榫槽成形半自動切削機說明書

1、 機械設計綜合課程設計 機械設計課程設計計算說明書設計題目 榫槽成形半自動切削機 院 班設計者 指導老師 2012 年6 月1 日北京航空航天大學II 前 言這次課程設計是機械制造與自動化的一個十分重要的學習環(huán)節(jié)，是對三年以來所學的機械方面的知識進行了一次全面的檢查、鞏固和提高。這次課程設計是應用所學基礎理論、專業(yè)知識與技能去分析和解決生產實際問題的一次綜合訓練。把所學的知識能夠綜合運用到實際零件的加工當中。通過這次設計使我們鞏固了所學的知識理論，加深了印象，使我們能夠運用所學到的專業(yè)知識解決一些具體的問題。此次課程設計涉及的知識面有機械制圖、公差配合、機械設計基礎、機械工藝等專業(yè)知識、CAX

2、A等基礎知識。通過這次課程設計我發(fā)現(xiàn)了自己還有許多知識沒有掌握牢固，還需要繼續(xù)堅持不懈的努力與學習。但更多的感觸是通過這次畢業(yè)設計使我提高、鞏固、擴大了自己所學到的理論知識與技能，提高自己設計計算、制圖、編寫技術文件的能力，學會正確使用技術資料、標準手冊等工具書，并在這次設計中培養(yǎng)了我們對機械設計的獨立工作能力、初步樹立了正確的實際思想，掌握了一定的機械加工設計方法步驟和思路為以后的學習與設計工作打下了良好的基礎。II目錄緒論1 11設計題目1 12原始數(shù)據(jù)及設計要求1 13 設計任務2第一章 機構運動簡圖設計與選擇3 11 方案設計3 12 方案的運動分析4第二章 電動機的選擇7 21電動機

3、容量的選擇7 22電動機轉速的選擇8第三章 傳動比的分配及動力參數(shù)9 31 榫槽切削機的總傳動比分配9 32 各項動力參數(shù)計算9第四章 減速器傳動零件的設計計算12 41第一級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算12 42第二級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算19第五章 軸的設計28 51高速軸結構設計及其計算校核28 52中間軸結構設計及其計算校核33 53低速軸結構設計及其計算校核39第六章 滾動軸承的選擇與校核45 61高速軸軸承6205壽命校核45 62 中間軸軸承6206壽命校核46 63 低速軸軸承6208壽命校核47第七章 鍵的選擇與校核49 71高速軸上鍵的選擇與校核49 72中間軸的鍵的選擇

4、與校核49 73低速軸的鍵的選擇與校核50第八章 箱體和附件的設計52 81聯(lián)軸器的選擇52 82 箱體各尺寸設計53 83減速器附件設計54第九章 設計心得體會59參考文獻60I緒論 11設計題目 設計榫槽成型半自動切削機。切削機的組成框圖如下圖所示。該機器為木工機械，其功能是將木質長方形塊切削出榫槽，其執(zhí)行系統(tǒng)工作過程如下圖所示。先由構件2壓緊工作臺上的工件，接著端面銑刀3將工件的右端面切平，然后構件2松開工件，推桿4推動工件向左直線移動，通過固定的榫槽刀，在工件上的全長上開出榫槽。12原始數(shù)據(jù)及設計要求原始數(shù)據(jù)見下表（單位：mm）：XYHLL2L3L4L5L6L7502201070307

5、030201820設計要求及任務：推桿在推動工件切削榫槽過程中，要求工件作近似等速運動。共加工5臺，室內工作，載荷有輕微沖擊，原動機為三相交流電動機，使用期限為10年，每年工作300天，每天工作16小時，每半年作一次保養(yǎng)，大修期為3年。其他設計參數(shù)如下1：工作載荷為3500N，端面載荷2200N，工作效率50件/分13 設計任務1). 設計機構系統(tǒng)總體運動方案，畫出系統(tǒng)運動簡圖，完成系統(tǒng)運動方案論證報告。2). 完成傳動系統(tǒng)或執(zhí)行系統(tǒng)的結構設計，畫出傳動系統(tǒng)或執(zhí)行系統(tǒng)的裝配圖。3). 設計主要零件，完成2張零件工作圖。4). 完成設計說明書一份。第一章 機構運動簡圖設計與選擇11 方案設計a.

6、說明 1.通過兩個凸輪分別控制工件壓緊和推桿的工作，再用一曲柄滑塊機構(長桿109mm，短桿42.3mm)控制刀的切削 2.一個周期開始時，工件被壓緊，進行切削；完全切削完之后工件被松開，之后推桿推動工件；得到榫槽后推桿退出，刀具上升；進入下一個周期 3.由題意知周期為2sb.優(yōu)缺點 優(yōu)點：由于整個機構大部分為連桿機構，結構較為緊湊，工藝性好，能實現(xiàn)機構所要求的所有動作。通過連桿機構可以實現(xiàn)急回特性，可以實現(xiàn)推桿的快速返回，且傳遞的載荷允許值較大。缺點：整個執(zhí)行機構需要同時匹配三個運動，且三個運動之間有時間先后關系，行程匹配難度較大。推桿機構是切削的主要部件，要求切削過程中速度平穩(wěn)，近似為勻速

7、運動，而連桿機構工作不能保證速度的恒定。同時推桿作為主要工作部件沒有過載保護。12 方案的運動分析a壓緊和端面切削部分曲柄滑塊機構(長桿109mm，短桿42.3mm)b推桿運動部分c運動分析 推桿行程S4至少為L+L2+L5=120，可選用120。推動工件時力較大，速度需慢一點，所以設計推進時間為1s，退出時間為0.5s，等待時間為0.5s。 壓緊凸輪壓緊時間為0.25s，即可保證整個切削過程都壓緊了，在推桿推進時又已經松開。d凸輪輪廓設計推桿凸輪行程圖壓緊凸輪行程圖e根據(jù)凸輪行程圖可作出凸輪輪廓線（采用作圖法）推桿凸輪壓緊凸輪第 5 頁 機械設計綜合課程設計 第二章 電動機的選擇Y系列全封閉

8、自扇冷式籠型三相異步電動機具有效率高、性能好、振動小等優(yōu)點。適用于空氣中不含易燃、易爆或腐蝕性氣體的場所或無特殊要求的機械上。21電動機容量的選擇由工作情況可知，工作軸每轉動一周，榫槽切削刀就切木塊一次，同時推桿推動工件一次，而根據(jù)生產效率為每分鐘50件，故每生產一件產品需要1.2秒。又由設計凸輪的形狀，凸輪在一周的半圈里工作，另半圈處于近休位置，最大功率即為推桿推動工件時的功率。根據(jù)已知條件由計算得知工作機所需有效功率設：V帶效率1=0.96軸承的傳動效率(一對)2=0.99閉式齒輪傳動效率3=0.97移動副效率4=0.99凸輪效率5=0.9傳動系統(tǒng)的總效率為所需電動機的功率為由電動機的最小

9、輸出功率要求，查表可選擇Y系列三相異步電動機且滿足的條件，電動機額定功率應取0.75KW。22電動機轉速的選擇根據(jù)榫槽切削機的主軸轉速（30r/min），按照理想情況，輸出軸每轉動一周榫槽切刀就切削木塊一次，進行一次榫槽切削動作，以此為依據(jù)可知，榫槽切削機輸出軸的轉速應該等于切削機的切削機的工作效率，即榫槽切削機輸出軸的轉速為按要求選取同步轉速為910r/min的電動機，對應于額定功率為0.75kw的電動機型號應為Y90S6型表21電動機性能電動機型號額 定功 率（kw）同 步轉 速(r/min)滿 載轉 速(r/min)總傳動比Y90S60.75100091030.3查看電動機表可知此電動機

10、的中心高為H=90mm,轉軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器軸段的直徑和長度分別為D=24mm和E=50mm。 第三章 傳動比的分配及動力參數(shù)31 榫槽切削機的總傳動比分配 (1)總傳動比為 (2)分配傳動裝置各級傳動比取V帶的傳動比i01=3，則減速器的傳動比i為取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比則低速級傳動比32 各項動力參數(shù)計算0軸（電動機軸）1軸（高速軸）2軸（中間軸）3軸（低速軸）表31傳動系統(tǒng)的總參數(shù)軸名電動機軸1軸2軸3軸功率P/kw輸入0.720.690.66輸出0.6420.710.680.65轉矩T/N·m輸入22.6781.69210.24輸出7.822.3780.8720

11、8.14轉速n/(r/min)910303.380.6629.98傳動比i33.762.691效率0.960.960.98第四章 減速器傳動零件的設計計算41第一級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算11.選擇配對齒輪的精度等級、材料、齒數(shù)初選及螺旋角初定a) 榫槽切削機為一般的工作機器，速度不高，沖擊振動不大，而且所加工的零件為硬度并不高的木料，故可選擇齒輪精度為7級或8級，在此設計計算中選擇8級。b) 材料：齒輪在工作是受到的是交變作用力，要求齒輪的材質為里韌外硬，一般制造齒輪的材料為調質鋼或滲碳鋼，在此設計計算中選擇調質鋼。同時由于小齒輪直接與軸作為一體，所以小齒輪材料選擇為45鋼（調質處理，硬度

12、為260HBS），大齒輪材料選擇為45鋼（調質處理，硬度為240HBS），兩者硬度相差20HBS。c) 標準齒輪的最少齒數(shù)為17，齒輪的模數(shù)選擇第一系列，兩嚙合齒輪齒數(shù)互質，螺旋角范圍8至25°，小齒輪的寬度比大齒輪的寬度大5至10mm。12齒輪參數(shù)設計計算a)選擇材料和精度等級考慮主動齒輪的轉速不是很高，傳動尺寸未嚴格限制，批量較小，小齒輪選用45鋼，調質處理硬度為HB=241-286，平均取為260HB。大齒輪選用45鋼，調質處理，硬度HB=229-286,平均取為240HB。同側齒面精度選8級精度。b)初步估算小齒輪的直徑由附錄B中的B1，查得計算小齒輪傳遞的轉矩由表214可選

13、取齒寬系數(shù)=1，初步計算許用接觸應力由圖224查得接觸疲勞強度極限（失效概率為1%）。則初步有試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得初取小齒輪的分度圓直徑為d1=40mmc)確定基本參數(shù)計算小齒輪圓周速度和校核精度等級查表21，取8級精度合理 初取齒數(shù)為=31，取為117確定模數(shù)查表24，取mn=1.25 確定螺旋角為小齒輪的直徑為大齒輪的直徑為初步取齒寬為校核傳動誤差，齒數(shù)未作圓整，傳動比不變d)校核齒面接觸疲勞強度由式25校核齒面解除疲勞強度d-1 計算齒面接觸應力節(jié)點區(qū)域系數(shù)由圖217查取，非變位斜齒輪彈性系數(shù)由表215查得，重合性系數(shù)的計算公式由斷面重合度和縱向重合度確定。其中端面重合度為

14、由表25可得由于無變位，端面嚙合角，因此端面重合度為縱向重合度為因為，故。螺旋角系數(shù)使用系數(shù)由表27查得，動載荷系數(shù)由表26查得齒間載荷分配系數(shù)查表28。其中齒向載荷分布系數(shù)查表29，其中非對稱支承，調質齒輪的精度為8級精度齒面接觸應力為d-2 計算許用接觸應力由式216其中接觸強度壽命系數(shù)由圖227查得計算的應力循環(huán)次數(shù)為由圖可以選擇齒面工作硬化系數(shù)為接觸強度尺寸由表218查得潤滑油膜影響系數(shù)為接觸最小安全系數(shù)查表217（一般可靠性），許用接觸應力為d-3 驗算（取和中的較小者進行比較），接觸疲勞強度較為合適，齒輪無需進行調整。e) 確定主要的傳動尺寸中心距為進行中心距圓整，取a=95mm由

15、公式可求得精確的螺旋角為f）齒根完全疲勞強度驗算由式211進行齒根彎曲疲勞強度校核f-1 計算齒根彎曲應力使用系數(shù)、動載荷系數(shù)和齒間載荷非配系數(shù)同疲勞接觸強度。齒向載荷分布系數(shù)由圖29查得，其中：齒形系數(shù)由圖220（非變位）查得，；應力修正系數(shù)由圖221查得，重合度系數(shù)為螺旋角系數(shù)由圖222查得，齒根彎曲應力為f-2 計算許用彎曲應力由式217計算許用彎曲應力：實驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限由圖230查得。彎曲強度最小安全系數(shù)由表217查得，。彎曲強度尺寸系數(shù)由圖233查得。彎曲強度壽命系數(shù)，由圖232查得（應力循環(huán)次數(shù)同接觸疲勞強度校核），查得。應力修正系數(shù)相對齒根圓角敏感及表面狀況系數(shù)為許用齒

16、根彎曲應力為f-3 彎曲疲勞強度校核彎曲疲勞強度校核合格g）靜強度校核因傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核42第二級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算11.選擇配對齒輪的精度等級、材料、齒數(shù)初選及螺旋角初定a) 榫槽切削機為一般的工作機器，速度不高，沖擊振動不大，而且所加工的零件為硬度并不高的木料，故可選擇齒輪精度為7級或8級，在此設計計算中選擇8級。b) 材料：齒輪在工作是受到的是交變作用力，要求齒輪的材質為里韌外硬，一般制造齒輪的材料為調質鋼或滲碳鋼，在此設計計算中選擇調質鋼。同時由于小齒輪直接與軸作為一體，所以小齒輪材料選擇為45鋼（調質處理，硬度為260HBS），大齒輪材料選擇為45鋼（調質處理

17、，硬度為240HBS），兩者硬度相差20HBS。c) 標準齒輪的最少齒數(shù)為17，齒輪的模數(shù)選擇第一系列，兩嚙合齒輪齒數(shù)互質，螺旋角范圍8至25°，小齒輪的寬度比大齒輪的寬度大5至10mm。12齒輪參數(shù)設計計算a)選擇材料和精度等級考慮主動齒輪的轉速不是很高，傳動尺寸未嚴格限制，批量較小，小齒輪選用45鋼，調質處理硬度為HB=241-286，平均取為260HB。大齒輪選用45鋼，調質處理，硬度HB=229-286,平均取為240HB。同側齒面精度選8級精度。b)初步估算小齒輪的直徑由附錄B中的B1，查得計算小齒輪傳遞的轉矩由表214可選取齒寬系數(shù)=1，初步計算許用接觸應力由圖224查得

18、接觸疲勞強度極限（失效概率為1%）。則初步有試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得初取小齒輪的分度圓直徑為d1=60mmc)確定基本參數(shù)計算小齒輪圓周速度和校核精度等級查表21，取8級精度合理 初取齒數(shù)為=38，取為103確定模數(shù)查表24，取mn=1.5 確定螺旋角為小齒輪的直徑為大齒輪的直徑為初步取齒寬為校核傳動誤差，齒數(shù)未作圓整，傳動比不變d)校核齒面接觸疲勞強度由式25校核齒面解除疲勞強度d-1 計算齒面接觸應力節(jié)點區(qū)域系數(shù)由圖217查取，非變位斜齒輪彈性系數(shù)由表215查得，重合性系數(shù)的計算公式由斷面重合度和縱向重合度確定。其中端面重合度為由表25可得由于無變位，端面嚙合角，因此端面重合度為

19、縱向重合度為因為，故。螺旋角系數(shù)使用系數(shù)由表27查得，動載荷系數(shù)由表26查得齒間載荷分配系數(shù)查表28。其中齒向載荷分布系數(shù)查表29，其中非對稱支承，調質齒輪的精度為8級精度齒面接觸應力為d-2 計算許用接觸應力由式216其中接觸強度壽命系數(shù)由圖227查得計算的應力循環(huán)次數(shù)為由圖可以選擇齒面工作硬化系數(shù)為接觸強度尺寸由表218查得潤滑油膜影響系數(shù)為接觸最小安全系數(shù)查表217（一般可靠性），許用接觸應力為d-3 驗算（取和中的較小者進行比較），接觸疲勞強度較為合適，齒輪無需進行調整。e) 確定主要的傳動尺寸中心距為進行中心距圓整，取a=111mm由公式可求得精確的螺旋角為f）齒根完全疲勞強度驗算由

20、式211進行齒根彎曲疲勞強度校核f-1 計算齒根彎曲應力使用系數(shù)、動載荷系數(shù)和齒間載荷非配系數(shù)同疲勞接觸強度。齒向載荷分布系數(shù)由圖29查得，其中：齒形系數(shù)由圖220（非變位）查得，；應力修正系數(shù)由圖221查得，重合度系數(shù)為螺旋角系數(shù)由圖222查得，齒根彎曲應力為f-2 計算許用彎曲應力由式217計算許用彎曲應力：實驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限由圖230查得。彎曲強度最小安全系數(shù)由表217查得，。彎曲強度尺寸系數(shù)由圖233查得。彎曲強度壽命系數(shù)，由圖232查得（應力循環(huán)次數(shù)同接觸疲勞強度校核），查得。應力修正系數(shù)相對齒根圓角敏感及表面狀況系數(shù)為許用齒根彎曲應力為f-3 彎曲疲勞強度校核彎曲疲勞強度校

21、核合格g）靜強度校核因傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核第五章 軸的設計51高速軸結構設計及其計算校核a)選擇材料和熱處理方式根據(jù)工作條件，小齒輪的直徑（40mm）較小，采用齒輪軸結構，軸的材料和熱處理與齒輪的材料和熱處理一致，采用45鋼調質處理。b)高速軸最小直徑的確定按扭轉強度法進行最小直徑估算，即 初算軸徑，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸的強度影響。值由表13確定： 因高速軸最小直徑處安裝聯(lián)軸器，設有一個鍵槽。則 由于減速器輸入軸通過聯(lián)軸器與電動機軸相聯(lián)結，則外伸段軸徑與電動機軸徑不得相差太大，否則難以選擇合適的聯(lián)軸器。所選電動機型號為Y90S6，取 ，為電動機軸直徑，同時考慮到

22、小齒輪的直徑，綜合考慮各因素，取 。c)高速軸的結構設計各軸段直徑長度的確定：滾動軸承處軸段，滾動軸承選為6205 ：由軸承寬度和套筒確定，取 L1=27mm：高速級小齒輪軸端，由齒輪傳動確定軸徑，d2=42mm：由齒輪傳動確定 L2=54mm：過渡段軸段，由前后軸段直徑確定d3=32mm：由箱體機構尺寸和軸承位置確定 L3=91mm：滾動軸承處軸段，滾動軸承選為6205 ：軸承寬度確定 L4=27mm：密封軸段 ：由箱體結構確定L5=35mm ：外伸軸段 ：由聯(lián)軸器確定L6=40mm13045d)軸的空間受力分析其中B到齒輪中心O的距離為BC=45mm，AC=130mm輸入的轉矩為齒輪周向力

23、齒輪徑向力齒輪軸向力e)計算軸承的支反力，繪出水平面和垂直面的彎矩圖和13045e-1 垂直面（YZ平面）的支反力和彎矩計算如下：垂直面彎矩圖108914N·mme-2水平面（XY平面）的支反力和彎矩計算如下水平面彎矩圖1600313629.6f) 計算并繪制合成彎矩圖根據(jù)可得合成彎矩圖110083109763g）計算扭矩并繪制扭矩圖扭矩圖22670h)計算并繪制當量彎矩圖轉矩按脈動循環(huán)考慮，取。由表12查得，由表14查得,則由公式可求得危險截面O處的當量彎矩當量彎矩圖10992313148110866i) 按彎扭合成應力校核軸的強度由表14查得許用彎曲應力為，由式13進行校核，截面

24、O的彎曲應力為顯然強度滿足要求，振動和剛度校拉計算略。52中間軸結構設計及其計算校核 a)選擇材料和熱處理方式根據(jù)工作條件，小齒輪的直徑較?。╠=60mm），采用齒輪軸結構，軸的材料和熱處理與齒輪的材料和熱處理一致，采用45鋼調質處理。b)中間軸最小直徑的確定按扭轉強度法進行最小直徑估算，即 初算軸徑，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸的強度影響。值由表13確定： 由于中間軸上存在第二級齒輪的小齒輪，且該小齒輪的直徑為60mm，軸段過度時直徑變化不能過大，綜合考慮各方面因素，最后選定最小軸徑，且該處的軸段用于安放軸承。 c)中間軸的結構設計各軸段直徑長度的確定d1：滾動軸承處軸段，滾動軸

25、承選為6206 d1=30mmL1：由軸承寬度和套筒確定，取L1=34mmd2：小齒輪軸段，由齒輪嚙合確定軸徑d2=63mmL2：由齒輪嚙合傳動確定 L2=78mmd3：過渡軸段，由于軸徑過渡不能太大，選取d3=48mmL3：由箱體結構等確定L3=10mmd4：安裝第一級大齒輪軸段，選取d4=40mmL4： 由齒輪和箱體結構等確定L4=45mmd5：軸承安放軸段，選取軸承6206 d5=30mmL5： 由套筒和軸承寬度等確定 L5=42mm60d)軸的空間受力分析3176其中BD=60mm，DC=76mm CA=31mm輸入的轉矩為大齒輪受力計算小齒輪受力計算317660e)計算軸承的支反力，

26、繪出水平面和垂直面的彎矩圖和e-1 垂直面（YZ平面）的支反力和彎矩計算如下：垂直面彎矩8130373684e-2水平面（XY平面）的支反力和彎矩計算如下水平彎矩圖（畫圖中取相反的符號）34906277441433230480f) 計算并繪制合成彎矩圖合成彎矩圖8847986672817795586g）計算扭矩并繪制扭矩圖扭矩圖81690h)計算并繪制當量彎矩圖轉矩按脈動循環(huán)考慮，取。由表12查得，由表14查得,則由公式可求得危險截面處C和D的當量彎矩當量彎矩圖9451358850i) 按彎扭合成應力校核軸的強度由表14查得許用彎曲應力為，由式13進行校核，截面D的彎曲應力為在截面C處的彎曲應

27、力為顯然強度滿足要求，振動和剛度校拉計算略。53低速軸結構設計及其計算校核 a)選擇材料和熱處理方式根據(jù)工作條件，低速軸采用45鋼調質處理。b)低速軸最小直徑的確定按扭轉強度法進行最小直徑估算，即 初算軸徑，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸的強度影響。值由表13確定： 因高速軸最小直徑處安裝聯(lián)軸器，設有一個鍵槽 最小軸徑確定35mm，外伸軸接聯(lián)軸器c)低速軸的結構設計各軸段直徑長度的確定：外伸軸段， ：由聯(lián)軸器確定，取L1=82mm：密封軸段 d2=36mm：由箱體結構確定 L2=37mm：安放軸承軸段 選用軸承6208 d3=40mm：由軸承寬度確定 L3=30mm：過渡軸段， d4

28、=46mm：由箱體結構確定 L4=62mm：齒輪定位貼合軸段 d5=52mm： 選用：齒輪安裝軸段 d6=46mm：由齒輪結構確定 L6=69mm：滾動軸承安裝軸段，選用軸承6208 d7=40mm：由軸承寬度和套筒寬度確定 L7=42mmd)軸的空間受力分析64110齒輪受力計算e)計算軸承的支反力，繪出水平面和垂直面的彎矩圖和64110e-1 垂直面（YZ平面）的支反力和彎矩計算如下垂直面彎矩圖189310e-2水平面（XY平面）的支反力和彎矩計算如下；水平彎矩圖11136113870f) 計算并繪制合成彎矩圖根據(jù) 可得合成彎矩圖1896377231860 g）計算扭矩并繪制扭矩圖轉矩圖2

29、10240h)計算并繪制當量彎矩圖轉矩按脈動循環(huán)考慮，取。由表12查得，由表14查得,則由公式可求得危險截面O處的當量彎矩當量彎矩圖261969i) 按彎扭合成應力校核軸的強度由表14查得許用彎曲應力為，由式13進行校核，截面O的彎曲應力為顯然強度滿足要求，振動和剛度校拉計算略。第六章 滾動軸承的選擇與校核根據(jù)載荷及速度情況，擬選用深溝球軸承02系列，由前面軸的設計，已初選三軸上的軸承分別為（表663）高速軸：6205 基本參數(shù)：中間軸：6206 基本參數(shù)：低速軸：6208 基本參數(shù)：軸承的預期壽命與整機的壽命相同，為，若軸承壽命偏下，可以選擇三年更換一次。61高速軸軸承6205壽命校核a)

30、計算軸承的徑向載荷和軸向載荷b) 計算徑向當量動載荷對于軸承1，查表663，取由于，取沖擊載荷系數(shù)對于軸承2，取沖擊載荷系數(shù)取兩者較大者進行校核c) 計算軸承壽命由式88 ，其中軸承壽命 顯然軸承壽命符合要求d）校核極限轉速由于減速器轉速很小，該系列軸承極限轉速較高，故不需做極限轉速校核62 中間軸軸承6206壽命校核a) 計算軸承的徑向載荷和軸向載荷b) 計算徑向當量動載荷對于軸承1，查表663，取由于，取沖擊載荷系數(shù)對于軸承2，取沖擊載荷系數(shù)取兩者較大者進行校核c) 計算軸承壽命由式88 ，其中軸承壽命 顯然軸承壽命符合要求d）校核極限轉速由于減速器轉速很小，該系列軸承極限轉速較高，故不需

31、做極限轉速校核63 低速軸軸承6208壽命校核a) 計算軸承的徑向載荷和軸向載荷b) 計算徑向當量動載荷對于軸承1，查表663，取由于，取沖擊載荷系數(shù)對于軸承2，取沖擊載荷系數(shù)取兩者較大者進行校核c) 計算軸承壽命由式88 ，其中軸承壽命 顯然軸承壽命符合要求d）校核極限轉速由于減速器轉速很小，該系列軸承極限轉速較高，故不需做極限轉速校核第七章 鍵的選擇與校核71高速軸上鍵的選擇與校核外伸軸段接聯(lián)軸器，初選A型平鍵，材料為45鋼。軸段直徑和長度如下。查表657，初選鍵A 鍵寬 ，鍵高 ，鍵長 。查表71，鍵的許用擠壓應力取為 。由公式71,72進行校核 其中代入得：則鍵的擠壓強度滿足要求 72

32、中間軸的鍵的選擇與校核一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接，初選A型平鍵，材料為45鋼。齒輪連接處軸段直徑和長度如下。查表657，初選 鍵 鍵寬 ，鍵高 ，鍵長 。查表71，鍵的許用擠壓應力取為。由公式71,72進行校核 代入得：則鍵的擠壓強度滿足要求73低速軸的鍵的選擇與校核a)低速級大齒輪配合軸段鍵的選用一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接，初選A型平鍵，材料為45鋼。低速軸上軸段與低速級大齒輪配合，齒輪配合處軸段直徑和長度如下。查表657，初選 鍵 鍵寬 ，鍵高 ，鍵長 。查表71，鍵的許用擠壓應力取為。由公式71,72進行校核 其中代入得：則鍵的擠壓強度

33、滿足要求b) 外伸軸段鍵的選用外伸軸段接聯(lián)軸器，初選用C型平鍵，材料為45鋼。外伸軸段的直徑和長度如下所示。查表657，初選鍵 鍵寬 ，鍵高 ，鍵長 。查表71，鍵的許用擠壓應力取為。由公式71,72進行校核 其中代入得：鍵的擠壓強度滿足要求第八章 箱體和附件的設計81聯(lián)軸器的選擇a) 高速軸聯(lián)軸器選擇根據(jù)工作要求，高速軸工作較為平穩(wěn)，轉速較低，高速軸選用彈性柱銷聯(lián)軸器。高速軸的轉速為 查表6100，選LX1彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為，許用轉速，故適用。由于高速軸外伸軸段部分軸徑較小，電機軸（主動軸）的外伸部分軸徑，按需要進行聯(lián)軸器的加工。該聯(lián)軸器表示如下LX1聯(lián)軸器主動軸（電機軸）：Y型軸

34、孔，A型鍵槽，從動軸(高速軸）：Y型軸孔，A型鍵槽，b) 低速軸聯(lián)軸器選擇根據(jù)低速軸的工作要求，載荷較平穩(wěn)，低速軸選用彈性柱銷聯(lián)軸器。低速軸的轉速為 ，傳遞轉矩查表6100，選LX3彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為，許用轉速，故適用。低速軸外伸軸段（主動軸）軸徑，帶輪軸（從動軸）的連接軸端取為軸徑，該聯(lián)軸器表示如下LX3聯(lián)軸器主動軸（低速軸）：Y型軸孔，A型鍵槽，從動軸(帶輪軸）：J型軸孔，B型鍵槽，82 箱體各尺寸設計為便宜箱體內的零件拆裝，結構形式采用剖分式。在保證箱體強度和剛度的條件下，考慮結構緊湊、制造方便等要求，由經驗公式算得箱體的各部位的尺寸見下表：表81名稱符號結果箱座壁厚8箱蓋壁厚

35、8箱座、箱蓋、凸緣厚度12，12，20地腳螺栓直徑及數(shù)目16，4軸承旁聯(lián)結螺栓直徑及數(shù)目12， 8箱蓋箱座聯(lián)結螺栓直徑及數(shù)目10, 4軸承小中端蓋螺釘直徑及數(shù)目6， 16大軸承端蓋螺釘直徑及數(shù)目8， 8窺視孔蓋螺釘及數(shù)目6， 4定位銷直徑及數(shù)目8， 2軸承旁凸臺半徑16凸臺高度40外箱壁距軸承座端面的距離42大齒輪頂部距內壁距離12齒輪端面距內壁的距離9箱蓋箱座肋厚7， 7軸承端蓋凸緣厚度983減速器附件設計a)窺視孔蓋為了便于觀察箱內傳動齒輪的工作情況，在箱蓋的頂部設有觀察孔，上面安裝通氣器，觀察孔蓋具體參數(shù)如下所示窺視孔厚度為4mmb)通氣器選擇為了使箱內氣體與大氣聯(lián)通，在箱蓋頂部設有通氣器，規(guī)格選為c) 油標設計為了便于測量箱座內潤滑油的高度，以確定減速器是否正常潤滑，在箱座一側裝有桿式油標，具體參數(shù)如下選取油標型號C型，M12d)油塞設計為了便于更換箱體內的潤滑油，在箱體底部設有放油孔和油塞，具體參數(shù)如下所示選擇油塞e) 起吊裝置設計起