毕业设计(论文)-真空吸盘自动上料机械臂设计(全套图纸)[管理资料]

理工学院毕业设计
学生姓名：学号：
专业：机械设计制造及其自动化
题目：真空吸盘自动上料机械臂设计
指导教师：
评阅教师：
2017 年 6 月
在当下生产过程中正在向机械化，与自动化方向发展。

在机械工业中装卸、装配等环节中利用的机械手会越来越广泛。

它可最大限度减少工人的劳动强度，改善产品的生产质量。

真空式上料机械臂采用了两个旋转关节和一个运动关节；两个回转关节完成x，y目标的运动，而移动关节则完成z目标的运动。

工业机械手是一种模仿人手的一部分抓举形式，按照事先设定好的程序，完成抓取、搬运工件等一系列运动。

它在二十世纪五十年代就已经在工厂里工作了，是在搬运机械手的基础上成长起来的一种机器，开始主要实在上下料和搬运工件等工作形势中，随着运用领域的不段发展，当下主要用来夹持工具和完成大部分的作业。

在当代生产中，它可以代替人大部分的工作量，改善工人的活动情况，提高生产效益。

全套图纸加153893706
关键词机械手真空式搬运工件
目录
1 绪论 (1)
真空吸盘上料机械手的定义 (1)
(1)
2方案设计 (3)
主要技术参数见表2-1 (3)
结构特点如下图2，图3： (3)
3手指真空吸盘设计 (5)
设计时要注意的问题 (5)
零件的计算 (6)
吸盘吸附力的计算 (6)
4液压缸的设计 (7)
液压缸主要尺寸的确定 (7)
强度的校核 (7)
5小臂结构设计 (8)
设计时注意的问题 (8)
6大臂结构设计 (10)
(10)
、Z2和Z3、Z4的设计校核 (11)
轴 的设计及校核 (14)
轴Ⅱ的设计及校核 (22)
7轴承的选取及校核 (30)
Ⅰ上轴承的选取和校核 (30)
Ⅱ上轴承的选取和校核 (31)
8键的选取及校核 (32)
Ⅰ上键的选取和校核 (32)
Ⅱ上键的选取和校核 (32)
9电机的选取 (33)
10机身设计 (33)
设计时注意的问题 (33)
自由度的选择 (33)
结束语........................................................................................ 错误!未定义书签。

致谢.............................................................................................. 错误!未定义书签。

参考文献.................................................................................. 错误!未定义书签。

1 绪论
真空吸盘上料机械手的定义
真空吸盘上料机械手是选择性的上下料机械臂。

在x,y方向上有柔性，在使用在规格零件的上线料，如车间型材的上下料，以及零件的搬运。

生产商越来越追求工厂的自动化程度。

随着生产技术的不断的更新，生产厂商对上下料机械手的需求量越来越大，上下料机械手要逐步完善产品生产的自动化的水平。

此设备装备到生产线中，可以大大加快企业自动化的进程，为企业在此行业中的发展起到了关键的作用。

，提高工作效率
此设备可以减少工厂里面工人的数量，工厂逐渐走上无人化工厂，个人所创造的价值，大幅提高。

，整体提高企业竞争力。

每年，因工伤致残的人都有，而车底消除此类隐患，就是实现企业的无人化，这样也能够提升企业在行业中的竞争力。

国内在工业机械手研发方面，沈阳新松机械手自动化股份有限公司在自动导引车(Automated guided vehicle， AGV) 等方面取得重要市场突破哈尔滨博实自动化股份有限公司重点在石化等行业的自动包装与码垛机械手方面进行产品开发与产业化推广应用，广州数控设备有限公司研发了自主知识产权的工业机械手产品，用于机床上下料等研发与应用，上海沃迪科技公司联合上海交通大学研制成功了码垛机械手并进行市场化推广，天津大学在并联机械手上取得了重要进展，相关技术获得美国专利[1]。

在我国机械臂产业发展的道路上还不够成熟，与一些发达国家还存在着巨大差距，其中高精度变速器的研究最为明显，严重阻碍了我国工业规模化的发展。

扶持机械手产业的发展以及推进智能制造技术的发展，攻破机械手新材料、3D 技术、灵巧操作等前沿技术力发展。

提高发展国家科技产品的品牌影响力，加强
对机械手诸类产品的研发力度与支持，将机械手产品研发水平提高作为重中之重，通过不懈的技术创新与独特知识研发来实现上下料机械臂技术与产业有效结合的可持续性发展；重点发展和鼓励扶持现有市场竞争力的知名企业的影响力，逐渐走向良性循环发展的完整产业模式；充分保护此类企业发展与矿大的市场空间。

现如今，我国上下料机械臂逐步走向标准化的形式，良好的时代发展能力和基础的前提，完美有效结合技术创新与成熟技术，依旧是机械手改革发展的关键所在，抓住时代发展的洪流，理性应对；应遵循时代进程的发展规则，推动着我国工业机械手技术与工业相结合的迅速发展。

我国制造业正处于产业发展局面中具有自动智能化、功能化、专业化等的重要趋势的现状，随着市场的惨烈的相互斗争、劳动力成本的节节攀升，以及客户对专用化的需求越来越大，我国的发展形式正处在一个深化改革的阶段，我国制造业对技术和设备的迅速改变与提升的需求越来越迫切，以稳固在竞争中的影响力和地位，因此，我国上下料机械手产业的发展空间非常的大。

在未来几年中的上下料机械臂产业将迅速发展，期待着一个新时代来临。

我国对上下料机械手组合自动化生产线的需求是特别强烈的，上下料机械手发展一定能为我国制造业的发展的起到中流砥柱的作用。

随着上下料机械臂的迅速发展，其在木材加工、搬运码垛、装卸上下料、喷涂喷绘等工作作业中得到非常大的重用。

综合在机械手等相关领域的发展，研究国内外机械手在各领域的发展现状与目标，总结出我国上下料机械手行业前景和分析的若干想法和建议，争取实现能够在尊重和运用国内外机械手前段技术发展经验和数据的同时，为发展我国上下料机械手技术与产业有效的结合发展提供重要的依据。

在木工加工行业中，物料的上下料还是依靠人力。

如图（1）：
图1 木材行业上料现状
随着人类对生活要求不断更新，现代化生产规模已不能满足人类的需求，必须提高生产效率、生产质量，降低生产成本。

在自动化生产线上已经不需要人搬运上下料了，并且各个企业正在裁减工厂工人的人数，以实现企业无人化的目标。

各生产厂商为了降低生产所需要的资源，实现产品生产的的快速化，对上下料机械手的需求以及专用化程度也不断改变和苛刻。

各个工厂面临着数控加工中心的普及，工厂对于自动化要求更加迫切。

木工加工机床上下料机械手主要是应用在那些单简单的操作中用以代替工人的的劳动来进行工作，减少人员，把机械手安排在流水生产线上，专门负责毛坯料的装卸工作，可以实现平移、翻转等动作，把坯料准确放入待加工位置；等加工完毕后，可以准确取出零件，并放置在规定位置上。

2方案设计
主要技术参数见表2-1
2-1 机械臂主要参数
机械手类型真空吸盘上料机械臂
抓取重量50kg
自由度3个（2个回转1个移动）
大臂长1480mm，回转运动，回转角240o，步进电机驱动单片机控制
小臂长1313mm，回转运动，回转角240o，步进电机驱动单片机控制
移动关节液压缸驱动行程开关控制
吸盘真空泵驱动行程开关控制
结构特点如下图2，图3：
图2 结构简图图3 工作空间图
3手指真空吸盘设计
真空吸盘是常见的真空设备所有的元件,吸盘材料多采用橡胶制成,具有质量轻，价格低，以及较大的吸附力,所以被更多的使用在各种真空吸持机械设备上,用于在吸持与搬送木材等非金属类的物品。

其结构如图4所示。

图4 吸盘二维图
上下料机械手的手部是用来吸附工件并实现搬运。

手部吸附工件的精确和可靠程度都将直接影响到上下楼机械手的工作时的各种指标，它是上下料机械手的关重要部件。

设计时要注意的问题：
(1) 吸盘应有足够的吸附力，以及慎重选取工件在传送过程中的动载荷以及
吸附的安全系数。

(2) 确保工件在吸盘准确定位到重心点。

(3) 内部构造尽可能的紧凑重量轻。

(4) 吸盘考虑通用性以及耐用性。

图5 机构简图
零件的计算
由于此机械手为专用机械手，所以所搬运的零件也是固定的，基本上在50kg 以下。

所以G=500N
吸盘吸附力的计算
÷
⨯
=理论吸吊力
1.0
=
⨯
T
W÷
S
P
T
w为单个吸盘在特定压力下产生的吸附力；p为所有真空泵的真空压力；s 为所有吸盘的与工件接触的面积；t为安全系数（由于为水平起吊，所以为4）。

此处选用的直径为80mm,工作在p=-75kPa。

所以理论吸吊力为377N.
=T
⨯
⨯
T
÷
P
S
W理论吸吊力
1.0=
94.25N
=
377
4
=
÷
÷
=W
N
÷
G
500=
=
94.25
3.5
÷
N取整数，所以
N=6
需要6个吸盘。

4液压缸的设计
(1)液压缸的特点：
(2)液体压力高，可以获得较大的输出力
(3)油液压缩性小，压力流量均容易控制，可无级调速，反应灵敏，可实现连续轨迹控制
(4)在输出力相同的条件下体积小
(5)中小型专用通用机械手都有，特别时重型机械手多用
液压缸内型选择，由于行程较长，重量较大。

选双作用单活塞液压缸。

液压缸主要尺寸的确定
①缸筒内径D
如果液压缸的驱动负载为主要目的，则液压缸的缸筒内径D 应根据最大的负载力F 和选取的设计压力p 1及背压力p 2进行计算；如果强调速度，则缸筒内径D 应根据运动速度v 和已知流量q 进行计算。

计算公式为：
p F
D π4=
v q
D π4=
所以84mm 10500
445
=⨯⨯==
ππp F D ②活塞杆直径d
活塞杆的直径d 可按设计压力和设备类型选取。

因为铣活塞杆受拉，所以
()D d 5.0~3.0=
所以d=。

③缸筒长度L
缸筒长度L 取决于工作条件。

所以：L=1m
强度的校核
①缸筒的壁厚δ
中低压力系统中的液压缸，其缸筒壁厚δ可根据结构工艺性要求来计算确认的，其强度通常不必校核，但在高的压力系统中必须考虑强度并对其校核，强度校核有薄壁和厚壁两种情况。

因为δ=10n\mm
当10/≤δD 时，可按厚壁筒公式进行验算
[][]⎪⎪⎭
⎫
⎝
⎛
--+≥13.10.42y
y
p p D σσδ 式中，D 为缸筒内径；py 为缸筒实验的压力，当缸的额定压力pn ≤16Mpa 时，取py=；而当py>16MPa 时，取py=；[]σ为缸筒材料的许用应力，[]σ=n /b σ，σb 为材料的抗拉强度，n 为安全系数，一般取N=5[2]。

②活塞杆直径d
活塞杆主要承受拉、压作用力，校核公式为
[]
σπF
d 4≥
式中，F 为活塞杆上的作用力；[]σ为活塞杆材料的许用应力，[]σ=n /b σ，b σ为活塞杆材料的抗拉强度，n 为安全系数，一般取n ≥。

5小臂结构设计
设计时注意的问题
(1) 刚度要好，选用工字钢和槽钢左支撑板。

(2) 偏重力矩必须小。

(3) 惯量小，重量轻。

小臂结构的设计
把小臂的截面设计成工字钢形式。

重量轻，抗弯系数大。

选10号工字钢。

理论重mm d mm h cm W y 5.4,100,72.9,11.261kg/m 3===,小臂长为1270mm 。

较核：N mg G 143.02101.27261.11小臂=⨯⨯== 取145N 其受力如下图:
受力分析
F=145+200=345（N ）
).(346.8.6401451.272002
小臂1m N L
G L F M =⨯+⨯=⨯
+⨯= MPa MPa W M y 100][35.7)
10(72.9346.832=≤===
-δδ
按《材料力学》 hb
Q =τ
其中h 为工字钢的高度，b 为工字钢的腰宽，Q 为所受的力。

所以MPa MPa hb Q 60][0.8105.410100346.83
3=≤≈⨯⨯⨯==
--ττ 所以选10号工字钢合适。

6大臂结构设计
大臂的截面设计成“工”字钢形式，这样抗弯系数大，使截面面积小，从而减轻小臂重量，经济效应高以及应用范围广。

选10号工字钢。

理论重mm
d mm h cm W y 5.5,140,1.16,16.890kg/m 3===,大臂长为1480mm 。

较核：249.97101.48890.16臂=⨯⨯==mg G 大（N ） 取250N 其受力如图
:
受力分析
F=145+200+250=595（N ）
)
.(1041.721.48
250)1.4821.27(145)1.481.27(2002)2(
)(2大臂21小臂210m N L
G L L G L L F M =⨯++⨯++⨯=⨯++⨯++⨯= MPa MPa W M y 100][4.17)10(1.16125
.2803
2=≤===
-δδ
按《材料力学》 ：hb
Q =
τ
其中h 为工字钢的高度，b 为工字钢的腰宽，Q 为所受的力。

所以MPa MPa hb Q 60][42.0105.5101403203
3=<≈⨯⨯⨯==
--ττ 所以选10号工字钢合适。

、Z2和Z3、Z4的设计校核
、精度等级、材料及齿数
由条件可知，本机械适合采用斜齿圆柱齿轮，取常规压力角为α=
20。

机械臂为比较特殊工作机器，参考表10-6（机械设计 谢江主编），参照经验可选用7级精度。

两齿轮是等速运动，由表10-1，齿轮材料均为45钢（调质），齿面硬度240HBS ，m=，i=3。

由前面的计算
初选Z 1=Z 3=32， 大齿轮齿数Z 3=Z 4=Z 1i=96
εφσZ Z Z T K E H H ⋅+⋅=u
1u d 23
d 1t H 确定公式中的参数值 ①试选载荷系数
t
H K =。

②小齿轮传递的转矩
nm M T 1041.71==
③节点区域系数H Z 查图10-20（机械设计 谢江主编）得
H Z =。

④齿宽系数
d
φ
由于功率过小取
d
φ=。

⑤材料的弹性影响系数E Z
查表10-5（机械设计 谢江主编）得 E Z =21a MP 。

⑥计算接触疲劳强度的重合度系数εZ
31.7721==αααα， 1.54=αε
19.03
4
5.1434=-=-=
α
εεZ
⑦计算接触疲劳许用应力[]H σ
由图10-25d 查得大小齿轮的接触疲劳强度极限1lim H σ=2lim H σ=550a MP 。

计算应力循环次数
8111104.32153008211006060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯===h jL n N N
查图10-23（机械设计 谢江主编）查得接触疲劳寿命：
1HN K =2HN K =
取失效概率1%、安全系数1=S ，则
[]a H HN H
MP s K 632.51
550
15.11lim 1=⨯==
σσ
由前边的公式得：
εφσZ Z Z T K E H H ⋅+⋅=
u 1
u d
23
d 1t H
=91.08.1895.21
1
15715.01041.73.123
⨯⨯⨯⋅+⨯⨯⨯⨯ mm = 由计算结果可知
[]H H σσ≤
所以满足设计要求。

①试计算消除论分度圆直径d 1,油计算公式得：
()[]
()mm Z Z u T K H d E H T 95.224991.620.150.912.521041.71.321
u 2d 32
23
221
1=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+=σεφα ③计算载荷系数。

由表10-6（机械设计 谢江主编）查的使用系数为：
K A =1；K V =
由表10-7（机械设计 谢江主编），按照齿面未硬化，斜齿轮，7级精度，查的
αH K =αF K =
由表10-8（机械设计 谢江主编）用内插法查的7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得
456.1=βH K
由
2.3b
=h
，456.1=βH K ，查图10-14用内插法计算得αF K =；故载荷系数 324.2456.14.114.11=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K
④按十级的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由式（10-10a ）（机械设计 谢江
主编）
d 1min =mm K K t 1096
.1324.296d 33t 1=⨯=
2
3d a a 1m 2Z Y Y Y T K S F F F φσε
=
确定公式中的参数值 ①试选载荷系数t F K =。

②由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数
688
.0711
.175.025.075
.025.0=+
=+
=α
εεY
③由图（10-17）查得齿形系数85.2=αF Y （机械设计 谢江主编）
由图（10-18）查得修正系数55.1=αS Y （机械设计 谢江主编）
所以
2
3d a a 1m 2Z Y Y Y T K S F F F φσε
=
2
31930.15 1.552.850.68828501.32⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
=
由计算结果可知
[
]F F σσ≤
（1）计算中心距a
mm Z Z m a n 96)14448(2
3
)(221=+=+=
（2）计算分度圆直径1d ，2d
48mm mz d 11== 144mm mz d 22==
（1）计算齿轮宽度 齿宽系数
d
φ
由于功率过小取 =。

9.6mm 48mm 2.01=⨯=⋅=d b d φ
取=2b mm 10b 1=。

主要设计结论
齿数30z z 31==，9042==Z Z ,模数m=，压力角︒=20α，中心距a=96mm ，
齿宽21b b ==mm 10b 43==b 。

两齿轮均使用45钢（调质）。

齿轮按7级精度设计。

轴I 的设计及校核
此轴传递的功率传递的功率最大，承受弯矩相对较大。

. 确定主轴上的功率
W P 、转数
n 和转矩
T
有前面的计算可知 （1）传递的转矩
0W P = 0n =30r/min
0T =9550
N p W =⨯⋅⋅
（1）间隔齿轮上的力
由前面知齿轮传递的转矩为T=3581N ⋅mmm, 齿轮的分度圆直径为d=90mm t F 1=
d T 2=90
58132⨯N= r F 1=t F 1tan α=︒20=
（2）齿轮上的力
由前面知齿轮传递的转矩为T=544N •mmm,
锥齿轮的大端分度圆直径为1m d =50mm ， 而t F 2=
1
2w d T =04544
2⨯N=
r F 2=t F 2tan αcos 1β=︒⨯︒⨯565.23cos 20tan 7.72=
a F 2=t F 2tan αsin 1β=︒⨯︒⨯565.23sin 20tan 7.72=
（3）主轴最左端齿轮受力
由前面可知齿轮传递的转矩为T=8334N ⋅mmm, 该齿轮分度圆直径为的=90mm t F 3=
d T 2=90
8334
2⨯=185N r F 3=t F 3tan α=185tan ︒20=67N
min 0d
轴的材料选用45钢，调质处理。

查表15-3（机械设计 谢江主编）取0A =112。

mm n P A d 18.510013154.011233000min 0=⨯==
轴截面上有1个键槽，并且轴径小于100mm ，因此，轴径应增大%7~%5，即增大为mm mm 21.5~19.5。

初步估算出轴的最小直径min d 20mm 。

（1）装配方案如图所示
轴的装配方案图
（2） 根据轴上的零件，确定轴的各段直径和长度
轴的右端装间隔齿轮组，间隔齿轮的右端用螺母定位。

又由于间隔齿轮组受力不受轴向力，因此只用单螺母定位。

去螺纹直径为D=12mm ，因此Ⅰ－Ⅱ段中的直径为mm d 12Ⅰ－Ⅱ=，该段长度为Ⅰ－ⅡL ＝23mm 。

Ⅱ－Ⅲ段轴安放齿轮组，目的就是齿轮的安装方便，且由于加工精度的不同，该段直径必须比Ⅰ－Ⅱ段轴的直径大那么的一点点，由于并非定位轴肩，因此，只需取mm d 13Ⅱ－Ⅲ=，该段轴的长度根据安装３个齿轮定位此轴段为Ⅱ－ⅢL ＝69mm 。

Ⅲ－Ⅳ段安装轴承，初步确定为角接触球轴承，齿轮组左边采用轴肩定位，为了轴间高度的满足，选取轴承内径为内径ｄ＝17mm ，因此该段直径
mm d 17Ⅲ－Ⅳ=，考虑到轴承外圈支座肋板的宽度，该段轴的长度定为 mm L 15Ⅲ－Ⅳ=。

Ⅳ-Ⅴ段轴安装圆锥齿轮，链轮，以及凸轮，有前面计算可知小锥齿轮所受轴向力非常小，凸轮、链轮基本上是不受轴向力的，而且为了使得安装时这些轮零件方便在轴上做位置调整，这些轮零件的轴向定位采用紧定螺钉定位。

又由于
轴承的上端采用的是轴肩定位，，因此该段轴的直径定为mm d 40Ⅴ-Ⅳ=，该段轴的长度由整体空间分布位置决定，为mm L 217Ⅴ-Ⅳ=。

Ⅴ-Ⅵ段轴上安装偏心链轮，需在轴上制出螺纹孔，因此需要加大轴径，该段轴径定位mm d 32Ⅵ-Ⅴ=，长度定为mm L 33Ⅵ-Ⅴ=。

Ⅷ-Ⅸ段安装轴承，为使与右端轴承安装，选用大小相同，因此该段轴径为
mm d 17Ⅸ-Ⅷ=，轴长定为mm L 12Ⅸ-Ⅷ=。

Ⅶ-Ⅷ安装齿轮，该齿轮在轴上并不做周向固定，用滑动轴承连接在轴上，由于该段轴与Ⅷ-Ⅸ段轴的加工精度不同，因此需要做出阶梯，但又非做成定位轴肩，因此该段轴径定位mm d 19Ⅷ-Ⅶ=。

齿轮左边需要用套筒定位，长度根据齿轮的宽度和套筒的长度定为mm L 28Ⅷ-Ⅶ=。

Ⅵ-Ⅶ段轴上主要安装离合器，又由于齿轮的线段采用轴肩定位，轴肩高度取为2mm ，因此该段轴径定为mm d 23Ⅶ-Ⅵ=，根据离合器的运动空间，该段轴的长度定为mm L 40Ⅶ-Ⅵ=。

综上，输出轴的尺寸：
Ⅰ－ⅡL =23，Ⅱ－ⅢL ＝69mm ，mm L 15Ⅲ－Ⅳ=，mm L 217Ⅴ-Ⅳ=，mm L 33Ⅵ-Ⅴ=
mm L 40Ⅶ-Ⅵ=，mm L 28Ⅷ-Ⅶ=，mm L 12Ⅸ-Ⅷ=。

mm d 12Ⅰ－Ⅱ=，mm d 13Ⅱ－Ⅲ=，mm d 17Ⅲ－Ⅳ=，mm d 22Ⅴ-Ⅳ=，mm
d 32Ⅵ-Ⅴ=，mm
d 23Ⅶ-Ⅵ=，
mm
d 19Ⅷ-Ⅶ=，
mm
d 17Ⅸ-Ⅷ=。

总长度0L =Ⅰ－ⅡL +Ⅱ－ⅢL +Ⅲ－ⅣL +Ⅴ-ⅣL +Ⅵ-ⅤL +Ⅶ-ⅥL +Ⅷ-ⅦL +Ⅸ-ⅧL =437mm 。

计算支反力。

N F NH 4.1591= N F NH 1292=
N F NV 6.1471= N F NV 4.2922= 。

C 是轴的危险截面。

计算C 截面的载荷。

轴的载荷分布图
表6-3轴载荷重要参数
载荷水平面H 垂直面V
支反力F
N
F NH 80.511=
N F NH 1352=
N F NV 68.511=
N F NV 320.82= 弯矩M mm N M H •≈0
mm N M V •=52262
总弯矩 mm N M •=52262 扭矩T
mm N T •=9500
按弯矩合成应力校核轴的强度，对于双向转动的转轴，取折合系数0.6α=，则根据式（15-6）有
a ca MP W
T M 3522
1.0)89006.0(22266)(3
22
2
2
1=⨯⨯+=+=
ασ 查表12-1查得a MP 60][1=-σ，因][1-<σσca ，故安全。

（1）截面Ⅶ处扭矩最大，并且该处有轴肩，应力集中最大，此处危险截面。

而截面C 弯矩很大，并且有键槽，考虑到应力集中的，该处亦为危险截面。

其他截面受弯矩较小，虽有键槽，但弯矩较小，所以截面Ⅶ和截面b 为危险截面。

（2）截面Ⅶ
抗弯截面系数： 333686191.01.0mm d W =⨯==
抗扭截面系数： 3331372
192.02.0mm d W T =⨯== 该截面处的弯矩： m N M ⋅=8692m 该截面处的扭矩： T=8334mm N •
截面上的弯曲应力： W M b =σ=8692/686a MP =a MP
截面上的扭转切应力： a a T T MP MP W T 07.6137283341===τ
材料的力学性能
45钢调质查表15-1（机械设计 谢江主编）得
a b MP 640=σ，a MP 2751=-σ，a MP 1551=-τ
轴肩理论应力集中系数
由d r /=1/19=，211.11923==d D 查附表3-2（机械设计 谢江主编）并经插值计算得
15.2=σα，59.1=r α
材料的敏感系数
由mm r 2=，a b MP 640=σ查图3-1（机械设计 谢江主编）并经插值得
82.0=σq ，85.0=r q 。

有效应力集中系数
()()943.1115.282.0111=-⨯+=-+=σσσαq k ()()179.11211.185.0111=-⨯+=-+=ττταq k
尺寸及截面形状系数 :
由附图3-2（机械设计 谢江主编）得88.0=σε。

扭转剪切尺寸系数:
由附图3-3（机械设计 谢江主编）得95.0=τε。

表面质量系数:
轴按磨削加工，a b MP 640=σ （机械设计 谢江主编）得9.0==τσββ2。

表面强化系数 轴未经表面强化处理 1=q β。

疲劳强度综合影响系数
28.2192.0/188.0943.111=-+=-+=σσσσβεk K 32.1192.0195.0179.111=-+=-+=ττττβεk K
等效系数
45钢：2.0~1.0=σϕ 取1.0=σϕ 1.0~05.0=τϕ 取05.0=τϕ 安全系数: 51.71
=+=
-m
a K S σϕσσσσσ，
89.211
=+=
-m
a K S σϕσττττ，
11.72
2=+=
τσστ
S S S S S ca 。

设计安全系数由条件选取5.1=S 。

疲劳强度安全系数校核S S ca >>，左侧疲劳强度合格。

（3）截面C 疲劳强度校核
抗弯截面系数： 3338.1064
221.01.0mm d W =⨯==， 抗扭截面系数： 3336.2129
342.02.0mm d W T =⨯==， 截面左侧弯矩： mm N M ⋅=22266， 截面扭矩为： mm N T ⋅=8900,
截面上的弯曲应力： a b MP W M 62.218.106422266===σ, 截面上的扭转切应力： a T T MP W T 18.421298900===τ. 材料的力学性能 （机械设计 谢江主编）
a b MP 640=σ，a MP 2751=-σ，a MP 1551=-τ
由该处有键槽对轴的性能有削弱，由附表3-4（机械设计 谢江主编）得 有效应力集中系数64.1=σk ,54.1=τk 。

由附图3-2得尺寸系数（机械设计 谢江主编）得尺寸系数88.0=σε。

由附图3-2得尺寸系数（机械设计 谢江主编）得扭转尺寸系数96.0=τε。

轴按磨削加工，由附图3-4（机械设计 谢江主编）得表面质量系数
9.0==τσββ 2
表面强化系数轴未经表面强化处理1=q β。

疲劳强度综合影响系数 95.1192.188.064.111=-+=-+=σσσσβεk K
69.1192.0196.054.111=-+=-+=ττττβεk K
45钢等效系数：2.0~1.0=σϕ 取1.0=σϕ
1.0~05.0=τϕ 取05.0=τϕ 安全系数 56.131
=+=
-m
a K S σϕσσσσσ，
12.291
=+=
-m
a K S σϕσττττ，
70.122
2=+=
τ
σστ
S S S S S ca 。

设计安全系数由条件选取5.1=S 。

疲劳强度安全系数校核S S ca >>，该截面疲劳强度合格。

轴Ⅱ的设计及校核
此轴传递的功率传递的功率最大，承受弯矩相对较大。

. 确定主轴上的功率
W P 、转数
n 和转矩
T
有前面的计算可知 （2）传递的转矩
0W P = 0n =30r/min 0T =9550
N p W =⨯⋅⋅
（4）间隔齿轮上的力
由前面知齿轮传递的转矩为T=3581N ⋅mmm, 齿轮的分度圆直径为d=90mm t F 1=
d T 2=90
58132⨯N= r F 1=t F 1tan α=︒20=
（5）齿轮上的力
由前面知齿轮传递的转矩为T=544N •mmm,
锥齿轮的大端分度圆直径为1m d =50mm ， 而t F 2=
1
2w d T =04544
2⨯N=
r F 2=t F 2tan αcos 1β=︒⨯︒⨯565.23cos 20tan 7.72=
a F 2=t F 2tan αsin 1β=︒⨯︒⨯565.23sin 20tan 7.72=
（6）主轴最左端齿轮受力
由前面可知齿轮传递的转矩为T=8334N ⋅mmm, 该齿轮分度圆直径为的=90mm t F 3=
d T 2=90
8334
2⨯=185N r F 3=t F 3tan α=185tan ︒20=67N
min 0d
轴的材料选用45钢，调质处理。

查表15-3（机械设计 谢江主编）取0A =112。

mm n P A d 3610013154.011233000min 0=⨯==
轴截面上有1个键槽，并且轴径小于100mm ，因此，轴径应增大%7~%5，即增大为mm mm 41.5~38.5。

初步估算出轴的最小直径min d 40mm 。

轴的装配方案图
（2） 根据轴上的零件，确定轴的各段直径和长度
轴的右端装间隔齿轮组，间隔齿轮的右端用螺母定位。

又由于间隔齿轮组受力不受轴向力，因此只用单螺母定位。

去螺纹直径为D=12mm ，因此Ⅰ－Ⅱ段中的直径为mm d 12Ⅰ－Ⅱ=，该段长度为Ⅰ－ⅡL ＝23mm 。

Ⅱ－Ⅲ段轴安放齿轮组，目的就是齿轮的安装方便，且由于加工精度的不同，该段直径必须比Ⅰ－Ⅱ段轴的直径要大那么一点点，由于并非定位轴肩，因此，只需取mm d 13Ⅱ－Ⅲ=，该段轴的长度根据安装３个齿轮定位此轴段为Ⅱ－ⅢL ＝69mm 。

Ⅲ－Ⅳ段安装轴承，初步确定为角接触球轴承，齿轮组左边采用轴肩定位，为了轴间高度的满足，选取轴承内径为内径ｄ＝17mm ，因此该段直径
mm d 17Ⅲ－Ⅳ=，考虑到轴承外圈支座肋板的宽度，该段轴的长度定为 mm L 15Ⅲ－Ⅳ=。

Ⅳ-Ⅴ段轴安装圆锥齿轮，链轮，以及凸轮，有前面计算可知小锥齿轮所受轴向力非常小，凸轮、链轮基本上是不受轴向力的，而且为了使得安装时这些轮零件方便在轴上做位置调整，这些轮零件的轴向定位采用紧定螺钉定位。

又由于轴承的上端采用的是轴肩定位，，因此该段轴的直径定为mm d 50Ⅴ-Ⅳ=，该段轴的长度由整体空间分布位置决定，为mm L 217Ⅴ-Ⅳ=。

Ⅴ-Ⅵ段轴上安装偏心链轮，需在轴上制出螺纹孔，因此需要加大轴径，该段轴径定位mm d 32Ⅵ-Ⅴ=，长度定为mm L 33Ⅵ-Ⅴ=。

Ⅷ-Ⅸ段安装轴承，为使与右端轴承安装，选用大小相同，因此该段轴径为
mm d 17Ⅸ-Ⅷ=，轴长定为mm L 12Ⅸ-Ⅷ=。

Ⅶ-Ⅷ安装齿轮，该齿轮在轴上并不做周向固定，用滑动轴承连接在轴上，由于该段轴与Ⅷ-Ⅸ段轴的加工精度不同，因此需要做出阶梯，但又非做成定位轴肩，因此该段轴径定位mm d 19Ⅷ-Ⅶ=。

齿轮左边需要用套筒定位，长度根据齿轮的宽度和套筒的长度定为mm L 28Ⅷ-Ⅶ=。

Ⅵ-Ⅶ段轴上主要安装离合器，又由于齿轮的线段采用轴肩定位，轴肩高度取为2mm ，因此该段轴径定为mm d 23Ⅶ-Ⅵ=，根据离合器的运动空间，该段轴的长度定为mm L 40Ⅶ-Ⅵ=。

综上，输出轴的尺寸：
Ⅰ－ⅡL =23，Ⅱ－ⅢL ＝69mm ，mm L 15Ⅲ－Ⅳ=，mm L 217Ⅴ-Ⅳ=，mm L 33Ⅵ-Ⅴ=
mm L 40Ⅶ-Ⅵ=，mm L 28Ⅷ-Ⅶ=，mm L 12Ⅸ-Ⅷ=。

mm d 12Ⅰ－Ⅱ=，mm d 13Ⅱ－Ⅲ=，mm d 17Ⅲ－Ⅳ=，mm d 22Ⅴ-Ⅳ=，mm d 32Ⅵ-Ⅴ=，mm
d 23Ⅶ-Ⅵ=，
mm
d 19Ⅷ-Ⅶ=，
mm
d 17Ⅸ-Ⅷ=。

总长度0L =Ⅰ－ⅡL +Ⅱ－ⅢL +Ⅲ－ⅣL +Ⅴ-ⅣL +Ⅵ-ⅤL +Ⅶ-ⅥL +Ⅷ-ⅦL +Ⅸ-ⅧL =437mm 。

计算支反力。

N F NH 4.1591= N F NH 1292=
N F NV 6.1471= N F NV 4.2922= 。

C 是轴的危险截面。

计算C 截面的载荷。

轴的载荷分布图
表7-3轴载荷重要参数
载荷水平面H 垂直面V
支反力F
N F NH 80.511=
N F NH 1352=
N F NV 68.511= N F NV 320.82= 弯矩M mm N M H •≈0
mm N M V •=52262
总弯矩 mm N M •=52262 扭矩T
mm N T •=9500
按弯矩合成应力校核轴的强度，对于双向转动的转轴，取折合系数0.6α=，则根据式（15-6）有
a ca MP W
T M 3522
1.0)89006.0(22266)(3
22
2
2
1=⨯⨯+=+=
ασ 查表12-1查得a MP 60][1=-σ，因][1-<σσca ，故安全。

（1）截面Ⅶ处扭矩最大，并且该处有轴肩，应力集中最大，此处危险截面。

而截面C 弯矩很大，并且有键槽，考虑到应力集中的，该处亦为危险截面。

其他截面受弯矩还是比较小，并且键槽在此处，但弯矩较小，所以截面Ⅶ和截面b 为危险截面。

（2）截面Ⅶ
抗弯截面系数 333686191.01.0mm d W =⨯==
抗扭截面系数 3331372
192.02.0mm d W T =⨯== 该截面处的弯矩 m N M ⋅=8692m 该截面处的扭矩 T=8334mm N •
截面上的弯曲应力 W M b =σ=8692/686a MP =a MP
截面上的扭转切应力 a a T T MP MP W T 07.6137283341===τ
材料的力学性能
45钢调质查表15-1（机械设计 谢江主编）得
a b MP 640=σ，a MP 2751=-σ，a MP 1551=-τ
轴肩理论应力集中系数 :
由d r /=1/19=，211.11923==d D 查附表3-2（机械设计 谢江主编）并经插值计算得:
15.2=σα，59.1=r α
材料的敏感系数:
由mm r 2=，a b MP 640=σ查图3-1（机械设计 谢江主编）并经插值得
82.0=σq ，85.0=r q 。

有效应力集中系数:
()()943.1115.282.0111=-⨯+=-+=σσσαq k ()()179.11211.185.0111=-⨯+=-+=ττταq k
尺寸及截面形状系数
由附图3-2（机械设计 谢江主编）得88.0=σε。

扭转剪切尺寸系数
由附图3-3（机械设计 谢江主编）得95.0=τε。

表面质量系数:
轴按磨削加工，a b MP 640=σ （机械设计 谢江主编）得9.0==τσββ2。

轴未经表面强化处理: 1=q β。

疲劳强度综合影响系数:
28.2192.0/188.0943.111=-+=-+=σσσσβεk K 32.1192.0195.0179.111=-+=-+=ττττβεk K
等效系数:
45钢：2.0~1.0=σϕ 取1.0=σϕ 1.0~05.0=τϕ 取05.0=τϕ 安全系数: 51.71
=+=
-m
a K S σϕσσσσσ，
89.211
=+=
-m
a K S σϕσττττ，
11.72
2=+=
τσστ
S S S S S ca 。

设计安全系数由条件选取5.1=S 。

疲劳强度安全系数校核S S ca >>，左侧疲劳强度合格。

（3）截面C 疲劳强度校核
抗弯截面系数： 3338.1064
221.01.0mm d W =⨯==， 抗扭截面系数： 3336.2129
342.02.0mm d W T =⨯==， 截面左侧弯矩： mm N M ⋅=22266， 截面扭矩为： mm N T ⋅=8900,
截面上的弯曲应力： a b MP W M 62.218.106422266===σ, 截面上的扭转切应力： a T T MP W T 18.421298900===τ. （机械设计 谢江主编）
a b MP 640=σ，a MP 2751=-σ，a MP 1551=-τ
由该处有键槽对轴的性能有削弱，由附表3-4（机械设计 谢江主编）得 有效应力集中系数64.1=σk ,54.1=τk 。

由附图3-2得尺寸系数（机械设计 谢江主编）得尺寸系数88.0=σε。

由附图3-2得尺寸系数（机械设计 谢江主编）得扭转尺寸系数96.0=τε。

轴按磨削加工，由附图3-4（机械设计 谢江主编）得表面质量9.0==τσββ 2 表面强化系数 轴未经表面强化处理1=q β。

疲劳强度综合影响系数 95.1192.188.064.111=-+=-+=σσσσβεk K
69.1192.0196.054.111=-+=-+=ττττβεk K
45钢等效系数：2.0~1.0=σϕ 取1.0=σϕ 1.0~05.0=τϕ 取05.0=τϕ。