机械基础课程综合设计 设计计算说明书蜂窝煤成型机.doc

机械基础课程综合设计设计计算说明书设计题目蜂窝煤冲压成型机学院专业级班学生姓名完成日期指导教师（签字）重庆大学国家工科机械基础教学基地课程设计指导教师评定成绩表项目分值优秀(100x90)良好(90x80)中等(80x70)及格(70x60)不及格(x60)评分参考标准参考标准参考标准参考标准参考标准学习态度15学习态度认真，科学作风严谨，严格保证设计时间并按任务书中规定的进度开展各项工作学习态度比较认真，科学作风良好，能按期圆满完成任务书规定的任务学习态度尚好，遵守组织纪律，基本保证设计时间，按期完成各项工作学习态度尚可，能遵守组织纪律，能按期完成任务学习马虎，纪律涣散，工作作风不严谨,不能保证设计时间和进度技术水平与实际能力25设计合理、理论分析与计算正确，实验数据准确，有很强的实际动手能力、经济分析能力和计算机应用能力，文献查阅能力强、引用合理、调查调研非常合理、可信设计合理、理论分析与计算正确，实验数据比较准确，有较强的实际动手能力、经济分析能力和计算机应用能力，文献引用、调查调研比较合理、可信设计合理，理论分析与计算基本正确，实验数据比较准确，有一定的实际动手能力，主要文献引用、调查调研比较可信设计基本合理，理论分析与计算无大错，实验数据无大错设计不合理，理论分析与计算有原则错误，实验数据不可靠，实际动手能力差，文献引用、调查调研有较大的问题创新10有重大改进或独特见解，有一定实用价值有较大改进或新颖的见解，实用性尚可有一定改进或新的见解有一定见解观念陈旧论文(计算书、图纸)撰写质量50结构严谨，逻辑性强，层次清晰，语言准确，文字流畅，完全符合规范化要求，书写工整或用计算机打印成文；图纸非常工整、清晰结构合理，符合逻辑，文章层次分明，语言准确，文字流畅，符合规范化要求，书写工整或用计算机打印成文；图纸工整、清晰结构合理，层次较为分明，文理通顺，基本达到规范化要求，书写比较工整；图纸比较工整、清晰结构基本合理，逻辑基本清楚，文字尚通顺，勉强达到规范化要求；图纸比较工整内容空泛，结构混乱，文字表达不清，错别字较多，达不到规范化要求；图纸不工整或不清晰指导教师评定成绩：指导教师签名： 年 月 日设 计 任 务 书1.1 设计题目蜂窝煤成型机设计 图1 实物图 图2 运动简图1.2 工作原理与结构组成如图1所示冲压式蜂窝煤成型机是我国城乡镇蜂窝煤（通常又称煤饼，在圆柱形饼状煤中冲出若干通孔）生产厂的主要生产设备，它将煤粉加入转盘上的模筒内，经冲头冲压成蜂窝煤。为了实现蜂窝煤冲压成型，冲压式蜂窝煤成型机必须完成以下动作：煤粉加料；冲头将蜂窝煤压制成型；清除冲头和出煤盘的积屑的扫屑运动；将在模筒内的冲压后的蜂窝煤脱模；将冲压成型的蜂窝煤输送装箱。如图2所示为冲头3、脱模盘5、扫屑刷4、模筒转盘1的相互位置情况。冲头与脱模盘都与上下移动的滑梁2连成一体，当滑梁下冲时冲头将煤粉压成蜂窝煤，脱模盘将以压成的蜂窝煤脱模。在滑量上升过程中扫屑刷将刷除冲头和脱模盘上黏附的煤粉。模筒转盘上均布了模筒，转盘的间歇运动是加料后的模筒进入加压位置、成型后的模筒进入脱模位置、脱模后的空模筒进入加料位置。1.3 设计条件与要求1）以电动机作为动力源。2）冲头冲成为H=300mm，同时冲两只煤饼，冲头压力最大为=100000N，其压力变化近似认为在冲程的一半进入冲压，压力呈线性变化，又零值至最大值。机构应具有较好的传力性能，工作段的传动角g大于或等于许用传动角g=40°。3）生产率为每分钟60件,即每分钟循环30次。4）蜂窝煤直径为=120mm。5）扫屑运动的行程h=5060mm。6）机器运转速度波动系数d不超过0.05。1.4 设计任务1）完成冲头和脱模盘机构、扫屑刷机构、模筒转盘间歇运动机构型式设计。拟定机械传动系统方案。2）按工艺要求进行执行系统协调设计，画出执行机构的工作循环图。3）确定各执行机构的运动学参数，绘制机构运动简图。对主执行机构用解析法进行运动分析，用相对运动图解法对其中的一个位置加以验证，并根据计算机计算结果画出冲头和脱模盘机构位移、速度和加速度线图。4）对主执行机构用解析法进行动态静力分析，用图解法对其中的一个位置进行验证，并根据计算机计算结果，画出机构平衡力矩MbF线图和固定支座反力fiF线图。5）确定电动机的功率和转速，进行传动系统中齿轮传动设计（确定各轮齿数和模数）和带传动设计。6）对指定传动部件进行强度、结构设计，画出装配图及部分零件图。 设 计 目 录1.执行机构选型42.运动循环图73.机构尺寸参数的确定83.1外形尺寸确定83.2各主要部件尺寸确定84.主执行机构的运动分析94.1主执行机构的速度分析图解法94.2主执行机构的加速度分析图解法9 4.3.主执行机构的动态静力分析图解法105.机械传动系统方案设计115.1传动系统方案比较115.2运动和动力设计125.3传动装置的运动和动力参数计算136.部分零部件的结构设计146.1双级圆柱齿轮减速器中高速级斜齿圆柱齿轮传动设计146.2双级圆柱齿轮减速器中低速级直齿圆柱齿轮传动设计186.3双级圆柱齿轮减速器的中间轴结构设计及强度校核计算226.4中间轴轴承选择和寿命计算266.5键强度校核计276.6带轮、V带和联轴器的选择287.心得与体会308.参考文献33设 计 计 算 与 说 明主 要 结 果1执行机构选型图3 机构运动简图（具体参见文件袋内所附3号图纸执行机构选型-机构示意简图。）表1      三个执行机构选型冲头和脱模盘机构对心曲柄滑块机构偏置曲柄滑块机构六杆冲压机构扫屑刷机构附加滑块摇杆机构固定移动凸轮机构模筒转盘间歇运动机构槽轮机构不完全齿轮机构凸轮式间歇运动机构1选择方案说明方案一：对心曲柄滑块机构,固定移动凸轮机构和不完全齿轮组合。方案二：偏置曲柄滑块机构,附加滑块摇杆机构和槽轮机构组合。 方案三：六杆冲压机构,固定移动凸轮机构和槽轮机构组合。 2方案比较图4 对心曲柄滑块机构 图5 偏心曲柄滑块机构1）主执行机构比较对心曲柄滑块机构 15432运动相对平稳，速度波动小，冲击载荷小；外型尺寸较小，结构紧凑。对心式曲柄滑块机构的曲柄从水平位置每转180度，滑块从一个极限位置移动到另一个极限位置，当曲柄匀速转动时滑块在一个运动循环中来回移动的时间相等，滑块运动无急回。 偏心曲柄滑块机构 偏置式 曲柄滑块机构运动有急回，其行程小于对心式曲柄滑块机构，并且在慢进时滑块加速度较小，运动速度较平图6力增益的六杆级机构 稳，在急回时滑块的加速度较大，加速度值波动较大，在高速运动时，机构的惯性力较大，更容易引起冲击和振动，大大缩短了机构的寿命。 六杆机构 由原动件、机架和两个级组组成，组合方式有串联、并联和混联三种。工作时所能传递的力比曲柄滑块机构大的多；但工作行程小，外形尺寸大，设计要求高，成本较高，不经济。通过比较，由于本机器要求工作行程较大，工作阻力较大，为了减小冲击载荷，使机器运动更加平稳，我们最终选择了对心曲柄滑块机构2）扫屑刷两种机构的比较附加滑块摇杆机构 在运动中产生惯性力和惯性力矩不易平衡，容易产生冲击，影响机械产品的工作精度和寿命，因此不可用于高速工作场合；要精确实现任意设计要求的复杂轨迹相互困难，甚至是不可能的。固定移动凸轮机构 可以是从动件实现任意要求的运动规律，根据凸轮轮廓曲线的形状和尺寸使从动件获得预期的运动-用于传递动力不大的场合。通过比较，固定凸轮机构能够轻易实现机器所要求的运动轨迹，而且此非常简单，减轻了设计难度，相比于附加滑块摇杆机构扫屑范围更加大。所以我们选择了。3）间歇运动机构比较不完全齿轮机构 结构简单，容易制造；主动轮转一周，从动轮停歇的次数和每次停歇的时间，以及每次转动的转角等，其允许选择的幅度比其他机构范围大，因而设计灵活。槽轮机构 结构简单，工作可靠，机械效率高，进入和退出啮合时传动平稳；由于槽轮机构在启动和停止时加速度变化大，冲击载荷大。凸轮间歇机构 运动可靠传动平稳，可避免刚性冲击和柔性冲击，可用于高速运转，但对凸轮的加工装配要求较高，成本高。通过比较，本机器工作台转速低，而且需要传递的载荷小，考虑经济因素设计的灵活与方便我们最终选择了不完全齿轮机构。4）创新由于工作时阻力大，为了增加机器寿命，使横梁在工作时弯矩和扭矩最小，本组设计时，把两个冲头对称布置，如图7所示。5）本组经过认真分析最终选择设计方案一，结构简图如图7所示 图7 执行机构简图2运动循环图 1工艺动作分解:1)煤粉加料；2)冲头将蜂窝煤压制成型；3)清除冲头和出煤盘的积屑的扫屑运动；4)将在模筒内的冲压后的蜂窝煤脱模。 2说明：根据机器设计要求和运动分析及工艺动作分解得如图所示运动循环图。冲头和工作台都由工作行程和回程两部分组成，工作台的工作行程在冲头的回程后半段和工作行程的前半段完成，使间歇转动在冲压以前完成。扫屑刷在冲头回程后半段至工作行程前半段完成扫屑动作。 图8 工作循环图图9 冲头、转盘和扫屑刷的运动循环图3机构尺寸参数的确定 3.1外形尺寸确定 长1000mm 宽800mm 高1700mm 横梁长900mm 宽70mm 高90mm 3.2各主要部件尺寸确定 1）工作台直径D=600mm 高h=150mm 模筒直径d=120mm 工作台中心到模筒中心距离l=80mm。 2）执行机构（对心曲柄滑块机构） 曲柄轮直径D=400mm 连杆L=900mm曲柄轮中心到连杆转动副的距离S=150mm图10执行机构图4主执行机构的运动分析4.1主执行机构的速度分析图解法 图11速度分析图 图12速度曲线图 方向 AC AB BC 大小 ？ ？ 结果 pc pb bc由上表作图取基点p作pb即，再由b点出发作bc即，连接 p、c两点得pc 即。由此求得。4.2主执行机构的加速度分析图解法 图13加速度分析图 图14 加速度曲线图方向 AC BC CB BC大小 ？ ？结果 pc pb 由上表先取基点p，作出pb即，再从点出发作即，然后由和的方向作出两直线，交于于C点，得即和，由此求得 。4.3主执行机构的动态静力分析图解 图15 力矢图由静力学分析得 Mc=0解出方向 AC CA CA BC CB AC 大小 ？ ？结果 pa bc cd ab de ef fp由上表先取基点p，作出pa即，再从点出发作即，然后由b点出发作bc即，接着由c点出发作cd即，由d点出发作de即，然后由和的方向作出两直线，交于于f点，得ef与fp即和。5机械传动系统方案设计 图16传动方案5.1传动系统方案比较传动方案如下：方案电动机带传动双级圆柱齿轮减速器工作机构。(如图3)方案电动机三级圆柱齿轮减速器工作机构方案电动机蜗杆传动工作机构分析如下表: 名称优点缺点方案带传动平稳,具有缓冲和过载保护作用,减速器结构简单,设计更为容易，而且制造成本低；工作安全可靠。带寿命不高，传动效率低；需要定期检查更换；轴上有初拉力,受力较大。方案效率高，传动比更为准确，不用定期换带，寿命更长。传动不平稳；减速器尺寸过大，制造成本高；没有过载保护，不能缓冲，易发生危险事故。方案蜗杆传动传动比大，传动比准确，结构最为紧凑，传动平稳。蜗杆传动效率低，承载能力低，中速高速需要价值高的青铜和有色金属如锡青铜。小结：虽然蜗杆尺寸小，结构简单，但因为本机器输入功率为11kw，较大，不宜选用方案，从安全和经济角度考虑，我们最终选择了方案。5.2运动和动力设计1 选择电动机的类型按工作要求和条件，选用Y系列一般用途的全封闭式自扇冷鼠笼三相异步电动机。2计算和选择电动机的容量 1）求工作机械所需功率2）求电动机所需功率 式中电动机至主执行机构冲头的传动总效率电动机输出轴与V带小轮轴之间的联轴器，取V带的效率，查得；V带大轮轴与减速器输入轴间的联轴器，取；减速器的效率，查得；主执行机构的传动效率，取； 一对滚动轴承的效率，取； 一对闭式圆柱齿轮传动齿合效率，当齿轮精度为8级（不含轴承效率）稀油润滑时取；则 故 查手册选电动机额定功率 。3确定电动机的转速根据电动机有关知识可知：通常设计时应优先考虑选择同步转速为1500r/min和1000r/min 的电动机。此处初步选择同步转速为1500r/min的电动机。查机械设计手册所选型号为Y160M-4,其满载转速为。4确定传动装置的总传动比并分配各级传动比1）确定传动装置的总传动比 由选定的电动机满载转速和卷筒轴工作转速求得传动装置的总传动比考虑到带传动过程中的损耗和为了设计简单，取。2）分配装置的传动比 由查表-，取对于按两级大齿轮浸油深度相近，以使润滑简便的原则推荐高速及传动比应大于低速级传动比，其。取，则故 5.3传动装置的运动及动力参数计算由于带传动比改变，重新调整传动系统传动比的分配1各轴转速轴：轴：轴：2各轴输入功率电动机轴： 轴：轴：轴：3.各轴转矩电动机轴： 轴： 轴： 轴：6部分零部件的设计6.1双级圆柱齿轮减速器中高速级斜齿轮的设计设计斜齿轮传动的条件为：，单向运转，单班制工作，使用时间10年（每年工作300天）。1选择材料查表9-5，小齿轮选用40Cr调质处理，,大齿轮选用45钢调质处理，。计算时取260，230。（，合适）2按齿面接触疲劳强度初步设计由式（9-23） 1） 小齿轮传递的转矩。2） 齿宽系数由表9-10知，软齿面、非对称布置取。3） 齿数比：对减速运动。4） 载荷系数：因速度高，非对称布置，取。5） 许用接触应力由式（9-29）a,接触疲劳极限应力：由图9-34C查得。b,安全系数：由表9-11查得取。c,寿命系数：由式（9-30）计算应力循环次数 式中 查图9-35 （均按曲线1查得）故 6） 计算小齿轮分度圆直径7) 初步确定主要参数a.选取齿数。取 取b.初选。c.计算法向模数。选取标准模数d.计算中心距。为便于箱体加工及测量，将圆整取。e.计算实际螺旋角。f.计算分度圆直径： 合适。验证 ，正确。g.轮齿宽度： 圆整76mm3验算齿面接触疲劳强度由式（9-40） 1） 弹性系数。由表9-9查得，。2） 节点区域系数。由图9-29查得，。3） 重合度系数先由 ， 知：。故4） 螺旋角系数5） 圆周力6）载荷系数 a.使用系数。由表9-6查得b.动载系数。由查图9-23 （初取8级精度）c.齿向载荷分布系数。由表9-7，按调质齿轮，8级精度，非对称布置，装配时不作调整，可得 d.齿间载荷分配系数。由查表9-8 式中 由式（9-32） 则 故 7）验算齿面接触疲劳强度（安全）4验算齿根弯曲疲劳强度由式（9-46）1）由前已知：2）载荷系数K。a.使用系数。同前b.动载系数。同前c.齿向载荷分布系数。由图9-25 当时 查出d.齿间载荷分配系数。由前可知：由式（9-27）则所以可得3）齿形系数。由当量齿数 由图9-32查得 4）齿根修正系数。由 查图9-33 得5）重合度系数。由前可知6）螺旋角系数。由式（9-47）由前计算 则计算时取，7）许用弯曲应力。由式（9-31）a.弯曲疲劳极限应力由图9-36C,查得：b.安全系数。由表9-11取c.寿命系数。由 查图9-37 得d.尺寸系数。由查图9-38，则8）验算齿根弯曲疲劳强度故弯曲疲劳强度足够5确定齿轮主要参数及几何尺寸分度圆直径 齿顶圆直径齿根圆直径齿宽 取中心距 6确定齿轮制造精度由v=3.2m/s查表9-13确定齿轮第级公差组为8级精度，第、级公差组与第级同为8级。按机械设计手册推荐确定其齿厚偏差，小轮为GJ,在其工作图上标记为：8GJ GB/T 10095-1988, 大齿轮齿厚偏差为HK，在其工作图上标记为：8HK GB/T10095 1988。7确定齿轮的结构及零件工作图参见文件袋内所附1号图纸双级圆柱齿轮减速器装配图。6.2 双级圆柱齿轮减速器中低速级直齿轮的设计设计直齿轮传动的条件为：，单向运转，单班制工作，使用时间10年（每年工作300天）。1选择材料查表9-5，小齿轮选用40Cr调质处理，,大齿轮选用45钢调质处理，。计算时取260，230。（，合适）2按齿面接触疲劳强度初步设计由式（9-23） 7） 小齿轮传递的转矩。8） 齿宽系数由表9-10知，软齿面、非对称布置取。9） 齿数比：对减速运动。10） 载荷系数：直齿轮，非对称布置，取。11） 许用接触应力由式（9-29）a,接触疲劳极限应力：由图9-34C查得。b,安全系数：由表9-11查得取。c,寿命系数：由式（9-30）计算应力循环次数 式中 查图9-35 （均按曲线1查得）故 12） 计算小齿轮分度圆直径7) 初步确定主要参数a.选取齿数。取 取b.计算模数m。选取标准模数c.计算分度圆直径： 合适。d.计算中心距。e.轮齿宽度： 圆整取102mm3验算齿面接触疲劳强度由式（9-21） 6） 弹性系数。由表9-9查得，。7） 节点区域系数。由图9-29查得，。8） 重合度系数 故4）载荷系数 a.使用系数。由表9-6查得b.动载系数。由查图9-23 （初取8级精度）c.齿向载荷分布系数。由表9-7，按调质齿轮，8级精度，非对称布置，装配时不作调整，可得 d.齿间载荷分配系数。由故 故 7）验算齿面接触疲劳强度（安全）4验算齿根弯曲疲劳强度由式（9-26）1）由前已知：2）载荷系数K。a.使用系数。同前b.动载系数。同前c.齿向载荷分布系数。由图9-25 当时 查出d.齿间载荷分配系数。由 查表9-8知可得3）齿形系数。由由图9-32查得 4）齿根修正系数。由 查图9-33 得5）重合度系数6）许用弯曲应力。由式（9-31）a.弯曲疲劳极限应力由图9-36C,查得：b.安全系数。由表9-11取c.寿命系数。由 查图9-37 得d.尺寸系数。由查图9-38，则8）验算齿根弯曲疲劳强度故弯曲疲劳强度足够5确定齿轮主要参数及几何尺寸分度圆直径 齿顶圆直径齿根圆直径齿宽 取中心距 6确定齿轮制造精度由v=1.22m/s查表9-13确定齿轮第级公差组为8级精度，第、级公差组与第级同为8级。按机械设计手册推荐确定其齿厚偏差，小轮为GJ,在其工作图上标记为：8GJ GB/T 10095-1988, 大齿轮齿厚偏差为HK，在其工作图上标记为：8HK GB/T10095 1988。7确定齿轮的结构及零件工作图参见文件袋内所附1号图纸双级圆柱齿轮减速器装配图。6.3减速器的中间轴结构设计及强度校核计算已知条件为：该轴传递功率，转速,齿轮2（大斜齿轮）的分度圆直径，齿轮宽度（左旋），齿轮3（小直齿轮）分度圆直径。宽度。主执行机构由电动机驱动，长期工作。1,选择轴的材料选用45钢，正火处理。估计轴的直径小于100mm,由表13-1查得：，2,按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径由式（13-2），由表13-2，,取C=107（此轴为转轴，又是减速器的中间轴）。则 因最小直径在装齿轮处，此处有一键槽，故轴径应增大5%，即取标准值d=50mm3,轴的设计 （1）确定各段轴的直径考虑轴上的两个齿轮分别由轴的两端拆卸，此处装大齿轮和小齿轮处的 轴头直径取为52mm，轴环和轴头直径过渡处的倒圆半径取为2mm，与轴头配合的齿轮孔的倒角尺寸为2.5mm，轴环和轴头半径差为23倍的倒角尺寸，所以轴环直径取为64mm。两端装轴承处的轴颈直径应小于52mm，同时考虑滚动轴承内径的标准值，所以轴颈直径取为50mm。 （2）初选轴承类型及型号因轴承承受径向与轴向载荷的联合作用，所以选用角接触球轴承。根据轴颈直径为50mm，初选7010C轴承，轴承采用飞溅润滑，轴上不设挡油板。 （3）确定各段轴的长度齿轮和轴承间采用套筒进行轴向定位。为保证套筒与齿轮端面靠紧而定位，装齿轮处的轴头长度应略小于齿轮轮毂宽度，所以装大齿轮和小齿轮处的轴头长度分别取为74mm和110mm。取轴环宽度10mm，小齿轮端面到减速器内壁的距离取为15mm，轴承端面到减速器内壁的距离取为5mm，所以左端套筒长度为27mm，右端套筒长度为22mm，由手册查得7010C轴承的宽度为16mm。轴端倒角尺寸取为2mm，所以装右轴承段轴的长度为38mm，装左轴承段州的长度为43mm，轴全长275mm。 （4）轴上零件的周向固定大齿轮及小齿轮处均采用A型普通平键联接，由手册查得截面尺寸bh为16mm10mm,长度取为63mm和100mm。 （5）确定轴上倒角圆半径及轴头与轴颈表面粗糙度轴颈和轴头过渡处的倒圆半径取为1mm,轴头表面粗糙度，轴颈表面粗糙度由轴承标准查得。4轴的受力分析（1）求轴上的扭矩（2）求齿轮上的作用力（3）确定跨度左端支反力作用点至大齿轮上力作用点间距离为右端支反力作用点至小吃轮上力作用点间距离为两齿轮上力作用点间的距离为（4）作计算简图（5）求水平面内支反力，并作水平面弯矩图 解得 FAV=4876N FAH=-652N FBV=6452N FBH=-1154N(6）作弯矩图和扭矩T图（7）作合成弯矩 截面1的合成弯矩截面2的合成弯矩截面3的弯矩 截面4的弯矩 截面3的合成弯矩截面4的合成弯矩5轴的疲劳强度安全系数校核计算确定危险截面：由图所示看出，轴上多个截面存在应力集中，但截面5和截面6所受载荷较小，可不考虑。截面1和2直径相同，应力集中情况相同，但截面1所受载荷较截面2小，故可排除，截面3和4直径相同，应力集中情况相同，但截面3所受载荷较截面4小，也可排除。所以只需对截面2和4进行安全系数校核。1）截面3的安全系数校核计算应力集中系数有效应力集中系数。查表13-9，绝对尺寸系数。查表13-10，表面状态系数。查表13-12，等效系数。查表13-13，截面的抗弯、抗扭截面模量（、）由轴的直径d=52mm，键槽宽b=16mm，键槽深t=6mm，查表13-15得截面上的应力：弯曲应力对称循环变化，弯曲应力幅平均应力；扭转切应力为脉动循环变化，扭转切应力扭转切应力幅与平均切应力相等，安全系数：弯曲安全系数扭转安全系数综合安全系数取，合适。2）截面5的安全系数计算应力集中系数有效应力集中系数：截面处有两种应力集中。轴直径变化过渡圆角的应力集中，由r=1.5mm，按D/d=64/52=1.23，r/d=1.5/52=0.023，查表13-8得，；过盈配合处的应力集中，由H7/r6查【1】表13-9得，。由此可见过盈配合引起的应力集中较大，应按其计算安全系数。绝对尺寸系数、表面状态系数及等效系数同前。截面上的应力：截面4的弯矩为388100Nmm，故 安全系数：弯曲安全系数：扭转安全系数：综合安全系数取，合适。3轴的结构设计颈向尺寸的确定轴向尺寸的确定轴颈直径根据轴承内径，取标准值=50mm由轴承和套筒确定，此处取=43mm大齿轮处轴头直径直径变化1.5mm2mm取=+2mm=52mm大齿轮宽度轴环直径=+2hh=(23) ， 由手册查得=2mm取h=3=6mm=查手册，由轴环宽度，b=1.4h=1.4×6mm=8.4mm 取小齿轮处直径为便于齿轮装拆，取=52mm由齿轮宽度确定=112-2=110mm装轴承处直径，由齿轮和套筒确定由轴承和套筒确定，此处取确定键的截面尺寸（1） 装大齿轮处：A型键，由=52mm，查手册取（2） 装小齿轮处：A型键，由=52mm，查手册取确定键长，且为标准值，轮毂长度取标准值L =63mm取标准值L =100mm为便于安装，各处轴肩轴环轴颈接合处倒圆角半径取为1.5mm，轴端面处倒角取为2mm，轴头配合的齿轮孔的倒角尺寸为2.5mm。所以轴全长为275mm，其中两套筒长分别为27mm（左）和22mm（右）。6.4中间轴轴承选择和寿命计算由知d=50mm，转速182.5r/min，支承1的垂直支反力，水平支反力，支承2的垂直支反力，水平支反力，轴上承受的轴向力，方向取为向左。初选7010C轴承。1 查有关数据由手册查得7010C轴承的有关数据：=26.5kN，=22.0kN。2 计算两支承的径向载荷3 计算两支承的轴向载荷对于7010C型轴承，轴承内部轴向力，其中为【1】表14-7中的判断系数，其值由的大小确定，但现轴承轴向载荷未知，故先初取e=0.4进行试算。对于轴承1： 对于轴承2： ，查表14-7得：，查表14-7得：两次计算的e值相差不大，因此确定：，4计算轴承的当量动载荷对于轴承1 因 ，查表14-7得：，对于轴承2 因 ，查【1】表14-7得：，5.计算轴承的额定寿命取、中的大者计算，将代入下式查表14-4，因轴承在正常温度下工作，则；查表14-5，取减速器载荷系数，球轴承；则 （合适）6.5键强度校核计算 8级精度的齿轮有一定的对中度要求，故选普通平键（A型）。从标准中查得，当d=52mm时键宽b=16mm,键高h=10mm,键深t=6mm,轮毂长为76mm,则键长L=63mm,而键的工作长度l=L-b=( 63-16)mm=49mm键与轮毂接触高度k=h/2=10mm/2=5mm由强度条件得查手册得，因故所选键满足要求。6.6带轮、V带和联轴器的选择（1） V带设计已知, ,。 a.确定计算功率 由【1】表7-7查得工况系数 则 b.选择V带型号根据，由图7-14选取B型。c.确定带轮基准直径由表7-3 B带带轮最小直径，又根据图7-14中B带推荐的范围及表7-8取；从动轮基准直径，由表7-8基准直径系列取；传动比，传动比误差为0，允许。d.验算V带的速度e.确定中心距a和V带基准长度由 即则初取中心距初算V带基准长度： 由【1】表7-2选取标准基准长度实际中心距 取 f.验算小带轮上包角，合适g.确定V带根数由，查表7-4，B型单根所能传递的基本额定功率，功率增量，由【1】表7-5查得包角系数，由【1】表7-6查得长度修正系数；所需带的根数取z=6根h.确定初拉力由表7-3，B型带q=0.17kg/m i.确定作用在轴上的压轴力j.带轮设计根据表7-10查得第一槽对称面至端面的距离f=12.5mm,槽间距e=190.4mm所以带轮宽度B=2f+5e=25+95=120mm(2)联轴器选择 联轴器传递的功率p=9.64kw,转速 轴的伸出直径为50mm长度为128mm1） 选择弹性柱销联轴器。2） 载荷计算公称转矩 查表16-1得 K=1.3则计算转矩 3）型号选择 由手册查标准GB/T5014/85选HL5J型弹性柱销联轴器轴径范围5070mm许用转矩T=2000Nm 符合要求对心曲柄滑块机构固定移动凸轮机构不完全齿轮机构方案一机器外形尺寸长1000mm 宽800mm 高1700mm横梁长900mm 宽70mm 高90mm曲柄轮中心到连杆转动副的距离S=150mm电动机类型Y160M-4满载转速为电动机额定功率 减速器高速级减速器低速级小齿轮选用40Cr调质处理大齿轮选用45钢调