机械设计课程设计---榫槽成形半自动切削机 70页

'机械设计课程设计39041321—刘志伟机械设计课程设计---榫槽成形半自动切削机III 绪论1—1设计题目设计榫槽成型半自动切削机。切削机的组成框图如下图所示。该机器为木工机械，其功能是将木质长方形块切削出榫槽，其执行系统工作过程如下图所示。先由构件2压紧工作台上的工件，接着端面铣刀3将工件的右端面切平，然后构件2松开工件，推杆4推动工件向左直线移动，通过固定的榫槽刀，在工件上的全长上开出榫槽。1—2原始数据及设计要求原始数据见下表（单位：mm）：XYHLL2L3L4L5L6L7502201070307030201820第69页 设计要求及任务：推杆在推动工件切削榫槽过程中，要求工件作近似等速运动。共加工5台，室内工作，载荷有轻微冲击，原动机为三相交流电动机，使用期限为10年，每年工作300天，每天工作16小时，每半年作一次保养，大修期为3年。其他设计参数如下1：工作载荷为3500N，端面载荷2200N，工作效率50件/分1—3设计任务1).设计机构系统总体运动方案，画出系统运动简图，完成系统运动方案论证报告。2).完成传动系统或执行系统的结构设计，画出传动系统或执行系统的装配图。3).设计主要零件，完成2张零件工作图。4).完成设计说明书一份。第一章机构运动简图设计与选择第69页 1—1方案选择a）设计方案一图1—1方案一说明：电机直接连接减速器，减速器输出轴通过联轴器与执行机构相连。通过带轮传动实现工件的压紧，通过连杆机构实现端面切刀的上下运动，通过连杆机构实现推杆的左右运动。优点：由于整个机构大部分为连杆机构，结构较为紧凑，工艺性好，能实现机构所要求的所有动作。通过连杆机构可以实现急回特性，可以实现推杆的快速返回，且传递的载荷允许值较大。缺点：整个执行机构需要同时匹配三个运动，且三个运动之间有时间先后关系，行程匹配难度较大。推杆机构是切削的主要部件，要求切削过程中速度平稳，近似为匀速运动，而连杆机构工作不能保证速度的恒定。同时推杆作为主要工作部件没有过载保护。b）第二种方案（改进后方案）第69页 图1—2方案二说明：电动机输出轴通过联轴器直接输入减速器，减速器输出轴通过联轴器与执行机构相连。通过带轮传动带动凸轮运动，实现工件的压紧要求，同时在弹簧的作用下复原；在压紧过程进行同时，端面切刀与压杆固连，当工件压紧的同时，端面切刀将木材端面加工，在弹簧力和凸轮的作用下复原；通过另一个带轮传动，将减速器输出轴的旋转运动转换为齿轮齿条的啮合运动，实现推杆的左右运动。从而实现所有机构的动作。优点：执行机构的工作原理和运动分析较为简单，通过将压紧装置的压杆垂直运动和端面切刀的垂直运动固连，减少了行程匹配的难度。通过带轮传动，工作较为平稳，可以实现过载保护。通过齿轮齿条的啮合运动，将旋转运动转换为推杆的左右运动，由于齿轮传动的平稳性，可以保证推杆的匀速要求。缺点：由于采用两个带传动和一个半齿轮齿条传动，执行机构部件工艺性不如方案一，齿轮齿条的运动没有急回特性，不能实现推杆的快速返回。采用带轮传动后，机构紧凑型不如方案一。综合分析：方案一方案二都能实现机构的运动，从运动分析和工作原理来所，方案二更为简单。在压紧装置中均采用凸轮机构。在实现端面切削运动时，方案二设计更为合理。在推杆的运动上面，方案二能够实现推杆的匀速要求，虽然没有急回特性，但是由于机构的生产效率较低，在正确匹配行程的基础上，急回第69页 特性可以不予考虑。同时，方案二带传动具有过载保护。为了减少设计上的困难，所有带传动传动比均为1，且两带传动中心距相同。方案二在紧凑上不如方案一，但是方案一种也采用了带传动，两者紧凑性差别不大。综合考虑所有因素，最终选择方案二。1—2方案的运动分析a）压紧和端面切削部分图1—3b）推杆运动部分第69页 图1—4c）运动分析第69页 图1—5凸轮每旋转一周，最大行程为25mm，当行程为5mm时，压杆将工件压紧，行程为10mm时，此时工件已经压紧，端面切刀接触端面，当行程为25mm时，完成端面的切削，压杆和切刀同时抬起。于此同时，当压杆向下时，推杆向左运动，此段为空程。当压杆抬起，工件不再压紧时，推杆推动工件向左运动，实现榫槽加工，加工完成后，推杆退回，推杆的总行程为200mm，推杆退回之后，压杆向下，如此循环。d)行程匹配图1—6e)凸轮轮廓设计平底从动件凸轮设计，采用解析法进行设计第69页 图1—7凸轮段采用三角函数关系进行设计，于是整个凸轮行程的解析表达式就可以得出a=0:0.01:2pia=0:0.01:pia=0:0.01:2*piy=0*(a>=0&a=pi/2&a<3*pi/2)+0*(a>=3*pi/2&a<=2*pi)plot(a,y,"r","linewidth",2)由式3—22，可得凸轮轮廓的解析表达式其中，代入可得轮廓表达式时此处式3—22参考【4】第69页 时实际凸轮轮廓如下所示图1—8第69页 第二章电动机的选择Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机具有效率高、性能好、振动小等优点。适用于空气中不含易燃、易爆或腐蚀性气体的场所或无特殊要求的机械上。2—1电动机容量的选择由工作情况可知，工作轴每转动一周，榫槽切削刀就切木块一次，同时推杆推动工件一次，而根据生产效率为每分钟50件，故每生产一件产品需要1.2秒。又由设计凸轮的形状，凸轮在一周的半圈里工作，另半圈处于近休位置，最大功率即为推杆推动工件时的功率。v=2×3.14×64×5060×1000=0.335m/s根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率设：联轴器的传动效率为ηc=0.99轴承的传动效率(一对)ηb=0.99圆柱齿轮的传动效率为ηg=0.97V带传动的效率为ηt=0.96估算传动系统的总效率式中：第69页 于是，传动系统的总效率为工作电动机输出的最小功率必须达到由电动机的最小输出功率要求，查表可选择Y系列三相异步电动机且满足的条件，电动机额定功率应取1.5KW。2—2电动机转速的选择根据榫槽切削机的工作效率（50件/分钟），按照理想情况，输出轴每转动一周榫槽切刀就切削木块一次，进行一次榫槽切削动作，以此为依据可知，榫槽切削机输出轴的转速应该等于切削机的切削机的工作效率，即榫槽切削机输出轴的转速为按要求选取同步转速为1500r/min的电动机，对应于额定功率为1.5kw的电动机型号应为Y90L—4型表2—1电动机性能电动机型号额定功率（kw）同步转速(r/min)满载转速(r/min)总传动比Y90L—42.21500140028查看电动机表可知此电动机的中心高为H=90mm,转轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为D=24mm和Y90L—4型电机H=90mmD=24mmE=50mm第69页 E=50mm。第69页 第三章传动比的分配及动力参数3—1榫槽切削机的总传动比分配根据传动系统方案，所有的传动此均由减速器分配，于是，计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比为为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同，齿面硬度HBS≤350，齿宽系数相等时，考虑齿面接触疲劳强度接近相等的条件，按经验公式取高速级传动比及低速级传动比分别为故整个系统的传动比分配情况为3—2各项动力参数计算0轴（电动机伸出的轴）1轴（减速器的高速轴）第69页 2轴（减速器中间轴）3轴（减速器低速轴）4轴（带轮的中心轴）表3—1传动系统的总参数轴号电动机两级圆柱齿轮减速器带轮0轴1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)14001400232.065050输入功率p(kw)1.4061.3501.2961.270第69页 输出功率p(kw)1.4201.3921.3371.283输入转矩T(Nm)9.5955.56247.62242.69输出转矩T(Nm)9.699.4955.00245.14240.26两轴联接、传动件联轴器第一级齿轮第二级齿轮联轴器带轮传动比16.0334.64111传动效率0.990.96030.96030.98010.9219第69页 第四章减速器传动零件的设计计算4—1第一级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算1．1.选择配对齿轮的精度等级、材料、齿数初选及螺旋角初定a)榫槽切削机为一般的工作机器，速度不高，冲击振动不大，而且所加工的零件为硬度并不高的木料，故可选择齿轮精度为7级或8级，在此设计计算中选择8级。b)材料：齿轮在工作是受到的是交变作用力，要求齿轮的材质为里韧外硬，一般制造齿轮的材料为调质钢或渗碳钢，在此设计计算中选择调质钢。同时由于小齿轮直接与轴作为一体，所以小齿轮材料选择为45钢（调质处理，硬度为260HBS），大齿轮材料选择为45钢（调质处理，硬度为240HBS），两者硬度相差20HBS。c)标准齿轮的最少齿数为17，齿轮的模数选择第一系列，两啮合齿轮齿数互质，螺旋角范围8至25°，小齿轮的宽度比大齿轮的宽度大5至10mm。1．2齿轮参数设计计算a)选择材料和精度等级考虑主动齿轮的转速不是很高，传动尺寸未严格限制，批量较小，小齿轮选用45钢，调质处理硬度为HB=241-286，平均取为260HB。大齿轮选用45钢，调质处理，硬度HB=229-286,平均取为240HB。同侧齿面精度选8级精度。b)初步估算小齿轮的直径d1由附录B中的B—1，查得8级精度45钢大齿轮240HBS小齿轮260HBS第69页 计算小齿轮传递的转矩由表2—14可选取齿宽系数=1，初步计算许用接触应力由图2—24查得接触疲劳强度极限（失效概率为1%）。则初步有试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得初取小齿轮的分度圆半径为d1=35mmc)确定基本参数计算小齿轮圆周速度和校核精度等级查表2—1，取8级精度合理初取齿数为=22，取为133确定模数查表2—4，取第69页 确定螺旋角β为小齿轮的直径为大齿轮的直径为初步取齿宽为校核传动误差，齿数未作圆整，传动比不变d)校核齿面接触疲劳强度由式2—5校核齿面解除疲劳强度d-1计算齿面接触应力节点区域系数由图2—17查取，非变位斜齿轮弹性系数由表2—15查得，重合性系数的计算公式由断面重合度和纵向重合度确定。其中端面重合度为由表2—5可得第69页 由于无变位，端面啮合角，因此端面重合度为纵向重合度为因为，故。螺旋角系数使用系数由表2—7查得，动载荷系数由表2—6查得齿间载荷分配系数查表2—8。其中第69页 齿向载荷分布系数查表2—9，其中非对称支承，调质齿轮的精度为8级精度齿面接触应力为d-2计算许用接触应力由式2—16其中接触强度寿命系数由图2—27查得计算的应力循环次数为由图可以选择，齿面工作硬化系数为第69页 接触强度尺寸由表2—18查得润滑油膜影响系数为接触最小安全系数查表2—17（一般可靠性），，许用接触应力为d-3验算（取和中的较小者进行比较），接触疲劳强度较为合适，齿轮无需进行调整。e)确定主要的传动尺寸中心距为进行中心距圆整，取由公式可求得精确的螺旋角为合理端面模数第69页 小齿轮直径大齿轮直径齿宽小齿轮当量齿数大齿轮当量齿数f）齿根完全疲劳强度验算由式2—11进行齿根弯曲疲劳强度校核f-1计算齿根弯曲应力使用系数、动载荷系数和齿间载荷非配系数同疲劳接触强度。齿向载荷分布系数由图2—9查得，其中：齿形系数由图2—20（非变位）查得，；应力修正系数由图2—21查得，重合度系数为螺旋角系数由图2—22查得，齿根弯曲应力为第69页 f-2计算许用弯曲应力由式2—17计算许用弯曲应力：实验齿轮的齿根弯曲疲劳极限由图2—30查得。弯曲强度最小安全系数由表2—17查得，。弯曲强度尺寸系数由图2—33查得。弯曲强度寿命系数，由图2—32查得（应力循环次数同接触疲劳强度校核），查得。应力修正系数相对齿根圆角敏感及表面状况系数为许用齿根弯曲应力为f-3弯曲疲劳强度校核第69页 弯曲疲劳强度校核合格g）静强度校核因传动无严重过载，故不作静强度校核4—2第二级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算1．1.选择配对齿轮的精度等级、材料、齿数初选及螺旋角初定a)榫槽切削机为一般的工作机器，速度不高，冲击振动不大，而且所加工的零件为硬度并不高的木料，故可选择齿轮精度为7级或8级，在此设计计算中选择8级。b)材料：齿轮在工作是受到的是交变作用力，要求齿轮的材质为里韧外硬，一般制造齿轮的材料为调质钢或渗碳钢，在此设计计算中选择调质钢。同时由于小齿轮直接与轴作为一体，所以小齿轮材料选择为45钢（调质处理，硬度为260HBS），大齿轮材料选择为45钢（调质处理，硬度为240HBS），两者硬度相差20HBS。c)标准齿轮的最少齿数为17，齿轮的模数选择第一系列，两啮合齿轮齿数互质，螺旋角范围8至25°，小齿轮的宽度比大齿轮的宽度大5至10mm。1．2齿轮参数设计计算a)选择材料和精度等级考虑主动齿轮的转速不是很高，传动尺寸未严格限制，批量较小，小齿轮选用45钢，调质处理硬度为HB=241-286，平均取为260HB。大齿轮选用45钢，调质处理，硬度HB=229-286,平均取为240HB。同侧齿面精度选8级精度。b)初步估算小齿轮的直径d18级精度45钢大齿轮240HBS小齿轮260HBS第69页 由附录B中的B—1，查得计算小齿轮传递的转矩由表2—14可选取齿宽系数，初步计算许用接触应力由图2—24查得接触疲劳强度极限（失效概率为1%）。则初步有试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得初取小齿轮的分度圆半径为d1=55mmc)确定基本参数计算小齿轮圆周速度和校核精度等级查表2—1，取8级精度合理初取齿数为=26，取为121第69页 确定模数查表2—4，取确定螺旋角β为小齿轮的直径为大齿轮的直径为初步取齿宽为校核传动误差，齿数未作圆整，传动比不变d)校核齿面接触疲劳强度由式2—5校核齿面解除疲劳强度d-1计算齿面接触应力节点区域系数由图2—17查取，非变位斜齿轮弹性系数由表2—15查得，重合性系数的计算公式由断面重合度和纵向重合度确定。其中端面重合度为第69页 由表2—5可得由于无变位，端面啮合角，因此端面重合度为纵向重合度为因为，故。螺旋角系数使用系数由表2—7查得，动载荷系数由表2—6查得齿间载荷分配系数查表2—8。其中第69页 齿向载荷分布系数查表2—9，其中非对称支承，调质齿轮的精度为8级精度齿面接触应力为d-2计算许用接触应力由式2—16其中接触强度寿命系数由图2—27查得计算的应力循环次数为由图可以选择，齿面工作硬化系数为第69页 接触强度尺寸由表2—18查得润滑油膜影响系数为接触最小安全系数查表2—17（一般可靠性），，许用接触应力为d-3验算（取和中的较小者进行比较），接触疲劳强度较为合适，齿轮无需进行调整。e)确定主要的传动尺寸中心距为进行中心距圆整，取由公式可求得精确的螺旋角为合理第69页 端面模数小齿轮直径大齿轮直径齿宽小齿轮当量齿数大齿轮当量齿数f）齿根完全疲劳强度验算由式2—11进行齿根弯曲疲劳强度校核f-1计算齿根弯曲应力使用系数、动载荷系数和齿间载荷非配系数同疲劳接触强度。齿向载荷分布系数由图2—9查得，其中：齿形系数由图2—20（非变位）查得，；应力修正系数由图2—21查得，重合度系数为第69页 螺旋角系数由图2—22查得，齿根弯曲应力为f-2计算许用弯曲应力由式2—17计算许用弯曲应力：实验齿轮的齿根弯曲疲劳极限由图2—30查得。弯曲强度最小安全系数由表2—17查得，。弯曲强度尺寸系数由图2—33查得。弯曲强度寿命系数，由图2—32查得（应力循环次数同接触疲劳强度校核），查得。应力修正系数相对齿根圆角敏感及表面状况系数为第69页 许用齿根弯曲应力为f-3弯曲疲劳强度校核弯曲疲劳强度校核合格g）静强度校核因传动无严重过载，故不作静强度校核第69页 第五章轴的设计5—1高速轴结构设计及其计算校核a)选择材料和热处理方式根据工作条件，小齿轮的直径较小（），采用齿轮轴结构，轴的材料和热处理与齿轮的材料和热处理一致，采用45钢调质处理。b)高速轴最小直径的确定按扭转强度法进行最小直径估算，即初算轴径，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。值由表1—3确定：因高速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽。则由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结，则外伸段轴径与电动机轴径不得相差太大，否则难以选择合适的联轴器。所选电动机型号为Y90—4，取，为电动机轴直径，同时考虑到小齿轮的直径，综合考虑各因素，取。45钢调质处理第69页 c)高速轴的结构设计图5—1各轴段直径长度的确定：滚动轴承处轴段，滚动轴承选为6205：由轴承宽度和套筒确定，取：高速级小齿轮轴端，由齿轮传动确定轴径，：由齿轮传动确定：过渡段轴段，由前后轴段直径确定：由箱体机构尺寸和轴承位置确定：滚动轴承处轴段，滚动轴承选为6205：轴承宽度确定：密封轴段：由箱体结构确定：外伸轴段：由联轴器确定d)轴的空间受力分析第69页 图5—2其中B到齿轮中心O的距离为BO=42mm，AO=123mm输入的转矩为齿轮周向力齿轮径向力齿轮轴向力e)计算轴承的支反力，绘出水平面和垂直面的弯矩图和图5—3e-1垂直面（YZ平面）的支反力和弯矩计算如下：第69页 垂直面弯矩图图5—4e-2水平面（XY平面）的支反力和弯矩计算如下；；水平面弯矩图图5—5f)计算并绘制合成弯矩图合成弯矩图第69页 图5—6g）计算扭矩并绘制扭矩图扭矩图图5—7h)计算并绘制当量弯矩图转矩按脉动循环考虑，取。由表1—2查得，由表1—4查得,,则由公式可求得危险截面O处的当量弯矩当量弯矩图第69页 图5—8i)按弯扭合成应力校核轴的强度由表1—4查得许用弯曲应力为，由式1—3进行校核，截面O的弯曲应力为显然强度满足要求，振动和刚度校拉计算略。5—2中间轴结构设计及其计算校核a)选择材料和热处理方式根据工作条件，小齿轮的直径较小（），采用齿轮轴结构，轴的材料和热处理与齿轮的材料和热处理一致，采用45钢调质处理。b)中间轴最小直径的确定按扭转强度法进行最小直径估算，即初算轴径，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。值由表1—3确定：45钢调质处理第69页 由于中间轴上存在第二级齿轮的小齿轮，且该小齿轮的直径为58.83mm，轴段过度时直径变化不能过大，综合考虑各方面因素，最后选定最小轴径，且该处的轴段用于安放轴承。c)中间轴的结构设计图5—9各轴段直径长度的确定：滚动轴承处轴段，滚动轴承选为6206：由轴承宽度和套筒确定，取：过渡轴段，由于轴径过渡不能太大，确定轴径，：由箱体结构确定：小齿轮轴段，由齿轮啮合确定轴径：由齿轮啮合传动确定：过渡轴段，由于轴径过渡不能太大，选取：由箱体结构等确定：安装第一级大齿轮轴段，选取：由齿轮和箱体结构等确定：轴承安放轴段，选取轴承6206：由套筒和轴承宽度等确定第69页 d)轴的空间受力分析图5—10其中BD=42.5mm，DC=65.5mmCA=58mm输入的转矩为大齿轮受力计算小齿轮受力计算e)计算轴承的支反力，绘出水平面和垂直面的弯矩图和第69页 图5—11e-1垂直面（YZ平面）的支反力和弯矩计算如下：垂直面弯矩图5—12e-2水平面（XY平面）的支反力和弯矩计算如下第69页 水平弯矩图（画图中取相反的符号）图5—13f)计算并绘制合成弯矩图合成弯矩图第69页 图5—14g）计算扭矩并绘制扭矩图扭矩图图5—15h)计算并绘制当量弯矩图转矩按脉动循环考虑，取。由表1—2查得，由表1—4查得,,则由公式可求得危险截面处C和D的当量弯矩第69页 当量弯矩图图5—16i)按弯扭合成应力校核轴的强度由表1—4查得许用弯曲应力为，由式1—3进行校核，截面D的弯曲应力为在截面C处的弯曲应力为显然强度满足要求，振动和刚度校拉计算略。5—3低速轴结构设计及其计算校核a)选择材料和热处理方式根据工作条件，低速轴采用45钢调质处理。b)低速轴最小直径的确定45钢调质处理第69页 按扭转强度法进行最小直径估算，即初算轴径，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。值由表1—3确定：因高速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽最小轴径确定35mm，外伸轴接联轴器c)低速轴的结构设计图5—17各轴段直径长度的确定：外伸轴段，：由联轴器确定，取：密封轴段，：由箱体结构确定：安放轴承轴段选用轴承6209：由轴承宽度确定：过渡轴段，第69页 ：由箱体结构确定：齿轮定位贴合轴段：选用：齿轮安装轴段：由齿轮结构确定：滚动轴承安装轴段，选用轴承6209：由轴承宽度和套筒宽度确定d)轴的空间受力分析图5—18齿轮受力计算e)计算轴承的支反力，绘出水平面和垂直面的弯矩图和第69页 图5—19e-1垂直面（YZ平面）的支反力和弯矩计算如下垂直面弯矩图图5—20e-2水平面（XY平面）的支反力和弯矩计算如下；；水平弯矩图第69页 图5—21f)计算并绘制合成弯矩图合成弯矩图图5—22g）计算扭矩并绘制扭矩图转矩图第69页 图5—23h)计算并绘制当量弯矩图转矩按脉动循环考虑，取。由表1—2查得，由表1—4查得,,则由公式可求得危险截面O处的当量弯矩当量弯矩图图5—24i)按弯扭合成应力校核轴的强度由表1—4查得许用弯曲应力为，由式1—3第69页 进行校核，截面O的弯曲应力为显然强度满足要求，振动和刚度校拉计算略。第69页 第六章滚动轴承的选择与校核根据载荷及速度情况，拟选用深沟球轴承02系列，由前面轴的设计，已初选三轴上的轴承分别为（表6—63）高速轴：6205基本参数：中间轴：6206基本参数：低速轴：6209基本参数：轴承的预期寿命与整机的寿命相同，为，若轴承寿命偏下，可以选择三年更换一次。6—1高速轴轴承6205寿命校核a)计算轴承的径向载荷和轴向载荷b)计算径向当量动载荷对于轴承1，，查表6—63，取由于，取冲击载荷系数此处表6—63参考【2】第69页 对于轴承2，，取冲击载荷系数取两者较大者进行校核c)计算轴承寿命由式8—8，其中轴承寿命显然轴承寿命符合要求d）校核极限转速由于减速器转速很小，该系列轴承极限转速较高，故不需做极限转速校核6—2中间轴轴承6206寿命校核a)计算轴承的径向载荷和轴向载荷b)计算径向当量动载荷对于轴承1，，查表6—63，取第69页 由于，取冲击载荷系数对于轴承2，，取冲击载荷系数取两者较大者进行校核c)计算轴承寿命由式8—8，其中轴承寿命显然轴承寿命符合要求d）校核极限转速由于减速器转速很小，该系列轴承极限转速较高，故不需做极限转速校核6—3低速轴轴承6209寿命校核a)计算轴承的径向载荷和轴向载荷b)计算径向当量动载荷第69页 对于轴承1，，查表6—63，取由于，取冲击载荷系数对于轴承2，，取冲击载荷系数取两者较大者进行校核c)计算轴承寿命由式8—8，其中轴承寿命显然轴承寿命符合要求d）校核极限转速由于减速器转速很小，该系列轴承极限转速较高，故不需做极限转速校核第69页 第七章键的选择与校核7—1高速轴上键的选择与校核外伸轴段接联轴器，初选A型平键，材料为45钢。轴段直径和长度如下。查表6—57，初选键A键宽，键高，键长。查表7—1，键的许用挤压应力取为。由公式7—1,7—2进行校核其中代入得：则键的挤压强度满足要求7—2中间轴的键的选择与校核一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接，初选A型平键，材料为45钢。齿轮连接处轴段直径和长度如下。查表6—57，初选键键宽，键高，键长。此处表6—57参考【2】A型平键45钢A型平键45钢此处表6—57参考【2】第69页 查表7—1，键的许用挤压应力取为。由公式7—1,7—2进行校核代入得：则键的挤压强度满足要求7—3低速轴的键的选择与校核a)低速级大齿轮配合轴段键的选用一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接，初选A型平键，材料为45钢。低速轴上轴段与低速级大齿轮配合，齿轮配合处轴段直径和长度如下。查表6—57，初选键键宽，键高，键长。查表7—1，键的许用挤压应力取为。由公式7—1,7—2进行校核其中代入得：则键的挤压强度满足要求b)外伸轴段键的选用A型平键45钢此处表6—57参考【2】第69页 外伸轴段接联轴器，初选用A型平键，材料为45钢。外伸轴段的直径和长度如下所示。查表6—57，初选键键宽，键高，键长。查表7—1，键的许用挤压应力取为。由公式7—1,7—2进行校核其中代入得：键的挤压强度满足要求此处表6—57参考【2】第69页 第八章箱体和附件的设计8—1联轴器的选择a)高速轴联轴器选择根据工作要求，高速轴工作较为平稳，转速较低，高速轴选用弹性柱销联轴器。高速轴的转速为，查表6—100，选LX1弹性柱销联轴器，其公称转矩为，许用转速，故适用。由于高速轴外伸轴段部分轴径较小，，电机轴（主动轴）的外伸部分轴径，按需要进行联轴器的加工。该联轴器表示如下LX1联轴器主动轴（电机轴）：Y型轴孔，A型键槽，从动轴(高速轴）：Y型轴孔，A型键槽，b)低速轴联轴器选择根据低速轴的工作要求，载荷较平稳，低速轴选用弹性柱销联轴器。低速轴的转速为，传递转矩查表6—100，选LX3弹性柱销联轴器，其公称转矩为，许用转速，故适用。低速轴外伸轴段（主动轴）轴径，此处表6—100参考【2】LX1联轴器此处表6—100参考【2】第69页 ，带轮轴（从动轴）的连接轴端取为轴径，该联轴器表示如下LX3联轴器主动轴（低速轴）：Y型轴孔，A型键槽，从动轴(带轮轴）：J型轴孔，B型键槽，8—2箱体各尺寸设计为便宜箱体内的零件拆装，结构形式采用剖分式。在保证箱体强度和刚度的条件下，考虑结构紧凑、制造方便等要求，由经验公式算得箱体的各部位的尺寸见下表：表8—1名称符号结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱座、箱盖、凸缘厚度12，12，20地脚螺栓直径及数目20，4轴承旁联结螺栓直径及数目16，8箱盖箱座联结螺栓直径及数目12,4轴承小中端盖螺钉直径及数目6，16大轴承端盖螺钉直径及数目8，8窥视孔盖螺钉及数目8，4定位销直径及数目8，2轴承旁凸台半径20LX3联轴器第69页 凸台高度37外箱壁距轴承座端面的距离45大齿轮顶部距内壁距离12齿轮端面距内壁的距离9箱盖箱座肋厚7，7轴承端盖凸缘厚度98—3减速器附件设计a)窥视孔盖为了便于观察箱内传动齿轮的工作情况，在箱盖的顶部设有观察孔，上面安装通气器，观察孔盖具体参数如下所示图8—1窥视孔厚度为4mmb)通气器选择为了使箱内气体与大气联通，在箱盖顶部设有通气器，规格选为第69页 图8—2c)油标设计为了便于测量箱座内润滑油的高度，以确定减速器是否正常润滑，在箱座一侧装有杆式油标，具体参数如下图8—3选取油标型号B型，M12d)油塞设计为了便于更换箱体内的润滑油，在箱体底部设有放油孔和油塞，具体参数如下所示第69页 图8—4选择油塞e)起吊装置设计起吊装置用于拆卸及搬运减速器图8—5f)启盖螺钉设计第69页 为了加强密封效果，在装配时通常在箱体剖分面上涂以密封胶，为使上下箱体更易分离，常在箱盖联结凸缘的适当位置，加工出一至二个螺纹孔，旋动起盖螺钉便可将上箱盖顶起。图8—6g)定位销选用为了确定箱座与箱盖的相互位置，并保证每次拆装后轴承座的上下半孔始终保持加工时的精度，在精加工轴承座孔前在上箱盖和下箱座的联结凸缘处装配两个定位销。两定位销应布置在箱体对角线方向。由表6—59，选用圆锥销，公称直径h）轴承端盖的设计由于拆装方便，工艺性较好，所有端盖均采用凸缘式端盖，润滑方式选用油润滑，端盖上面开口，对于没有外伸轴段密封的端盖，简图如下。第69页 图8—7h—1高速轴无密封端盖具体参数螺钉孔直径及数目h—2中间轴端盖具体参数螺钉直径及数目h—3低速轴无密封端盖具体参数螺钉直径及数目对于有密封要求的端盖，应有不同的结构设计，结构见图如下所示第69页 图8—8h—4对于高速轴有密封部分，端盖参数如下螺钉孔直径及数目h—5对于低速轴有密封部分，端盖参数如下螺钉孔直径及数目其中所有端盖配合长度为10，圆角R5第69页 第九章设计心得体会在这近一个学期的机械设计课程设计时间里，真正的从书本上的理论知识过渡到实际机械产品的设计，是一个将理论联系实际的过程，对于我来说，这也是第一次系统的设计一个机械产品。总的来说，这门课程对于加强实际设计能力，强化专业知识有着很大的促进作用。一个学期的设计时间，期间遇到各种问题，错误，但最终都能一路走下来，最后形成完整的设计，并完成这份说明书，也是对我很大的锻炼。总结本次设计，有以下几点感想：其一．设计是一项反复的过程，第69页 期间出错时不可避免的事，但是要将错误降到最低程度，这就需要有一个良好的设计习惯。在设计过程中，要事前做好充分的准备，然后着手设计，不然会陷入举步维艰，甚至从头再来的局面。其二．机械设计是一门科学，不能仅靠个人的意会，每一项都有其理论根据或实际经验，不能凭感觉办事，治学是一项严谨的工作。其三、设计也是一项比较枯燥的工作，在设计中切忌急于求成，要有系统的科学的进度计划。总的来说，这门课程对于提高大学生机械类专业学生的实际设计能力有着很大的帮助，有其独特的价值。第69页 参考文献【1】、《机械设计》北京航空航天大学出版社王之栎马纲程心颐等编【2】、《机械设计基础课程设计》机械工业出版社王之栎王大康主编【3】、《机械设计基础》北京航空航天大学出版社吴瑞祥刘静华等主编【4】、《机械原理》科学出版社郭卫东主编备注：设计书中不做特殊说明，所依据公式和表格均采用参考书目【1】第69页第69页第69页第69页第69页第69页第69页 第69页'