WC200平面二次包络弧面蜗杆专用机床设计说明书

1、wc200平面二次包络弧面蜗杆专用机床设计设计说明书2010年05月前言机械毕业设计是完成大学全部课程，并进行了毕业实习的基础上进行的一个重要的教学和学习提高环节。这次设计要求我们能综合运用所学的基本理论并结合生产实际中学到的实践知识，独立地分析和解决工艺问题，初步具备了设计一个中等复杂程度机械设备的能力，也是熟悉和运用有关手册，图表等技术资料及编写技术文件的一次实践机会，为今后从事的工作打下良好的基础。此次设计的课题是wc200平面二次包络弧面蜗杆专用机床设计，蜗杆传动是机械设备中常用的一种机械传动。它的主要优点是传动比大，结构紧凑，工作平稳和噪音小。但是也有发热大，效率低，点面易磨损和产生

2、胶合等缺点。目前，这种新型蜗杆传动广泛应用在冶金、矿山、化工、军工机械等设备中。这种新型传动蜗杆的形成原理是齿面以平面为母面，按平面齿齿轮平面包络弧面蜗杆传动的共轭啮合运动包络形成。若进行二次包络，蜗轮工作齿面就是以该平面包络的弧面蜗杆齿面为母面，按新型传动要求的共轭运动包络形成的。通过此次毕业设计使我们熟练地综合运用已学过的基础课、技术基础课和专业课认识，分析解决生产实际问题的能力，同时学到处理实际工程问题的工作方法。锻炼了我们制定设计方案、调查研究、结构设计、实验分析、理论计算和计算机编程以及绘图和撰写技术文件的能力。 此次毕业设计尚有许多不完善之处，敬请指正，以期完善。preface m

3、echanical design is complete a university graduate full course, and had graduation practice on the basis of an important part of teaching and learning improve. the design requirements we can make comprehensive use of what they have learned the basic theory and jie he production shijizhongxue to the

4、practical knowledge and independent analysis and problem solving process, chubu with the design of a medium fuzachengdu jixie equipment building is also familiar with and apply manual , charts and other technical information and technical documents prepared by a practice opportunity, the work for th

5、e future and lay a good foundation. the design issue is wc200 arc plane double enveloping worm specific machine, worm drive is a mechanical device used a mechanical transmission. its main advantage is the transmission ratio, compact, smooth and noise. but also have a fever and low efficiency, point

6、and area easy to wear, and disadvantages such as produce glue. currently, this new worm drive is widely used in metallurgy, mining, chemical, military, machinery and other equipment. the new drive principle is the formation of worm tooth surface to surface as the home side, by plane gear - flat curv

7、e worm drive-conjugate kinematic envelope formation. if the secondary envelope of worm tooth surface of work is to arc the plane envelope for the parent worm tooth surface, according to the new requirements of the conjugate drive motion envelope formed. with this graduation project so that we skillf

8、ully integrated use of the basic course has been learned, technical understanding of basic courses and specialized courses, analyze and solve practical problems of production capacity while dealing with real engineering problems to learn the methods of work. exercise to develop our design, research,

9、 structural design, experimental analysis, theoretical calculations and computer programming and graphics and the ability to write technical documents. access to the design of our training manuals and ability to chart information. the graduation there are many imperfections, please correct me, to pe

10、rfect. may 2010 目录前言1概 述5一 机械部分71.1设计任务与要求71.1.1 设计任务：71.1.2 设计要求71.2 设计依据和参考方案，设计参数及传动原理图：81.2.1 生产纲领：批量生产。81.2.2 现有同类型机床的概况、布局及机床尺寸参数的确定：81.2.3设计参数：111.2.4传动系统的设计：111.2.5力的输入输出过程121.2.6差动箱传动系统设计131.2.7机床的动力参数：141.2.8 几点说明及本机床设计的特点：161.2.9机床的运动和传动原理图：161.3差动箱部件设计171.3.1差动箱总体设计171.3.2主要零部件的设计与校核：201

11、.3.3 主动花键轴的最小直径的计算211.3.4 减速箱的设计221.4设计专题：平面二次包络蜗杆设计301.4.1平面二次包络蜗杆传动的形成原理：301.4.2工艺分析：311.4.3平面二次包络弧面蜗杆传动参数计算321.4.4平面包络蜗杆的现场加工工艺过程：37二电气部分41wc-200蜗杆机床电气控制线路设计412.1设计要求：412.2机床传动的总体方案412.3电气控制线路的设计422.4选择电器元件432.5、撞块设计和安装方案：45设计总结50本设计参考文献50概 述蜗杆传动是机械设备中常用的一种机械传动。它的主要优点是传动比大，结构紧凑，工作平稳和噪音小。但是也有发热大，效

12、率低，点面易磨损和产生胶合等缺点。因此，国内外科技工作者都在研究如何扬长避短，克服缺点。平面包络蜗杆传动是一种新型的蜗杆传动，它既具有普通弧面蜗轮付优越的啮合性能，又具有平面蜗轮付的良好的工艺性能。这种新型的蜗杆传动包括一次包络和二次包络蜗杆传动，其中后者更优。首钢-71型蜗轮付是一种新型弧面蜗杆传动。平面二次包络蜗杆传动具有下列特点：1、蜗杆可用平面砂轮精确磨削，可得到较高的制造精度和齿面光洁度。2、蜗杆不经“修型”也可得到双线接触，且接触齿多，润滑角接近900，齿面综合曲率半径大。3、刀具和工装的通用性好，但后角的加大问题有待解决。4、承载能力和传动效率高，抗胶合能力强、磨损小。据有关资料

13、介绍，这种蜗杆传动比一般车削加工的普通弧面蜗杆传动的承载能力提高约30%，传动效率提高约20%，磨损量减少至1/240。这种新型传动蜗杆的形成原理是齿面以平面为母面，按平面齿齿轮平面包络弧面蜗杆传动的共轭啮合运动包络形成。若进行二次包络，蜗轮工作齿面就是以该平面包络的弧面蜗杆齿面为母面，按新型传动要求的共轭运动包络形成的。目前，这种新型蜗杆传动广泛应用在冶金、矿山、化工、军工机械等设备中。因此，为了推广和更好地使用这种新型蜗杆，尽快解决其专用加工设备已成为当务之急。根据轻工机械特点，中心距少于200mm的蜗杆付使用较多，所以本设计确定为主参数200mm的蜗杆专用机床。在设计中需考虑以下几点。满

14、足工艺要求： 本机床主要完成车磨工序，考虑到目前生产将车、磨分开没有必要，因而采用工序相对集中的原则，这样在本机床上则可车削加工，又要磨削加工。提高蜗杆制造精度和表面光洁度： 影响加工精度的有机床的几何精度、运动精度以及刚度等。几何精度、运动精度主要靠提高零件的制造精度、装配精度来实现的，与制造的工作过程密切相关，设计过程中主要考虑提高机床的传动精度和刚度。为提高传动精度，在机床设计中采用三条措施：合理设计机床的传动系统。提高传动零件的制造精度。提高传动部件的装配精度提高刚度采用二条措施合理加大传动零件的尺寸结构。尽可能缩小传动轴的支承跨距。力求结构简单、工艺性好、容易制造，便于维修，提高零件

15、的通用化，标准化程度。操作安全方便、省力、容易掌握，不易发生故障和操作错误，保障工人和机床的安全，尽可能地减轻工人体力劳动强度。力求外形美观、大方、匀称和谐，支承件与被支承件比例适当，手轮、手柄等的形状，布置要和谐美观，标牌、标记力求形象醒目。同时还需考虑减少污染，防止漏油等问题。其它有关设计的内容可参照机械零件设计手册和金属切削机床设计的一般规定进行。电气设计：1、机床的电气设计与机床的机械结构设计密切相关，为了使拖动系统更加紧凑，主电机应尽可能靠近机床的相应工作部件。2、操作按钮，标牌等提醒操纵物应形象易记，并醒目，便于观察与操作。3、控制线路的设计应满足机床对电气控制系统具体要求的前提下

16、，工作可靠、力求操作、安装及维护方便。一 机械部分1.1设计任务与要求1.1.1 设计任务：设计中心距为200mm的加工平面二次包络弧面蜗杆的专用机庆，既可车削，又可磨削加工。条件:1、床头箱借用c6201车床之床头箱。 2、其它部件由原工厂提供。 3、可成批量生产。1.1.2 设计要求所设计的机床既要考虑到采用先进技术，又要符合工厂的实际情况，便于制造，操作简单，外形美观合理等。具体要求如下：1、机床必须满足蜗杆圆弧部分、螺纹部分的车削和磨削加工以及倒坡等工艺要求。2、机床的加工精度和表面粗糙度应满足工件的加工要求。3、机床的生产率应满足工件的加工要求。4、机床的结构工艺性要好、零部件的标准

17、化和通用化的程度较高。5、机床的操作应方便，装卸工件和刀具应省力，不应发生故障和误动作。6、噪音低，防止漏油，防尘，制造成本低。7、机床维护简单、使用安全、零部件的拆装方便，并有必要的超程和过载保护。1.2 设计依据和参考方案，设计参数及传动原理图：1.2.1 生产纲领：批量生产。1.2.2 现有同类型机床的概况、布局及机床尺寸参数的确定：1、现有同类型机床的概况： 目前，平面包络蜗杆的加工机床多是采用车床、滚齿机改装而成的，专用机床较少，布局形式大致有以下三种：（1）车床式布局（见图一）：（2）滚齿式布局（见图二）：（3）“t”字型布局（见图三）：对于车床式布局，由于具体部件的位置的不同，又

18、有三种形式。见图四、五、六。v对于车床式布局来说，装夹工件比较方便，工件的喉部找正比较容易，对加工蜗杆的长度限制较小，对滚齿机式布局，其工作台的刚性较好，但工件的装配拆卸困难。若加工较长的蜗杆时，夹具也要机应增长，影响夹具的刚性，破坏工件的加工精度，t字型布局时，工作台的刚性好，调整刀具、观察工件的加工情况较方便。但由于头架和尾架的同步移动有困难，使工件的喉部尺寸找正困难。综合考虑到以上情况。本设计采用车床式布局，便于调整刀具、观察刀具的切削情况，利于操作者操作。2、差动箱与进给箱的布局：在现有同类型机床中，有的采用分离式的布局（见图五），也有采用集中的（图四、六）。对集中式布局，即将差动箱与

19、进给箱合二为一成差动进给箱，制造成本低且结构简单。将差动箱与工作台的下滑座联在一起。为了外形美观，差动进给箱的宽度小于或等于下滑座的宽度，呈长立柱形。经过综合考虑，本设计采用差动分离的布局。3、分头机械的位置：分头机构可以放在主轴上，也可以放在分齿挂轮处。前者，可使主轴的结构复杂，甚至可能会使主轴前端的悬伸量过大，影响主轴部件的刚性，后者则结构较简单，操作方便。本设计选后者。4、工件的装夹问题：因为四爪卡盘是万能通用夹具，由专门的机床附件厂制造供应，所以大大缩短机床的制造周期、降低成本。本机床的设计及装夹方式采用四爪卡盘。5、机床尺寸参数的确定：根据工厂所提供的床身尺寸，“c620”床身床头箱

20、尺寸和加工工件尺寸要求等因素考虑，从而确定机床总的联系尺寸图。（1）主轴中心线到床身导轨平面的高度：确定时应考虑主轴箱不致于太高，以增强其稳定性（取500mm）。（2）主轴中心线到工作台面的高度：确定时应保证磨头的安装，并满足其调整的需要（取210mm）（3）主轴中心线与床身导轨中心偏移量：确定时应保证加工中心距a=200mm的工件需要，以及工作台不致于偏移到导轨外侧（偏移量取90mm）。（4）工作台直径的确定：由计算及类比法确定，确定时需兼顾到刚性和重量等因素。（5）加工蜗杆的最大长度由有关资料查得q/zb12573，对于蜗杆减速器，wd210或ws210蜗杆的总长为605mm，考虑到某些装

21、置中，蜗杆的尺寸可能略长于其值，故此参数定为1000mm。（6）主轴中心线距地面的高度：由有关资料查，考虑到人体尺寸与操作手柄位置的关系，因为主轴中心线与导轨面的高度较大，考虑整体结构和谐，定为1200mm。（8）改装后的传动系统简图如下1.2.3设计参数：1、被加工蜗轮付的中心距（主参数）：a=80200 (a=200)2、被加工蜗杆的头数 z1=163、配偶蜗轮的齿数 z2=2090（常用3560）4、传动比： i=5090（常用1060）5、蜗杆喉圆直径d1=(0.30.5)a 即：d1max=100 d lmix=606、模数： ms=(2.5%5%)a 即：ms=2107、修缘值 =

22、(0.2%0.6%)a 即：=0.161.2mm8、蜗轮的分度圆直径 d2=91.51.7a 即：d2=1203401.2.4传动系统的设计：1、主传动系统的设计；（1）最高和最低转速的确定：根据调研资料同类型的专用机床及蜗杆加工条件下的切消速度,并考虑到主轴箱的设计最后确定此参数. nmin=15r/min; nmax=1200r/min，在加工蜗杆时所使用的最高转速为nmax=600r/min。（2）主轴转速公比（）一则考虑使用性能方面，二则考虑需减少相对速度损失 （取=1.26）.(3)变速范围（rn）=800（4）转速级数（z）：首先计算：，然后圆整为整数值 z=38。（5）变速方式采

23、用交换齿轮、滑移齿轮的变速方式，为扩大变速范围，采用背轮机构。、结构简单，不需要操纵机构；、轴向尺寸小，变速箱的结构紧凑；、主动齿轮与被动齿轮可以互换使用；、能适应被加工零件的工艺变化，当n不满足时，可重新制造变换齿轮，从而获得新转速，不必对机床结构进行改变。采用滑移齿轮变速的优点是变速范围大（只要增多变速组数目），变速级数也多，变速时，操纵迅速方便。采用背轮机构既可扩大变速范围，又可缩小变速箱的径向尺寸，减少镗孔数目。（6）转速图：见参考图。（图七）差动箱传动系统图1.2.5力的输入输出过程a）系杠（转臂）输出附加运动（手动微量进给运动）由太阳轮输入。当a、b转向相反，合成后为减速。当a、b

24、转向相反，合成后为增速。当a、b转向相同，而又转速相同，这时输出为0。b）分齿运动由zb输入，h输出。（1）附加运动，经蜗杆传动，由za输入，h输出。（2）分齿运动与附加运动合成机构合成后传给差动进给箱。1.2.6差动箱传动系统设计参照和类比同类型差动箱传动系统，如四川乐山机械厂、北京第七机床厂、湘钢机修厂等资料。见图七。车圆弧进给运动:计算位移：工件（车头）1转刀具（工作台）沿蜗杆圆弧面移动s弧 （mm/工件1转）：(2)分头（蜗杆）或单齿分度（蜗杆运动）计算位移：分头机构的齿转数为n分转时刀具（车刀、砂轮）或工件（蜗杆）转个齿。即工作台转1/z2转。运动平衡方程式：当z2 当zxmin 不

25、会发生根切现象3过度曲线的干涉： 根据资料3中介绍，用齿条形刀具加工的非变位齿轮和变位齿轮传动，一般不会发生干涉。只有在小齿轮的正变位系数过大时，或大齿轮的变位系数的绝对值够大时才有可能在小齿轮的根部发生干涉。固该齿轮采用齿条形刀具加工，且其负变位系数的绝对值不大，所以不会发生干涉现现象。1.3.2主要零部件的设计与校核：1、差动传动系统的载荷计算：差动系统的额定载荷，即为工作各分度蜗轮所受的最大扭矩mn，计算公式： mn=mnx+(fz+g)fp/2+(a+b)f1d/2式中：fz为主切削力，fx为走刀抗力。g为工作台重量，d为导轨平均直径，a和b为支承反作用力，f为工作面与导轨之间的摩擦系

26、数，f1为轴承与轴之间的摩擦系数，其大小决定与静力条件。已知fz=654kgf d2max=340mm（配偶齿轮） g=300kg所以mn=fx d2max/2=9273401/1039.8=1538(nm)考虑到摩擦力等。取mn=2000nmmn=mtz2 fx1fx1=2mn/mtz2=22000/5841/10=9524nft1= fx1tg(+)9524tg(44+1)=900n作用在分度蜗杆上的扭矩：t= ft1d/2=900mtq/2q=27nm2. 锥齿轮的强度校核： 由于其传动比为11，其他锥齿轮受力的情况差不多，所以，只需校核一个锥齿轮即可，此锥齿轮的强度足够了，则其它齿轮的

27、强度也可得到保证。锥齿轮参数： m=3z=25t=27nm 材料45#钢ft1=2000/(1-0.52)d1=(20003.759.8)/(91-0.53) 75=1153 ka=1 kv=1.1 kb=1.3所以ftmc=ftmkakvkb=115311.11.3=1649n弯曲强度的校核：le=d/2sin45=75/sin45=53.03mmb=le2=53.030.3=16mmsin45yf=2.64 yn=1 ysy=0.935 yx=1 btmb=280mpabf=fxmyfyx/btmb(1-0.5y2)=1649246/162.25(1-0.50.3)=99.4mpabtin

28、=tinbynyn/ysy=28011/0.935=299mpa又由资料1表3.8-4查得：fp=ftimynyxsfinysy=290111.21=241.7mpafyn=1 ysy=1 y1=1 stin=1.2所以弯曲强度足够。接触疲劳强度的校核： 根据资料1表3.8-4h=ze=189.9mpazh=2.5 zn=1 zw=1 u=1d1=75mm r=0.3 b=16mm shim=1.1ka=1 kv=1.15 kb=1.3 him=1100=189.52.5(11531.151.71+1)/(1675(1-0.53) 1)=648.2mpa所以hp=110011.11.1=110

29、0mpah所以接触疲劳强度足够1.3.3 主动花键轴的最小直径的计算由公式 mn=9550b/n=27nm b/n=27/9550代入公式 da 又由表15-2查取a=110d110=33.5mm5=35.11mm选取轴的材料和热处理方法，并确定轴的许用应力根据题意，普通用叙，中小功率，选用45钢正火处理查资料（11）表15-1得 b=600mpa， 查表15-5得b-1=55mpa 由分析知：该轴只受转矩作用而且截面一致mea=at=0.627000=16200nmmda=因为危险截面a、b均安全，所以该轴的强度是足够的，无须修改结构设计方案。1.3.4 减速箱的设计 （1）速度比为1：4

30、试设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中的齿轮传动，此减速器由电动机驱动，工作时有中等冲击，正反转动。已知传动功率为p=3kw 小齿轮转速 n1=1410r/min 齿数比 u=4 解：（1）选择齿轮材料，热处理方法。 根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。查表5-6得： 小齿轮 45钢 调质处理 hbs1=230 大齿轮 45钢 正火处理 hbs2=190 两齿轮齿面硬度差为40hbs符号软齿面传动设计要求。 （2）确定材料许用应力 查表5-11两实验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为：查表5-12，接触疲劳强度的最小安全系数shlim=1.0,两齿轮材料的许用接触应力分别为：h1= h

31、lim/shlim=568.4/1=568.4h2= hlim/shlim=531.2/1=531.2(3)根据设计准则，按齿面接触疲劳强度，进行设计，由式得 d1式中小齿轮的转矩t1=9255100b/n=9.551063/1410=2.032104nmn，查表5-8，取载荷系数u=1.4，查表5-9，查取弹性系数ze=189.8；取齿宽系数wd=1，闭式传动软齿面；以较小值故；d1 d14） 几何尺寸计算：齿数由于采用闭式软齿面传动，小齿轮齿数的推荐值z1=2040，取z1=28，则z2=z1 模数 m=d1/z1=38.460/27=1.424 由资料（11）表5-2，将m转换为标准模数

32、，取m=1.5中心距a=m/2（z1+z2）=1.5/2(28+112)=105mm齿宽b2=, 取整（四舍五入）即 b2=39mm b1=b2+(510)mm, 取b1=45mm（5）校核齿根弯曲疲劳强度由校核公式得：查资料（11）表5-10两齿轮的齿形系数，应力校正系数分别为 z1=28时 yf1=2.55 ys1=1.61 z2=112时 yf2= ys2=1.79-查资料（11）表5-11，两实验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为 查资料（11）表5-12，弯曲疲劳强度的最小安全系数sflim=1.0两齿轮材料的许用应力弯曲疲劳应力分别为sflim=209/1.0=209mpa sfli

33、m=201/1.0=201mpa将上述参数分别代入校核公式，可得两齿轮的齿根弯曲疲劳应力分别为 yf1 ys1= 所以，两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够齿轮其他尺寸计算：分度圆直径：d1=m z1=1.5 d2=m z2=1.5齿顶圆直径：da1=d1+2ha=42+2 da2=d2+2ha=168+2齿根圆直径：df1=d1-2hf=38.25mm df2=d2-2hf=167.25mm中心距：a=(d1+d2)/2=105mm齿宽：b1=45mm b2=39mm（7）选择齿轮精度等级齿根圆周速度 v1=查资料（11）表5-7，选齿轮精度，第公差组为9级，由齿轮传动公差差得：小齿轮 9-98 g

34、j gb10095-88大齿轮 9-98 hu gb10095-88（2）速度比为1: 1试设计一单级齿轮圆柱齿轮减速器中的齿轮传动，此减速器由电动机驱动，工作中有中等冲击，单项转动，已知传递功率p=3kw, 小齿轮转速n=1410r/min, 齿数比u=1解1）选择齿轮材料，热处理方法根据工作调节，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动查资料（11）表5-6得直齿轮 45钢 调质处理 hbs1=230从动齿轮 45钢 正火处理 hbs2=190两齿轮面硬度为40hbs，符合软齿面传动的设计要求。2）确定材料许用接触应力查资料（11）表5-11，两实验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为查资料（11

35、）表5-12，接触疲劳强度最小安全系数，则两齿轮材料的许用接触应力分别为: shlim=531.2mpa3）根据设计准则，按齿面接触疲劳强度进行设计式中，小齿轮的转矩t1=2.032xnmm查资料（11）表5-8，取载荷系数h=104；查表5-9，查取弹性系数ze=189.8; 取齿宽系数（闭式传动软齿面）h以较小值h2=531.2mpa代入4）几何尺寸计算齿数：由于采用闭式软齿面传动且传动比为1：1，小齿轮齿数的推荐值z1=2040，取z1=30，则z2=z，u=30模数 m=2a/(z1+z2)=210/60=3.5中心距 a=m/2(z1+z2)=210mm齿宽 b2= b1=b2+(5

36、10)mm,取b1=50mm5）校核齿根弯曲疲劳强度由校核公式得f=查表5-10，两齿轮的齿形系数，应力校正系数分别为（）由线性求值法求出z1=z2=30时， =查资料（11）表5-11。两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为：flim=190+0.2(hbs1-135)=209mpaslim=190+0.2(hbs1-135)=查资料（11）表5-12，弯曲疲劳强度的最小安全系数为sflim=1.0，两齿轮材料许用疲劳应力分别为：f1= flim/sflim=209mpaf2= flim/sflim=201mpa将上述参数分别代入校核公式，可得两齿轮的齿根弯曲疲劳应力分别为：f2=f1=所以

37、，两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够6）齿轮其他尺寸计算：分度园直径 d2=d1=mz1=3530=105mm齿顶圆直径 da1=da2=d1+2ha=105+23.5=112mm齿根园直径 df1=df2=d1-2hf=105-23.5-1.25=96.25mm中心距 a=105mm齿宽 b1=50mm b2=45mm7）选择齿轮精度等级。齿轮园速度 v1=7.75m/s查表5-7，选齿轮精度，第公差组为9级，由齿轮传动公式查得：小齿轮 9-9-8 gs gb10095-88大齿轮 9-9-8 hu gb10095-88(3)轴的设计如图为双速减速器传动装置，圆柱直齿轮减速器中主动轴得转速n=14

38、10r/min，主动轴传递功率p=3kw，主动齿数z=30，模数m=3.5mm，从动齿轮轮毂宽度为b2=45mm，工作时双向转动；试设计该主动轮的结构和尺寸。解：1、选取轴的材料和热处理方法，并确定轴材料的许用应力，根据题意，普通用途，中小功率，选用45#钢正火处理查表15-1得：b=600 mpa。查表15-5，得 ： b-1=55mpa2、估算轴的最小直径：由表15-2查取a=110，根据公式得：d考虑到轴有一键槽，将上述轴径增大5%，即14.151.05=14.8575mm，由图15-5可知，该轴外端安装联轴器，为了补偿轴的偏差，选用弹性柱销联轴器tc=ut=30.48nm查资料（1）选

39、用弹性柱销联轴器，其型号为hc，内孔直径d1=16mm，与上述增大5%后的轴径比较，最后取轴的最小值经为d1=16mm3、轴的结构设计并绘制结构草图。（1）确定轴上零件的布置方案和固定方式参考一般减速器结构，将齿轮布置在轴中间对称于两端的轴承该齿轮为双齿滑移齿轮，故用花键轴；轴的轴向固定采用轴肩和轴承及轴环套等固定，右端轴承用轴肩和过渡配合（h7/u6）固定内套圈，左端轴承用轴套和过渡配合（h7/u6）固定内套圈，轴的定位则由两端的轴承端盖单面轴向固定轴承的外套圈来实现，用平键作轴向固定。 （2）直齿轮在工作中不会产生轴向力，故两端采用深沟球轴承，轴承采用油脂润滑。齿轮采用油浴润滑 （3）确定

40、轴的各段直径外伸段直径d1=16mm按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，取通过轴承盖端轴端的直径d2=d1+2h=18.24mm，由于该段处安装毡圈，故取标准直径d2=20mm考虑轴承的内孔标准，取d3=d5=25mm，初选两深沟球轴承的型号为6204直径为d4的轴段为花键轴，取d4=26.5mm （4）确定轴的各段长度l4=144mm （轮毂宽度为b2大+b2小+20=144mm）l1=28mm （hl1弹性柱销联轴器j型轴孔长度为b1=30mm，l1比b1短13mm）l3=l5=16mm （轴肩宽度为b3=15mm，挡油环厚1mm）根据减速器结构设计要求，l2=35mm由草图可知，两轴承之间的

41、跨距l=166mm，近似认为交点在两轴承宽度的中心。 （5） 主动齿轮的受力计算：转矩t=9.55x圆周力fl=2t/d=387n径向力fr=fltan a=141n （6）按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算。 绘制受力简图 将齿轮所受力分解成水平面h和铅垂面v内的合力 求水平面h的支座反力和铅垂面v的支座反力水平面h面内的支座反力=26n铅垂平面v内的支座反力 绘制弯矩图水平面h弯矩图铅垂平面v内的弯矩图合成弯矩图 绘制扭矩图t=20319n.mm单向传动，故切应力为脉动循环，取a=0.6i、校核a截面考虑键槽后，由于db=15mmd4=30mm,故b截面安全因为危险截面a、b均安全所以该轴的强度是足够的，无需修改原结构设计方案。用同样的方法求出u=4时的轴是满足f