機械設(shè)計課程設(shè)計---榫槽成形半自動切削機

1、機械設(shè)計課程設(shè)計39041321劉志偉機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書設(shè)計題目 榫槽成形半自動切削機 能源與動力工程學 院 390413 班設(shè)計者 劉志偉 指導老師 程心頤 2012 年5 月18 日北京航空航天大學 目錄緒論111設(shè)計題目112原始數(shù)據(jù)及設(shè)計要求113 設(shè)計任務(wù)2第一章 機構(gòu)運動簡圖設(shè)計與選擇311 方案選擇312 方案的運動分析5第二章 電動機的選擇1021電動機容量的選擇1022電動機轉(zhuǎn)速的選擇11第三章 傳動比的分配及動力參數(shù)1331 榫槽切削機的總傳動比分配1332 各項動力參數(shù)計算13第四章 減速器傳動零件的設(shè)計計算1641第一級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算1642第二級斜

2、齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算24第五章 軸的設(shè)計3351高速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計及其計算校核3352中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計及其計算校核3853低速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計及其計算校核44第六章 滾動軸承的選擇與校核5161高速軸軸承6205壽命校核5162 中間軸軸承6206壽命校核5263 低速軸軸承6209壽命校核53第七章 鍵的選擇與校核5571高速軸上鍵的選擇與校核5572中間軸的鍵的選擇與校核5573低速軸的鍵的選擇與校核56第八章 箱體和附件的設(shè)計5881聯(lián)軸器的選擇5882 箱體各尺寸設(shè)計5983減速器附件設(shè)計60第九章 設(shè)計心得體會66參考文獻67III機械設(shè)計課程設(shè)計39041321劉志偉緒論 11設(shè)計題目 設(shè)

3、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(zhì)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(gòu)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(gòu)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(shè)計要求原始數(shù)據(jù)見下表（單位：mm）：XYHLL2L3L4L5L6L7502201070307030201820設(shè)計要求及任務(wù)：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(nèi)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

4、，每半年作一次保養(yǎng)，大修期為3年。其他設(shè)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(shè)計任務(wù)1). 設(shè)計機構(gòu)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(jié)構(gòu)設(shè)計，畫出傳動系統(tǒng)或執(zhí)行系統(tǒng)的裝配圖。3). 設(shè)計主要零件，完成2張零件工作圖。4). 完成設(shè)計說明書一份。第一章 機構(gòu)運動簡圖設(shè)計與選擇11 方案選擇a）設(shè)計方案一圖11方案一說明：電機直接連接減速器，減速器輸出軸通過聯(lián)軸器與執(zhí)行機構(gòu)相連。通過帶輪傳動實現(xiàn)工件的壓緊，通過連桿機構(gòu)實現(xiàn)端面切刀的上下運動，通過連桿機構(gòu)實現(xiàn)推桿的左右運動。優(yōu)點：由于整個機構(gòu)大

5、部分為連桿機構(gòu)，結(jié)構(gòu)較為緊湊，工藝性好，能實現(xiàn)機構(gòu)所要求的所有動作。通過連桿機構(gòu)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(gòu)需要同時匹配三個運動，且三個運動之間有時間先后關(guān)系，行程匹配難度較大。推桿機構(gòu)是切削的主要部件，要求切削過程中速度平穩(wěn)，近似為勻速運動，而連桿機構(gòu)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。b）第二種方案（改進后方案）圖12方案二說明：電動機輸出軸通過聯(lián)軸器直接輸入減速器，減速器輸出軸通過聯(lián)軸器與執(zhí)行機構(gòu)相連。通過帶輪傳動帶動凸輪運動，實現(xiàn)工件的壓緊要求，同時在彈簧的作用下復原；在壓緊過程進行同時，端面切刀與壓桿固

6、連，當工件壓緊的同時，端面切刀將木材端面加工，在彈簧力和凸輪的作用下復原；通過另一個帶輪傳動，將減速器輸出軸的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為齒輪齒條的嚙合運動，實現(xiàn)推桿的左右運動。從而實現(xiàn)所有機構(gòu)的動作。優(yōu)點：執(zhí)行機構(gòu)的工作原理和運動分析較為簡單，通過將壓緊裝置的壓桿垂直運動和端面切刀的垂直運動固連，減少了行程匹配的難度。通過帶輪傳動，工作較為平穩(wěn)，可以實現(xiàn)過載保護。通過齒輪齒條的嚙合運動，將旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為推桿的左右運動，由于齒輪傳動的平穩(wěn)性，可以保證推桿的勻速要求。缺點：由于采用兩個帶傳動和一個半齒輪齒條傳動，執(zhí)行機構(gòu)部件工藝性不如方案一，齒輪齒條的運動沒有急回特性，不能實現(xiàn)推桿的快速返回。采用帶輪傳動后，

7、機構(gòu)緊湊型不如方案一。綜合分析：方案一方案二都能實現(xiàn)機構(gòu)的運動，從運動分析和工作原理來所，方案二更為簡單。在壓緊裝置中均采用凸輪機構(gòu)。在實現(xiàn)端面切削運動時，方案二設(shè)計更為合理。在推桿的運動上面，方案二能夠?qū)崿F(xiàn)推桿的勻速要求，雖然沒有急回特性，但是由于機構(gòu)的生產(chǎn)效率較低，在正確匹配行程的基礎(chǔ)上，急回特性可以不予考慮。同時，方案二帶傳動具有過載保護。為了減少設(shè)計上的困難，所有帶傳動傳動比均為1，且兩帶傳動中心距相同。方案二在緊湊上不如方案一，但是方案一種也采用了帶傳動，兩者緊湊性差別不大。綜合考慮所有因素，最終選擇方案二。12 方案的運動分析a）壓緊和端面切削部分圖13b）推桿運動部分圖14c）運

8、動分析圖15凸輪每旋轉(zhuǎn)一周，最大行程為25mm，當行程為5mm時，壓桿將工件壓緊，行程為10mm時，此時工件已經(jīng)壓緊，端面切刀接觸端面，當行程為25mm時，完成端面的切削，壓桿和切刀同時抬起。于此同時，當壓桿向下時，推桿向左運動，此段為空程。當壓桿抬起，工件不再壓緊時，推桿推動工件向左運動，實現(xiàn)榫槽加工，加工完成后，推桿退回，推桿的總行程為200mm，推桿退回之后，壓桿向下，如此循環(huán)。d)行程匹配圖16 e)凸輪輪廓設(shè)計平底從動件凸輪設(shè)計，采用解析法進行設(shè)計圖17凸輪段采用三角函數(shù)關(guān)系進行設(shè)計，于是整個凸輪行程的解析表達式就可以得出 a=0:0.01:2pia=0:0.01:pia=0:0.0

9、1:2*piy=0*(a>=0&a<pi/2)+(10*cos(2*a)+10).*(a>=pi/2&a<3*pi/2)+0*(a>=3*pi/2&a<=2*pi)plot(a,y,'r','linewidth',2)由式322，可得凸輪輪廓的解析表達式其中，代入可得輪廓表達式時時實際凸輪輪廓如下所示圖18第二章 電動機的選擇Y系列全封閉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

10、每轉(zhuǎn)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(chǎn)效率為每分鐘50件，故每生產(chǎn)一件產(chǎn)品需要1.2秒。又由設(shè)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。v=2×3.14×64×5060×1000=0.335m/s根據(jù)已知條件由計算得知工作機所需有效功率設(shè)：聯(lián)軸器的傳動效率為 c=0.99軸承的傳動效率(一對) b=0.99圓柱齒輪的傳動效率為 g=0.97V帶傳動的效率為 t=0.96估算傳動系統(tǒng)的總效率式中：于是，傳動系統(tǒng)的總效率為工作電動機輸出的最小功率必須達到 由電動機的最小輸出功率要

11、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(yīng)取1.5KW。22電動機轉(zhuǎn)速的選擇根據(jù)榫槽切削機的工作效率（50件/分鐘），按照理想情況，輸出軸每轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速應(yīng)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(zhuǎn)速為按要求選取同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動機，對應(yīng)于額定功率為1.5kw的電動機型號應(yīng)為Y90L4型表21電動機性能電動機型號額 定功 率（kw）同 步轉(zhuǎn) 速(r/min)滿 載轉(zhuǎn) 速(r/min)總傳動比Y90L42.21500140028查看電動機表可知此電動機的中心高為H=90

12、mm,轉(zhuǎn)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根據(jù)傳動系統(tǒng)方案，所有的傳動此均由減速器分配，于是，計算可得兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比為為便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當兩級齒輪的配對材料相同，齒面硬度HBS350，齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸疲勞強度接近相等的條件，按經(jīng)驗公式取高速級傳動比及低速級傳動比分別為故整個系統(tǒng)的傳動比分配情況為32 各項動力參數(shù)計算0軸（電動機伸出的軸）1軸（減速器的高速軸）2軸（減速器中間軸）3軸（減速器低速軸）4軸（帶輪的中心軸）表31傳動系統(tǒng)的總參數(shù)軸號電動機

13、兩級圓柱齒輪減速器帶輪0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速n(r/min065050輸入功率p(kw)1.4061.3501.2961.270輸出功率p(kw)1.4201.3921.3371.283輸入轉(zhuǎn)矩T(Nm)9.5955.56247.62242.69輸出轉(zhuǎn)矩T(Nm)9.699.4955.00245.14240.26兩軸聯(lián)接、傳動件聯(lián)軸器第一級齒輪第二級齒輪聯(lián)軸器帶輪傳動比16.0334.64111傳動效率0.990.96030.96030.98010.9219第四章 減速器傳動零件的設(shè)計計算41第一級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算11.選擇配對齒輪的精度等級、材料、齒數(shù)初

14、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(shè)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(zhì)為里韌外硬，一般制造齒輪的材料為調(diào)質(zhì)鋼或滲碳鋼，在此設(shè)計計算中選擇調(diào)質(zhì)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(diào)質(zhì)處理，硬度為260HBS），大齒輪材料選擇為45鋼（調(diào)質(zhì)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(zhì)，螺旋角范圍8至25°，小齒輪的寬度比大齒輪的寬度

15、大5至10mm。12齒輪參數(shù)設(shè)計計算a)選擇材料和精度等級考慮主動齒輪的轉(zhuǎn)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(diào)質(zhì)處理硬度為HB=241-286，平均取為260HB。大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度HB=229-286,平均取為240HB。同側(cè)齒面精度選8級精度。b)初步估算小齒輪的直徑d1由附錄B中的B1，查得計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩由表214可選取齒寬系數(shù)=1，初步計算許用接觸應(yīng)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半徑為d1=35mmc)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

16、級精度合理 初取齒數(shù)為=22，取為133確定模數(shù)查表24，取 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(yīng)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(diào)質(zhì)齒輪的精度為8級精度齒面接觸應(yīng)力為d-

17、2 計算許用接觸應(yīng)力由式216其中接觸強度壽命系數(shù)由圖227查得計算的應(yīng)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(yīng)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(diào)整。e) 確定主要的傳動尺寸中心距為進行中心距圓整，取由公式可求得精確的螺旋角為合理端面模數(shù)小齒輪直徑大齒輪直徑齒寬小齒輪當量齒數(shù) 大齒輪當量齒數(shù) 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(yīng)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

18、查得，其中：齒形系數(shù)由圖220（非變位）查得，；應(yīng)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(yīng)力為f-2 計算許用彎曲應(yīng)力由式217計算許用彎曲應(yīng)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(yīng)力循環(huán)次數(shù)同接觸疲勞強度校核），查得。應(yīng)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(yīng)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(shè)計計算11.選擇配對齒輪的精度等級、材料、齒數(shù)初選

19、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(shè)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(zhì)為里韌外硬，一般制造齒輪的材料為調(diào)質(zhì)鋼或滲碳鋼，在此設(shè)計計算中選擇調(diào)質(zhì)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(diào)質(zhì)處理，硬度為260HBS），大齒輪材料選擇為45鋼（調(diào)質(zhì)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(zhì)，螺旋角范圍8至25°，小齒輪的寬度比大齒輪的寬度大

20、5至10mm。12齒輪參數(shù)設(shè)計計算a)選擇材料和精度等級考慮主動齒輪的轉(zhuǎn)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(diào)質(zhì)處理硬度為HB=241-286，平均取為260HB。大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度HB=229-286,平均取為240HB。同側(cè)齒面精度選8級精度。b)初步估算小齒輪的直徑d1由附錄B中的B1，查得計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩由表214可選取齒寬系數(shù)，初步計算許用接觸應(yīng)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半徑為d1=55mmc)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

21、度合理 初取齒數(shù)為=26，取為121確定模數(shù)查表24，取 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(yīng)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(diào)質(zhì)齒輪的精度為8級精度齒面接觸應(yīng)力為d-2

22、計算許用接觸應(yīng)力由式216其中接觸強度壽命系數(shù)由圖227查得計算的應(yīng)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(yīng)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(diào)整。e) 確定主要的傳動尺寸中心距為進行中心距圓整，取由公式可求得精確的螺旋角為合理端面模數(shù)小齒輪直徑大齒輪直徑齒寬小齒輪當量齒數(shù) 大齒輪當量齒數(shù) 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(yīng)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

23、，其中：齒形系數(shù)由圖220（非變位）查得，；應(yīng)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(yīng)力為f-2計算許用彎曲應(yīng)力由式217計算許用彎曲應(yīng)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(yīng)力循環(huán)次數(shù)同接觸疲勞強度校核），查得。應(yīng)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(yīng)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，故不作靜強度校核第五章 軸的設(shè)計51高速軸結(jié)構(gòu)設(shè)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

24、齒輪的直徑較?。ǎ?，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，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(diào)質(zhì)處理。b)高速軸最小直徑的確定按扭轉(zhuǎn)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(shè)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(jié)，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Y904，取 ，為電動機軸直徑，同時考慮到小齒輪的直徑，綜合考慮各因素，取 。c)高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖51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

25、：高速級小齒輪軸端，由齒輪傳動確定軸徑，：由齒輪傳動確定 ：過渡段軸段，由前后軸段直徑確定：由箱體機構(gòu)尺寸和軸承位置確定 ：滾動軸承處軸段，滾動軸承選為6205 ：軸承寬度確定 ：密封軸段 ：由箱體結(jié)構(gòu)確定 ：外伸軸段 ：由聯(lián)軸器確定 d)軸的空間受力分析圖52其中B到齒輪中心O的距離為BO=42mm，AO=123mm輸入的轉(zhuǎn)矩為齒輪周向力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圖53e-1 垂直面（YZ平面）的支反力和彎矩計算如下：垂直面彎矩圖圖54e-2水平面（XY平面）的支反力和彎矩計算如下；水平面彎矩圖圖55f) 計算并繪制合成彎矩圖合成彎矩圖圖56 g）

26、計算扭矩并繪制扭矩圖扭矩圖圖57h)計算并繪制當量彎矩圖轉(zhuǎn)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圖58i) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度由表14查得許用彎曲應(yīng)力為，由式13進行校核，截面O的彎曲應(yīng)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(jié)構(gòu)設(shè)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?。ǎ?，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，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(diào)質(zhì)處理。b)中間軸最小直徑的確定按扭轉(zhuǎn)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

27、： 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58.83mm，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(jié)構(gòu)設(shè)計圖59各軸段直徑長度的確定：滾動軸承處軸段，滾動軸承選為6206 ：由軸承寬度和套筒確定，取 ：過渡軸段，由于軸徑過渡不能太大，確定軸徑，：由箱體結(jié)構(gòu)確定 ：小齒輪軸段，由齒輪嚙合確定軸徑：由齒輪嚙合傳動確定 ：過渡軸段，由于軸徑過渡不能太大，選取 ：由箱體結(jié)構(gòu)等確定 ：安裝第一級大齒輪軸段，選取 ： 由齒輪和箱體結(jié)構(gòu)等確定 ：軸承安放軸段，選取軸承6206 ： 由套筒和軸承寬度等確定 d)軸的空間受力分析圖

28、510其中BD=42.5mm，DC=65.5mm CA=58mm輸入的轉(zhuǎn)矩為大齒輪受力計算小齒輪受力計算e)計算軸承的支反力，繪出水平面和垂直面的彎矩圖和圖511e-1 垂直面（YZ平面）的支反力和彎矩計算如下：垂直面彎矩圖512e-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）圖513f) 計算并繪制合成彎矩圖合成彎矩圖圖514 g）計算扭矩并繪制扭矩圖扭矩圖圖515h)計算并繪制當量彎矩圖轉(zhuǎn)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圖516i) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度由表14查得許用彎曲應(yīng)力為，由式1

29、3進行校核，截面D的彎曲應(yīng)力為在截面C處的彎曲應(yīng)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(jié)構(gòu)設(shè)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(diào)質(zhì)處理。b)低速軸最小直徑的確定按扭轉(zhuǎn)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(shè)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(jié)構(gòu)設(shè)計圖517各軸段直徑長度的確定：外伸軸段， ：由聯(lián)軸器確定，取 ：密封軸段，：由箱體結(jié)構(gòu)確定 ：安放軸承軸段 選用軸承6209 ：由軸承寬度確定 ：過渡軸段， ：由箱體結(jié)構(gòu)確定

30、 ：齒輪定位貼合軸段： 選用：齒輪安裝軸段：由齒輪結(jié)構(gòu)確定 ：滾動軸承安裝軸段，選用軸承6209 ：由軸承寬度和套筒寬度確定 d)軸的空間受力分析圖518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圖519e-1 垂直面（YZ平面）的支反力和彎矩計算如下垂直面彎矩圖圖520e-2水平面（XY平面）的支反力和彎矩計算如下；水平彎矩圖圖521f) 計算并繪制合成彎矩圖合成彎矩圖圖522 g）計算扭矩并繪制扭矩圖轉(zhuǎn)矩圖圖523h)計算并繪制當量彎矩圖轉(zhuǎn)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圖524i) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的

31、強度由表14查得許用彎曲應(yīng)力為，由式13進行校核，截面O的彎曲應(yīng)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(shè)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：6209 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) 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

32、，其中軸承壽命 顯然軸承壽命符合要求d）校核極限轉(zhuǎn)速由于減速器轉(zhuǎn)速很小，該系列軸承極限轉(zhuǎn)速較高，故不需做極限轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速由于減速器轉(zhuǎn)速很小，該系列軸承極限轉(zhuǎn)速較高，故不需做極限轉(zhuǎn)速校核63 低速軸軸承6209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

33、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(zhuǎn)速由于減速器轉(zhuǎn)速很小，該系列軸承極限轉(zhuǎn)速較高，故不需做極限轉(zhuǎn)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(yīng)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(yīng)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 ，

34、鍵長 。查表71，鍵的許用擠壓應(yīng)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(yīng)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(yīng)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b) 外伸軸段鍵的選用外伸軸段接聯(lián)軸器，初選用A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

35、壓應(yīng)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(shè)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(zhuǎn)速較低，高速軸選用彈性柱銷聯(lián)軸器。高速軸的轉(zhuǎn)速為 ，查表6100，選LX1彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，許用轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速為 ，傳遞轉(zhuǎn)矩查表610

36、0，選LX3彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，許用轉(zhuǎn)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(shè)計為便宜箱體內(nèi)的零件拆裝，結(jié)構(gòu)形式采用剖分式。在保證箱體強度和剛度的條件下，考慮結(jié)構(gòu)緊湊、制造方便等要求，由經(jīng)驗公式算得箱體的各部位的尺寸見下表：表81名稱符號結(jié)果箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱座、箱蓋、凸緣厚度12，12，20地腳螺栓直徑及數(shù)目20，4軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑及數(shù)目16， 8箱蓋箱座聯(lián)結(jié)螺栓直徑及數(shù)目12, 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8， 4定位銷直徑及數(shù)目8， 2軸承旁凸臺半徑20凸臺高度37外箱壁距軸承座端面的距離45大齒輪頂部距內(nèi)壁距離12齒輪端面距內(nèi)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(shè)計a)窺視孔蓋為了便于觀察箱內(nèi)傳動齒輪的工作情況，在箱蓋的頂部設(shè)有觀察孔，上面安裝通氣器，觀察孔蓋具體參數(shù)如下所示圖81窺視孔厚度為4mmb)通氣器選擇為了使箱內(nèi)氣體與大氣聯(lián)通，在箱蓋頂部設(shè)有通氣器，規(guī)格選為圖82c) 油標設(shè)計為了便于測量箱座內(nèi)潤滑油的高度，以確定減速器是否正常