机械设计课程设计书本打包机

1、书本打包机设计说明书题 目 书本打包机指导老师 院 系 河海大学机电工程学院班 级 13级机械工程姓 名 学 号 2016.01.12 一、设计题目二、工作原理三、原始数据四、设计任务五、总体方案设计（1）机构选型及组合，机械传动系统示意图（2）执行机构的运动循环图（3）电动机选择（4）总传动比计算及其分配六、减速器设计（一）减速器方案设计（1）减速器方案简图（2）减速器传动比分配（3）减速器运动动力参数计算（二）传动零件设计（1）齿轮传动设计计算（2）带传动设计计算（三）轴系设计（1）轴的设计计算（2）轴强度校核计算（3）轴承寿命计算（4）键联接校核一 设计题目书本打包机设计书本打包机，在连

2、续生产线上实现自动送书，用牛皮纸将一摞（5本）书包成一包，并在两端贴好标签，如图1所示。图1 书本打包机的功用二 工作原理书摞的包、封过程工艺顺序及各工位布置分别如图2、3所示：1.送书。横向送一摞书进入流水线。2.推书。纵向推一摞书前进到工位a，使它与工位bg上的六摞书贴紧在一起。3.送纸。包装牛皮纸使用整卷筒纸，由上向下送够长度后裁切。4.继续推书前进到工位b。在工位b书摞上下方设置有挡板，以挡住书摞上下方的包装纸，所以书摞被推到工位b时实现三面包装，这一工序共推动ag的七摞书。5.推书机构回程。折纸机构动作，先折侧边将纸包成筒状，再折两端上、下边。6.继续折前角。将包装纸折成如图11实线

3、所示位置的形状。7.再次推书前进折后角。推书机构又进到下一循环的工序4，此时将工位b上的书推到工位c。在此过程中，利用工位c两端设置的挡板实现折后角。8.在实现上一步工序的同时，工位c的书被推至工位d。9.在工位d向两端涂浆糊。10.在工位e贴封签。11.在工位f、g用电热器把浆糊烘干。12.在工位h，人工将包封好的书摞取下。图2 包、封工艺顺序图3 包、封工位布置（俯视图）图4所示为由总体设计规定的各部分的相对位置和有关尺寸。其中O为机器主轴的位置，A为机器中机构的最大允许长度，B为最大允许高度，为工作台面距主轴的高度，（x，y）为主轴的位置坐标，（）为纸卷的位置坐标。图4 打包机各部分的相

4、对位置及有关尺寸和范围三、原始数据书本打包机具体为：1.机构的尺寸范围A=2000mm，B=1600mm。工作台面位置=400mm主轴位置x =10001100mm，y =300400mm；纸卷位置=300mm，=300mm。为了保证工作安全、台面整洁，推书机构最好放在工作台面以下。2.工艺要求的数据书摞尺寸：宽度a=130140mm；长度b=180220mm；高度c=180220mm。推书起始位置=200mm。推书行程H=400mm。推书次数（主轴转速）n=(100.1)r/min。主轴转速不均匀系数1/4。纸卷直径d=400mm。3.纵向推书运动要求（1）推书运动循环：整个机器的运动以主轴

5、回转一周为一个循环周期。因此可以用主轴的转角表示推书机构从动件（推头或滑块）的运动时间。推书动作占时1/3周期，相当于主轴转120；快速退回动作占时小于1/3周期，相当于主轴转角100；停止不动占时大于1/3周期，相当于主轴转角140。每个运动时期纵向推书机构从动件的工艺动作与主轴转角的关系见表1。表1 纵向推书机构运动要求主轴转角推书机构执行滑块的工作主轴转角推书机构执行滑块的动作0 8080 120推单摞书前进推七摞书前进，同时折后角120 220220 360滑块退回滑块停止不动（2）推书前进和退回时，要求采用等加速、等减速运动规律。4.其他机构的运动关系见表2。表2 其他机构运动要求工

6、艺动作主轴转角工艺动作主轴转角横向送书折侧边，折两端上下边，折前角涂浆糊,贴封签,烘干150 340180 340180 340送纸裁纸200 3607070805.工作阻力（1）每摞书的质量为4.6kg，推书滑块的质量为8kg。（2）横向推书机构的阻力假设为常数，相当于主轴上有等效阻力矩=4 Nm。（3）送纸、裁纸机构的阻力也假设为常数，相当于主轴上有等效阻力矩=6 Nm。（4）折后角机构的阻力相当于四摞书的摩擦阻力。（5）折边、折前角机构的阻力总和，相当于主轴上受到等效阻力矩，其大小可用机器在纵向推书行程中（即主轴转角从0转至120范围中）主轴所受纵向推书阻力矩的平均值表示为 =6其中大小

7、可由下式求出 =式中，为推程中各分点的阻力矩的值；n为推程中的分点数。（6）涂浆糊、贴封签和烘干机构的阻力总和，相当于主轴上受到等效阻力矩，其大小可用表示为 =8四、 设计任务1.根据给定的原始数据和工艺要求，构思并选定机构方案。内容包括纵向推书机构和送纸、裁纸机构，以及从电动机到主轴之间的传动机构。确定传动比分配。2.书本打包机一般应包括凸轮机构、齿轮机构、平面连杆机构等三种以上常用机构。3.按比例画出机构运动简图，标注出主要尺寸；画出包、封全过程中机构的运动循环图（全部工艺动作与主轴转角的关系图）。4.设计平面连杆机构。并进行运动分析。绘制运动线图。5.设计凸轮机构。确定运动规律，选择基圆

8、半径，校核最大压力角与最小曲率半径，计算凸轮廓线。6.设计计算其中一对齿轮机构。7.进一步对平面连杆机构进行力分析，求出主轴上的阻力矩在主轴旋转一周中的一系列数值 =（）式中，为主轴的转角；i为主轴回转一周中的各分点序号。力分析时，只考虑工作阻力和移动构件的重力、惯性力和移动副中的摩擦阻力。为简便起见，计算时可近似地利用等效力矩的计算方法。对于其他运动构件，可借助于各运动副的效率值作近似估算。画出阻力矩曲线=（），计算阻力矩的平均值。8.根据力矩曲线和给定的速度不均匀系数值，用近似方法（不计各构件的质量和转动惯量）计算出飞轮的等效转动惯量。9.编写设计计算说明书。10.学生可进一步完成书本打包

9、机的计算机演示验证、凸轮的数控加工等。五、总体方案设计（一）机构选型及组合，机械传动系统示意图机械传动系统示意图（见附图）1. 推书机构圆柱凸轮机构方案该机构，采用圆柱凸轮机构，可以轻松地实现纵向推书行程400。优点：易实现同向变速，行程精确。 缺点：只可同向传动。凸轮连杆方案该机构使用凸轮作为原动件驱动连杆实现400的推程。优点：加工简单，成本低；运动精确，没有冲击。缺点：占空间，对杆件要求高，易磨损，加工成本高。引用凸轮连杆组合机构的优化设计可得到经过优化后的连杆长度数据。结果如下：L1=634mm，L2=224mm，L3=302mm，H=400mm。凸轮机构由Solidworks 软件的

10、麦迪工具栏相关工具生成。(2)送纸裁纸机构在该方案中材质机构由同一原动件通过不同齿轮传动路线传递动力。送纸机构有齿轮系加滚轮构成。裁纸机构由原动件加不完全齿轮进行间歇性切纸，当送纸机构运行一段时间以后裁纸机构裁纸。优点：运动精度高，能很好地实现预定轨迹，占地少缺点：加工复杂，成本高，易磨损比较方案：曲柄滑块机构优点：加工简单，成本低，易实现 ，便于机构简化，负载能力强，易装配缺点：运动精度低，运动速度极限低，占空间 ，累计误差大 （曲柄滑块机构）(3) 折纸机构 折纸机构需要各个方向上的直线往复运动，可以考虑使用曲柄滑块机构或者圆柱凸轮机构。而折纸机构要求在80340范围内工作，运动具有间歇性

11、，因此考虑在其中加入不完全齿轮机构，并用齿轮系连接各个方向的运动。再加上空间条件的限制综合考虑，选择机构为圆柱凸轮机构、不完全齿轮机构和齿轮系。方案比较如下：折角机构正视图(a).曲柄滑块机构：优点：加工简单，成本 低，易实现 ，便于机构简化，负载能力强，易装配缺点：无法满足任务说明书的空间和轨迹要求(b).曲柄摇杆机构：优点：加工简单，成本 低，易实现 ，便于机构简化，负载能力强，易装配，缺点：空间要求更大，所以我们将它淘汰不完全齿轮选择(a).棘轮机构优点：间歇精度高，有单向自锁功能缺点：加工成本和复杂性比较高，也不易装配(b).槽轮机构优点：易装配，好加工，成本相对低，缺点：间歇精度不高

12、(c).不完全齿轮优点：间歇精度高，易装配，占地少，缺点：刚性冲击大，易磨损，加工成本和复杂性也高折纸机构简图及尺寸如下：（单位：mm）如图，由圆柱凸轮机构带动折侧边机构和折两端上下边机构，行程为150mm，其中折上侧边与两端上边机构固连，且两端滚轮比侧边滚轮滞后40mm，下边机构对称。折前角机构为由齿轮带动的，两边竖立滚轮，半径为135mm的圆周运动机构。初始状态下，两滚轮所在平面平行于书运动方向，以便书两边所带的纸能够顺利通过。当侧边与两端上下边折起来之后，齿轮带动其绕竖直轴作半周圆周运动，使竖直滚轮掠过前角边，将其折起。该机构原动件为最下方的轴。总共有四个不完全齿轮使之实现间歇运动。不完

13、全齿轮（1）和（2）与各自带动齿轮的传动比为5：1，其有齿部分占整个齿轮的1/5。不完全齿轮（3）（4）与带动齿轮的传动比为2：1，其有齿部分占整个齿轮的1/4，每次使其转半周。其余齿轮的传动比为1：1.（如上图）各不完全齿轮在初始状态下齿所在位置为：不完全齿轮（1）：180240（60）不完全齿轮（2）：262（60）不完全齿轮（3）(4):250340(90)则折上侧边和两端上边机构、折下侧边和两端下边机构、折前角机构的工作范围分别为：折上侧边和两端上边机构：180240折下侧边和两端下边机构：210270折前角机构:250340(90)折侧边机构和折两端上下边机构的运动轨迹为上下往复，长

14、为150mm的直线；折前角机构的运动轨迹为半径为135mm的半圆。机构运动过程：（1）0180期间，为推书行程工作时期，此时通过推书动作和后面挡板的作用，折上前一摞书的后角。各传动轴转动，但凸轮和执行机构均静止。（2）180240期间为折上侧边和两端上边机构运动区间，完成折上侧边和两端上边。（3）210270期间为折下侧边和两端下边机构运动区间，完成折下侧边和两端下边。该行程与上一行程有2/3的时间重合，即上边向下运动100mm时，下边就开始向上运动。上边运动到150mm时，下边运动50mm，两滚轮相距20mm，此时距离最短，时间配合非常紧密，以保证纸不会中途散开。（4）250340期间为折前

15、角机构的工作范围，实际上竖直滚轮转到前角边上时是295，行程（3）已完成，不会发生干扰。完成折前角动作。（5）340360期间各轴继续转动，但凸轮和执行机构均静止。折后角的动作在下一个周期的行程（1）中完成。由最下方轴提供10r/min的圆周运动，即6s/r，由电动机经过减速之后提供。此为整个包装机的工作周期。经过齿轮系传动，圆柱凸轮机构在一个周期的1/5中做30r/min的运动，运动一周，其余时间静止。而折前角机构在一个周期的1/4中做20r/min的运动，运动半周，其余时间静止。(4) 涂胶水、烘干机构工作原理：通过凸轮的转动带动与凸轮连接的轮轴，并使其上面的水平板块做水平往复运动，最后完

16、成贴标签这一过程。设计要求：凸轮：1、贴标签工艺是在剪纸过程之后完成的，故其工作时间是180-340度之间。 2、凸轮推程运动角为45，从动件在推程时按正弦加速运动，设计其行程h为24mm,凸轮机构的许用角为30。 （二）执行机构的运动循环图（三）电动机的选择1) 电动机的选择主要参考下列条件：a) 现场能源供应条件b) 工作机载荷特性及其工作制度c) 工作及对起动、平稳性、过载能力、调速和控制方等方面要求d) 原动机是否工作可靠，操作与维修简便，是否需要防尘、防爆、防腐等。e) 原动机的初始成本和运行维护费用2) 常用电动机的结构特征a) Y系列三相异步电动机该系列电机能防治水滴、灰尘、铁屑

17、或其他杂物浸入电动机内部，它是我国近年来研制成功的新型电动机b) 电磁调速三相异步电动机YCD电磁调速三相异步电动机，有组合式和整体式两种机构，这两种调速电动机为防护式，空气自冷，卧式安装，且无碳刷，集电环等滑动解除部件。3) 选定电动机的容量电动机的容量选择的合适与否，对电动机的工作和经济性都有影响。当容量小于工作需求时，电动机不能保证工作装置的正常工作，或使用电动机因长期的过载而过早损坏；容量过大则电动机的价格高，能量不能充分利用，且常常不在满载下运行，其效率和功率因数都较低，造成浪费。电动机的容量主要由电动机运行时的发热情况而定，而发热由其工作情况而定。电动机所需工作功率为： 执行机构的

18、转速为n10r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i840，则总传动比合理范围为i16160，电动机转速的可选范围为nin（16160）101601660r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y100L-6的三相异步电动机，额定功率为1.5kW，额定电流4A，满载转速n960r/min，同步转速1000r/min。 （4）总传动比计算及其分配1）总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为inm/nw960/10962） 传动比的分配步取带轮传动比i12.9

19、4。则减速器传动比为i2ia/ i196/2.94=32，查指导书图12可知i=7.25，则i22i2/ i214.4。六、减速器设计（一）减速器方案设计（1）减速器方案简图（2）减速器传动比分配iai1i2式中i1，i2分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，则V带的传动比不宜过大，初步取i12.94。则减速器传动比为i2ia/ i196/2.94=32，查指导书图12可知i=7.25，则i22i2/ i214.4。（3）减速器运动动力参数计算（1）各轴转速 nn/ i960/2.94326.53r/min nn/ i326.53/7.2554.04r/min nn/ （

20、ii）10 r/min（2） 各轴输入功率PP1.050.951.00kW（带轮效率）PP1.000.990.960.95 kW（轴承和齿轮）PP0.950.990.960.90kW（3）各轴输入转矩 轴 T9550 P/ n=95501.00/368.42=25.922 Nm 轴 T9550 P/ n=95500.95/53.24=170.408Nm 轴 T9550 P/ n=95500.90/10=859.5 Nm（二）传动零件设计.齿轮传动设计计算 (一）高速级齿轮传动的设计计算1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2）装置为一般工作机器，速

21、度不高，故选用8级精度。3）材料选择：查表可选择小齿轮材料为40(调质)，硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数Z=20，大齿轮齿数Z=207.25=145。5）选取螺旋角，初选螺旋角=156) 传动比误差 iuz/ z145/207.25=05%，允许2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即（1）确定公式内的各计算数值载荷系数K 使用系数 工作机均匀平稳，原动机均匀平稳，所以查表得1.00动载荷系数 估计齿轮圆周速度v1m/s 查图得1.05;齿向载荷分布系数 预估齿宽b40mm 查图得1.532，初取b/h6，再查图得

22、1.47齿间载荷分配系数 查表得1.2载荷系数K =1.001.051.21.471.85计算小齿轮传递的转矩25.922Nm查图可选取区域系数 查表可选取齿宽系数查表可得材料的弹性影响系数,查图可得重合度系数，。查图得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。按计算式计算应力循环次数查图可选取接触疲劳寿命系数，。计算许用接触应力（2）计算相关数值试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得取=40mm计算圆周速度m/s计算齿宽及模数计算总相重合度计算载荷系数K查表可得使用系数，根据，8级精度，查表可得动载系数，另查得， ，故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算

23、式得计算模数3、按齿根弯曲强度设计，按计算式(10-17)试算即 （1）确定公式内的各计算数值、计算载荷系数根据纵向重合度，查图可得螺旋角影响系数10.744。，查表取应力校正系数 。查表取齿形系数。(线性插值法)大齿轮的数值较大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是有取，则,圆整为1534、几何尺寸计算（1）计算中心距 将中心距圆整为。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=18.9（3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度

24、圆整后取，。 （二）低速级齿轮传动的设计计算1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。（3）材料选择：查表可选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数。（5）选取螺旋角，初选螺旋角2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即（1）确定公式内的各计算数值载荷系数K 使用系数 工作机均匀平稳，原动机均匀平稳，所以查表得1.00动载荷系数 估计齿轮圆周速度v0.5m/s 查图得1.025;齿向载荷分布系数 预估

25、齿宽b40mm 查图得1.532，初取b/h6，再查图得1.47齿间载荷分配系数 查表得1.4载荷系数K =1.001.0251.41.472.109计算小齿轮传递的转矩170.408Nm查图可选取区域系数 查表可选取齿宽系数查表可得材料的弹性影响系数,查图可得重合度系数，。查图得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。按计算式计算应力循环次数查图可选取接触疲劳寿命系数，。计算许用接触应力（2）计算相关数值试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得取=60mm计算圆周速度计算齿宽及模数计算总相重合度计算载荷系数K查表可得使用系数，根据，8级精度，查表可得动载系数，另查得， ，

26、故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得计算模数3、按齿根弯曲强度设计，按计算式(10-17)试算即（1）确定公式内的各计算数值、计算载荷系数根据纵向重合度，查图可得螺旋角影响系数10.616。，查表取应力校正系数 。查表取齿形系数。大齿轮的数值较大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是有取，则。4、几何尺寸计算（1）计算中心距将中心距圆整为。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。

27、（3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度圆整后取，。.带传动设计计算确定计算功率kw,式中为工作情况系数， 为电机输出功率选择带型号根据,查图初步选用Z型带选取带轮基准直径查表选取小带轮基准直径，则大带轮基准直径式中为带的滑动率，通常取（1%2%），查表圆整后取.验算带速v,在525m/s范围内，带速合适。确定中心距a和带的基准长度在范围内，初定中心距，所以带长查图选取z型带的基准长度，得实际中心距取a=613mm.验算小带轮包角，包角合适。确定v带根数z因100mm，带速，传动比i=2.94,查表得单根v带所能传递的功率，功率增量，包角修正系数，带长修正系数，则由公式得故选4根带。

28、确定带的初拉力单根普通带张紧后的初拉力为计算带轮所受压力利用公式(3） 轴系设计，轴的设计计算和强度校核： 一，高速轴（1）选择轴的材料选取轴的材料为45钢，调质处理,硬度为217255HBS。查表得对称循环弯曲许用应力=180MPa。（2）初步确定轴的最小直径取=35MPa, ，于是，考虑到轴上有键槽，所以(3) 求作用在齿轮上的受力:圆周力 径向力 轴向力 (4) 轴的结构设计:1)、拟定轴上零件的装配方案1. 输出轴的最小直径显然是安装V带的直径（如上图），根据轴最小直径的计算，和查阅书籍，故1段L1为90mm,d1为25mm。2. 根据v带的轴向定位要求d2取为32mm,由箱体结构和轴

29、承段、端盖装配关系等确定，L2为59mm.3. 角接触轴承段，d3取为35mm,轴承型号为7207AC，档油环及装配关系等确定，L3为18mm。4. 过渡轴段，考虑轴肩定位，故取d4为40mm,由装配关系，确定该段的L4为90mm5. 5为高速级齿轮轴段，L5为60mm。6. 角接触轴承段与3相同，d6为35mm，L6为17mm。（5） 轴的受力分析：画出轴的空间受力简图，并将轴上的作用力分解为垂直面受力和水平面受力。取集中力作用于齿轮和轴承宽度的中点。计算作用于轴上的支反力水平面内的支反力： 解得：=214.92N =952.7N垂直面内的支反力： 解得： 计算轴的弯矩，并画出弯矩图：由图可

30、知，齿轮截面是危险截面。计算该截面的弯矩。总弯矩: 扭矩25.922N.m载 荷水平面H垂直面V支承反力F=214.92N=952.7N弯矩M总弯矩扭矩T25.922N.m确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处圆角半径为2。(6) 强度校核 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)的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得，因此，故安全。 二，中间轴：（1）初步确定轴的最小直径:选取轴的材料为45钢，调质处理。取A=110，于是得（2）求作用在齿

31、轮上的受力:1.作用在大齿轮：圆周力 径向力 轴向力 2.作用在小齿轮：圆周力 径向力 轴向力 （3）轴的结构设计:拟定轴上零件的装配方案1. 角接触轴承段处，d1取为35mm,轴承型号为7207AC，L1为17mm2. 定d2为37mm，L2为123. 低速级小齿轮轴段，按与齿轮的装配关系取d3为47mm，L3取为70mm。4. 轴环，根据齿轮的轴向定位要求定d4为44mm，L4为6mm.。5. 高速级大齿轮轴段，按与齿轮的装配关系，d5为40mm，L5为65mm。6. 角接触轴承段同1相同, d6为35mm，L6为17mm。（4）.轴的受力分析：画出轴的空间受力简图，并将轴上的作用力分解为

32、垂直面受力和水平面受力。取集中力作用于齿轮和轴承宽度的中点。计算作用于轴上的支反力水平面内的支反力： + =+ 60+132-173=0 解得： =2728.5N =3847.5N 垂直面内的支反力：60-31+132-158-173=0 +=+ 解得： =1985N =500N计算轴的弯矩，并画出弯矩图：由图可知，大齿轮截面是危险截面。计算该截面的弯矩。合成弯矩为M=112.7N.m扭矩为T=170.4N.m载 荷水平面H垂直面V支承反力F =2728.5N =3847.5N =1985N =500N弯矩M总弯矩112.7N.m扭矩T170.4N.m 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，各

33、轴肩处圆角半径为2。 （5）强度校核按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数,则查表得=60mpa,因,故安全.（3） ，低速轴（1） 初步确定轴的最小直径:选取轴的材料为45号钢，调质处理。取A=110，于是得 考虑到轴上有键槽，所以 取最短直径为42mm（2）求作用在齿轮上的受力:圆周力 径向力 轴向力 （3）轴的结构设计:1） 拟定轴上零件的装配方案 1、按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用凸缘联轴器GYS6，其公称转矩为900N。半联轴器与轴配合的毂孔长度=84mm ,轴孔直径为45，故1段L1为84mm,d1为45mm2.密封

34、处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（采取毡圈油封）故d2取为52mm,由箱体结构和轴承段、端盖装配关系等确定，L2为43mm.3.滚动轴承处段，d3取为55mm,轴承型号为7211AC，L3为57mm。4.低速级大齿轮轴段，按与齿轮的装配关系定取d4为60mm, L4为65mm5.根据齿轮的轴向定位要求取d5为65mm，L5按照要求取为100mm。6.滚动轴承段同3相同，d6为55mm，L6为21mm。（4），轴的受力分析：画出轴的空间受力简图，并将轴上的作用力分解为垂直面受力和水平面受力。取集中力作用于齿轮和轴承宽度的中点。计算作用于轴上的支反力水平面内的支反力： 解得：=4

35、121.6N =2167.4N垂直面内的支反力： 解得： 计算轴的弯矩，并画出弯矩图：由图可知，齿轮截面是危险截面。计算该截面的弯矩。总弯矩: 扭矩859.5N.m（5）强度校核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)的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得，因此，故安全。，轴承寿命计算1低速轴轴承:取轴承型号为7211AC， 。校核轴承寿命,查表得X=1,Y=0按表13-6,取,故,查表得预期计算寿命 ，故所选7206AC轴承适合。2）中间轴轴承:取7207AC 。校核轴承寿命轴承载荷 轴承1 径向: 轴向: 轴承2 径向: 轴向: 因此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算,查表得X=1,Y=0,按表,取,故,查表得预期计算寿命，故所选轴承适合。3）高速轴轴承:（1）取7207AC 。求两轴承的计算轴向力和。对于型轴承，轴承的派生轴向力故(2) 求轴承的当量动