9.146mm（5）计算载荷系数。根据v=0.479m/s，8级精度，并有由设计手册查得，动载系数Kv=1.05；直齿轮，KH=KF=1；使用系数KA=1.25；用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.463；由，KH=1.463，查得KF=1.45;故载荷系数 K=KAKVKHKH=1.251.0511.463=1.920按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由公式得，d1=（6）计算模数m6.2.4按齿根弯曲强度设计（1）确定公式6-

24、2内的各计算数值由设计手册查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限FE2=380MPa；弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90，KFN2=0.94；（2）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得（3）计算载荷系数KK=KAKVKFKF=1.251.0511.45=1.903（4）齿形系数由设计手册查得 YFa1=2.80；YFa2=2.22。（5）应力校正系数由表10-5查得 YSa1=1.55;YSa2=1.77。（6）计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值较大。6.2.5设计计算将以上数据代入公式6-2得对比计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的模数m大

25、于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数3.30并圆整为标准值m=4,按接触强度算得的分度圆直径d1=115.726mm,得出小齿轮齿数 z1=大齿轮齿数 z2=293=87这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。6.2.6几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 d1=z1m=294mm=116mmd2=z2m=874mm=348mm（2）计算中心距a=（3）计算齿宽b=dd1=1116mm=1

26、16mm 取B2=110mm,B1=115mm。6.2.7 齿轮的结构 齿轮3，如图6-3；齿轮4，如图6-4图6-3齿轮图6-4齿轮7 轴的设计及校核7.1 轴的设计7.1.1 I轴上的功率P、转速n和转矩TP=3.8KW，n=360r/min，T=100800N.mm7.1.2求作用在齿轮上的力因为切向力径向力7.1.3初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据设计手册，取A0=112,于是得取最小直径的dmin=25mm。最小直径显然安在大带轮上。7.1.4轴的结构设计（1）根据轴上零件的装配方案，确定I轴的大体形状,如图7-1所示。图7-1轴的结构

27、示意图（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足大带轮的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一定位轴肩，轴肩高度h=(0.070.1)d，故取2-3段的直径d2-3=29mm。左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=45mm。带轮与轴配合的毂孔长度L1=70mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮轮上而不压在轴的断面上，故12段的长度应比L1略短一些，现取l1-2=68mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承受径向力和轴向力，所以选圆锥滚子轴承，参照要求并根据d2-3=29mm，选择圆锥滚子轴承30207。其尺寸dDT=35mm72mm18.25mm，故取d3-4=d7-8=35mm；而

28、L7-8=18.25mm。右端轴承采用轴肩定位，查手册30207的定位轴肩高度h=4mm。故取d6-7=43mm。3）取安装齿轮处的4-5轴段的直径为d4-5=41mm；齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮1轮毂的宽度为90mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取L4-5=88mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h=(0.070.1)d，故取h=3mm，则轴环处的直径d5-6=47mm。轴环宽度,取L5-6=10mm。4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮之间的距离为30mm，故取L2-3=50mm。5

29、）取齿轮距箱体内壁之距离a=21.75，考虑到箱体的铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一些距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=18.25mm，则L3-4=T+s+a+(90-88)=(18.25+8+21.75+2)mm=50mm至此，1轴除6-7段长度外，其余各段长度及直径均已确定，6-7长度可在计算设计2轴时一并定出。（3）轴上零件的轴向定位齿轮与大带轮的与轴的轴向定位均采用平键连接。按d4-5由资料查得平键截面bh=128,键槽用键槽铣刀加工，由于键槽长度L=轮毂长度-（510）mm，取键长为80mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故由几何量公差与检测教材16知，选

30、择齿轮轮毂与轴的配合为；同样大带轮与轴的链接，选用平键为8mm7mm60mm，大带轮与轴的配合为。圆锥滚子轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径公差为m6。（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸由手册查得，轴左端倒角为145o,右端倒角为1.245o，各轴肩处的圆角半径均取R1.6。7.2 轴的设计7.2.1轴上的功率P、转速n和转矩TP=3.61KW，n=90r/min，T=383060N.mm7.2.2求作用在齿轮上的力因为，对于齿轮2 对于齿轮3 7.2.3初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据设计手册取于是得，取最小直径的dmin=40m

31、m。最小直径显然安在轴承上。7.2.4轴的结构设计（1）根据轴上零件的装配方案，确定II轴的大体形状，如图7-2所示。图7-2 轴的结构示意图（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，所以选择圆锥滚子轴承，参照要求并根据最小直径dmin=32mm，选择圆锥滚子轴承30208。其尺寸dDT=40mm80mm19.75mm，故取d1-2=d5-6=40mm。 2）右端圆锥滚子轴承右端采用轴承端盖定位，左端与小齿轮的右端之间采用套筒定位；左端圆锥滚子轴承左端采用轴承端盖定位，右端与做大齿轮的左端采用套筒定位。 3）2轴上大齿轮的轮毂的宽度为8

32、5mm，为了是套筒端面可靠地压紧齿轮，L2-3应略短于轮毂宽度，故取L2-3=83mm；同理，由于2轴上小齿轮的轮毂宽度为115mm，所以取L4-5=113mm。由于左侧轴承右侧轴肩和右侧轴承左侧轴肩为非配合轴肩，h=12mm，取d2-3=d4-5=44mm。4）大齿轮右侧与小齿轮左侧采用轴肩定位，轴肩高度h=(0.070.1)dmm，故取h=4mm，则轴环处的直径d3-4=52mm。轴环宽度b1.4h，故取L3-4=12mm。5）为了确保1、2齿轮正确啮合，故由此可计算出L1-2=88+50-2.5-83=52.5mm。6）取齿轮3距箱体内壁为a=16.25mm，右侧轴承距箱体s=8mm，已

33、知圆锥滚子轴承宽度T=19.75mm,则L5-6=s+a+T+2=（8+16.25+19.75+2）mm=46mm。7）现在已完全确定出2轴各段长度，得出2轴总长度为L=L1-2+L2-3+L3-4+L4-5+L5-6=(52.5+83+12+113+46)mm=306.5mm。所以由此可以确定出1轴中L6-7的值，L6-7=(306.5-50-88-10-18.25)mm=140.25mm。（3）轴上零件的周向定位两个齿轮与轴的链接均采用平键连接。根据大齿轮2处d2-3的值，有材料查得平键截面bh=14mm9mm，键槽用键铣刀加工，由于键长度L=轮毂长度-（510）mm，L2-3=83mm，

34、取键长L=75mm，同时为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合；同理，小齿轮3与轴连接选用平键为14mm9mm105mm，齿轮与轴的配合为。圆锥滚子轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸由手册查得，取轴段倒角为1.245o，各轴肩的圆角半径取R1.6。7.3 轴的设计7.3.1 轴上的功率P、转速n和转矩TP=3.43KW，n=30r/min，T=1091880N.mm。7.3.2求作用在齿轮上的力由于 切向力径向力7.3.3初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据手册

35、，取A0=112,于是得取最小直径的dmin=55mm。最小直径显然在与工作部分相连的联轴器安装轴段上。7.3.4轴的结构设计（1）根据轴上零件的装配方案，确定III轴的大体形状，如图7-3所示。图7-3 轴的结构示意图（2）联轴器的选择联轴器的计算转矩Tca=KAT3，有手册查得，取KA=1.3，则，Tca=KAT3=1.31091880Nmm=141944.4 Nmm按照计算转矩Tca应小于联轴器工程转矩的条件，查手册，选用YL12型联轴器，其公称转矩为1600000 Nmm。半联轴器的孔径d=60mm，故取d7-8=60mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=142mm。（3）根据轴向定位的

36、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求，78段需制出一轴肩，故取67段的直径d6-7=70mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴段挡圈直径D=63mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=142mm，为了确保轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故78段的长度应略比L短一些，现取L7-8=140mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选择单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d6-7=70mm,初步选取圆锥滚子轴承30215，其尺寸为dDT=75mm130mm27.25mm，故取d5-6=d1-2=75mm；而L1-2=27.25mm。3）左端滚动

37、轴承右侧采用轴肩进行定位。由设计手册查得30215型轴承的定位轴肩高度h=5mm,因此，取d2-3=85mm。右端滚动轴承与齿轮之间采用套筒定位。4）取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=79mm；齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为110mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此段轴应略短于轮毂宽度，故取L4-5=108mm。齿轮左侧采用轴肩定位，轴肩高度h=(0.070.1)dmm，故取h=6mm，则轴环处的直径d3-4=91mm。轴环宽度b1.4h，取L3-4=12mm。5）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆以及便于对轴承添加润滑脂的要求，取轴承端盖的外端面与

38、半联轴器左端的面间的距离L=30mm，故取L6-7=50mm。6）为了保证3、4赤齿轮的正确啮合，计算56段长度为，L5-6=(113+46-2.5-108+6.5)mm=55mm；由于L1-2+L2-3+L3-4+L4-5+L5-6=306.5mm，所以L2-3=(306.5-27.25-12-108-48.5+8.25)mm=119mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。(4)轴上零件的轴向定位 齿轮、半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。按d4-5由手册查得平键截面bh=22mm14mm，键槽用键槽铣刀加工；由于键长度L=轮毂长度-（510）mm，所以取键槽长度为100mm，同时为了

39、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，半联轴器与轴的链接，选用平键18mm11mm130mm，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，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(5)确定轴上的圆角和倒角由手册查得，取轴段倒角为2.045o,各轴肩处的圆角半径为R1.6。7.4 轴的校核图7-4 I轴7.4.1齿轮1受力切向力 径向力 7.4.2根据轴的结构图做出轴的计算简图对于30207圆锥滚子轴承，由手册查得a=16mm。简支梁额轴的支承跨距为77+197.5=274.5mm，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如图7-5至7-8。图7-5 轴水平面

40、内弯矩图图7-6 轴垂直面内弯矩图图7-7 轴总弯矩图图7-8 轴扭矩图 从轴的结构图及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算的截面C处的MH、MV及M的值列于表7-1。表7-1 I轴不同位置的弯扭矩载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=1726.8N，FNH2=673.2NFNV1=602.6N，FNV2=234.9N弯矩MH=132957N.mmMV=46400N.mm总弯矩M=140821N.mm扭矩T1T1=100800N.mm7.4.3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（即危险截面C）的强度。根据手册及上表的数据，以及轴的双向旋转

41、，扭转切应力为对称循环变应力，则取=1，轴的计算应力为前面已选定轴的材料为45钢，由手册查得。因此ca-1，故安全。7.4.4精度校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面A，II，III，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的集中应力均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A，II，III，B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面IV和V处过盈配合引起的集中应力最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面IV的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面VI和VII显然更不必校核。又因为键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面IV左右两侧即可。（2）截面IV左侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1353mm3=4287.5mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=