1、引言本畢業設計的設計任務是步進送料機的設計。步進送料機是輸送機的一種，能夠實現間歇的輸送工件，應用非常廣泛。選擇步進送料機這種生產機械的設計作為畢業設計的選題，能培養了我們機械設計中的總體設計能力，將機械設計系列課程設計中所學的有關機構原理方案設計、運動和動力學分析、機械零部件設計理論、方法、結構及工藝設計等內容有機地結合進行綜合設計實踐訓練，使課程設計與機械設計實際的聯系更為緊密，以及獨立解決工程實際問題的能力。它還培養了我們機械系統創新設計的能力，增強了機械構思設計和創新設計。通過機械課程畢業設計的基本技能訓練，提高了我們的計算、繪圖、使用技術資料和設計手冊、熟悉各種規范標準、進行數據分析

2、和處理、編寫技術文件等方面的能力。本畢業設計高度采用現代化的設計手段，使用 AutoCAD 環境下運行的計算機輔助設計平臺，進行送料傳動設計、圓柱齒輪傳動設計、齒輪的設計、軸的結構設計、軸承的選擇、軸承端蓋設計、軸系零件緊固件設計、減速器基本附件以及基本連接件的設計等，使得設計高度地自動化，將現代計算機技術與我們傳統的機械設計理論及實際相聯系，提高了設計效率。由于本人缺乏經驗、水平有限，設計中難免有錯誤和不妥之處，懇請各位老師提出寶貴意見，我會積極改正并在今后的學習中更加努力和認真。1/33送料機構的設計計算1.1 輸送機介紹輸送機 等組成；張緊裝置一般有螺桿式和重錘式兩種，可使牽引件保持一定

3、的張力和垂度，以保證輸送機正常運轉；支承件用以承托牽引件或承載構件，可采用托輥、滾輪等。具有牽引件的輸送機的結構特點是：被運送物料裝在與牽引件連結在一起的承載構件內，或直接裝在牽引件 ( 如輸送帶 上，牽引件繞過各滾筒或鏈輪首尾相連，形成包括運送物料的有載分支和不運送物料的無載分支的閉合環路，利用牽引件的連續運動輸送物料。2/33這類的輸送機種類繁多，主要有帶式輸送機、板式輸送機、小車式輸送機、自動扶梯、自動人行道、刮板輸送機、埋刮板輸送機、斗式輸送機、斗式提升機、懸掛輸送機和架空索道等。沒有牽引件的輸送機的結構組成各不相同，用來輸送物料的工作構件亦不相同。它們的結構特點是：利用工作構件的旋轉

4、運動或往復運動，或利用介質在管道中的流動使物料向前輸送。例如，輥子輸送機的工作構件為一系列輥子，輥子作旋轉運動以輸送物料；螺旋輸送機的工作構件為螺旋，螺旋在料槽中作旋轉運動以沿料槽推送物料；振動輸送機的工作構件為料槽，料槽作往復運動以輸送置于其中的物料等。二輸送機械按使用的用途分可以分為:1散料輸送機械 ( 如 : 帶式輸送機螺旋輸送機斗式提升機大傾角輸送機等 1）帶式輸送機由驅動裝置拉緊裝置輸送帶中部構架和托輥組成輸送帶作為牽引和承載構件，借以連續輸送散碎物料或成件品。帶式輸送機是一種摩擦驅動以連續方式運輸物料的機械。應用它，可以將物料在一定的輸送線上，從最初的供料點到最終的卸料點間形成一種

5、物料的輸送流程。它既可以進行碎散物料的輸送，也可以進行成件物品的輸送。除進行純粹的物料輸送外，還可以與各工業企業生產流程中的工藝過程的要求相配合，形成有節奏的流水作業運輸線。所以帶式輸送機廣泛應用于現代化的各種工業企業中。在礦山的井下巷道、礦井地面運輸系統、露天采礦場及選礦廠中，廣泛應用帶式輸送機。它用于水平運輸或傾斜運輸。2）螺旋輸送機俗稱絞龍，適用于顆粒或粉狀物料的水平輸送，傾斜輸送，垂直輸送等形式。輸送距離根據畸形不同而不同，一般從2M到 70M。輸送原理：旋轉的螺旋葉片將物料推移而進行螺旋輸送機輸送。使物料不與螺旋輸送機葉片一起旋轉的力是物料自身重量和螺旋輸送機機殼對物料的摩擦阻力。結

6、構特點：螺旋輸送機旋轉軸上焊有螺旋葉片，葉片的面型根據輸送物料的不同有實體面型、帶式面型、葉片面型等型式。螺旋輸送機的螺旋軸在物料運動方向的終端有止推軸承以隨物料給螺旋的軸向反力，在機長較長時，應加中間吊掛軸承。雙螺旋輸送機就是有兩根分別焊有旋轉葉片的旋轉軸的螺旋輸送機。說白了，就是把兩個螺旋輸送機有機的結合在一起，組成一臺螺旋輸送機。螺旋輸送機旋轉軸的旋向，決定了物料的輸送方向，但一般螺旋輸送機在設計時都是按照單項輸送來設計旋轉葉片的。當反向輸送時，會大大降低輸送機的使用壽命。3/33。一般輸送高度最高可達 40M。2物流輸送機械 ( 如 : 流水線 , 流水線設備 , 輸送線 , 懸掛輸送

7、線 , 升降機 , 氣動升降機 , 齒條式升降機 , 剪叉式 , 升降機 , 輥道輸送機 , 升降機 。輸送機的發展趨勢繼續向大型化發展。大型化包括大輸送能力、大單機長度和大輸送傾角等幾個方面。水力輸送裝置的長度已達 440 公里以上。帶式輸送機的單機長度已近 15 公里，并已出現由若干臺組成聯系甲乙兩地的 帶式輸送道 。不少國家正在探索長距離、大運量連續輸送物料的更完善的輸送機結構。擴大輸送機的使用范圍。發展能在高溫、低溫條件下、有腐蝕性、放射性、易燃性物質的環境中工作的，以及能輸送熾熱、易爆、易結團、粘性的物料的輸送機。使輸送機的構造滿足物料搬運系統自動化控制對單機提出的要求。如郵局所用的

8、自動分揀包裹的小車式輸送機應能滿足分揀動作的要求等。降低能量消耗以節約能源，已成為輸送技術領域內科研工作的一個重要方面。已將 1 噸物料輸送 1 公里所消耗的能量作為輸送機選型的重要指標之一。減少各種輸送機在作業時所產生的粉塵、噪聲和排放的廢氣。1.2 機械運動方案設計機械運動方案設計的目的在于培養綜合掌握和運用各方面的學科知識和實踐技能，獨立分析和解決工程實際問題的能力，樹立理論聯系實際的正確設計思想；鼓勵我們在設計時打破常規，拓寬設計思路，激發創新精神，善于分析，不斷創新。本設計方案的確定的過程以自主設計為主，同時參考書籍、網絡等其它資源。設計過程：1）根據題目運動軌跡要求，查找四連桿曲線

9、圖；2）根據軌跡查找對應曲線；3）根據對應曲線的四連桿機構設計該機構的具體尺寸；4）利用計算機造型 : 主要利用 Solidworks ，根據尺寸在Solidworks下造型裝配，然后在Solidworks下分析輸送爪送料時的運動位移；K=t1/t 2=1/2 ，計算四桿機構的極位夾角=1800 *(K-1/(K+1=1800*(0.5-1/(0.5+1=-600用作圖法進行四桿機構設計，如下圖：圖 26/33設計要求步進送料距離C1C2=a=300mm，利用各鉸鏈之間相對運動的幾何關系知，設計連桿與搖桿鉸接點F 步進距離為F1F2=200mm。可確定搖桿固定鉸鏈 D 和曲柄固定鉸鏈 A。曲柄

10、 AB=AF2-AF1）/2=66連桿 BF=AF2+AF1）/2=164.08搖桿 DC=270.42mmAD=119.6mm將各桿長度圓整后得： AB=66mmBF=164mmDC=Z70mmDF=180mm使用圓整后的數據作圖如下：圖 37/33由圖可知所設計送料機構步進距離為301.02mm。符合設計要求允許誤差。 C 點軌跡曲線的最高點距輸送架距離為 45.42mm, 亦符合設計要求。由此各桿長度確定。曲柄 AB=66mm連桿 BF=164mm搖桿 DC=270mmDF=180mm曲柄盤被電動機驅動由0o 做勻速圓周運動60o 位置，驅動連桿。搖桿以固定鉸鏈為圓心，自由端運動至左極限

11、位置，輸送爪將坯料送至待加工位置。搖桿向右運動至右極限位置，成一個工作循環。機構可在預定時間將工件送至待加工位置。總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。8/33布置方式電動機通過聯軸器、減速器帶動曲柄盤，驅動連桿送料機構，驅動滑架往復移動，工作行程時滑架上的推爪推動工件前移一個步長，當滑架返回時，由于推爪與軸間有扭簧，推爪得以從工件底面滑過，工件保持不動，當滑推進時，推爪已復架再次向前位，向前推動新的工件前移，前方推爪也推動前一工位的工件前移。其傳動裝置使用展開式二級圓柱齒輪減速器減速器。下圖為本設計步進送料機機的布置方式

12、，電動機轉速經齒輪傳動降低后驅動機器曲柄運轉。此布置方式的選擇，降低了成本，安裝維護方便。圖 39/33電動機的選用3.1 選擇電動機類型電動機的類型根據動力源和工作要求選用 Y 系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓 380V。選擇電動機容量送料機在工作時的阻力為50N，對送料機構進行受力分析如下圖：圖 4F34=50NF43X238.24mm=F23X180mmF32Xcos48=F12Xcos41M=F21X66mm計算得： M=7.86N*m根據設計要求送料機工作周期T=3s，則曲柄盤轉速n=20r/min 。平面連桿送料機構工作所需功率：10/33PwM * n/9550kW1.

13、646kW電動機所需工作功率Pd kW）為：32PdPw傳動裝置的總效率為：123按機械課程設計手冊表2-5確定各部分效率為 : 聯軸器效率10.99 ，滾動軸承效率 一對） 20.99 ，共三對。閉式齒輪傳動效率 30.97 ，代入得：0.990.9930.9720.9pdpw1.646 kW 1.83kW所需電動機功率為0.9電動機額定轉速根據生產機械的要求而選定。因載荷平穩，電動機額定功率 Ped 略大于即可。本設計所采用的電動機的總功率為1.83kW，由機械課程設計手冊表6-163， Y 系列電動機技術數據，選電動機的額定功率Ped 為 2.2kW。3.1.2 確定電動機轉速送料機構曲

14、柄盤工作轉速 n=20r/min 。通常，二級圓柱齒輪減速器為i 8 60 ，故電動機轉速的可選范圍為：nd i n 8 60 20r / min160 1200r / min故可選同步轉速為750r/min 。3.2 電動機型號的選擇一般而言，選用高速電動機，電動機重量較小，價格便宜，但是總的傳動比較大，總體尺寸價格不一定低；但是選用低速電動機，電動機的重量較大，價格偏高，但是總的傳動比小，總體尺寸價格卻不一定高。利弊權衡，從體積、價格以及總的傳動比等考慮，本設計決定采用 Y132S-8 型電動機，該型電機性能良好，可以滿足要求。11/33查運輸機械設計選用手冊，它的主要性能參數如下表：表

15、1 Y132S-8 型電動機主要性能參數滿載電 動額 定轉速電效功率因機型號功率 kwr/min流 A率數 cosY1322.27505.90.87S-882.5起動電流 / 額定電起動轉矩 /最大轉矩/重量流額定轉矩額定轉矩kg6.01.92.063聯軸器的選用12/33本次傳動裝置的設計中，采用了聯軸器，這里對其做簡單介紹：聯軸器是機械傳動中常用的部件。它用來把兩軸聯接在一起，機器運轉時兩軸不能分離；只有在機器停車并將聯接拆開后，兩軸才能分離。聯軸器所聯接的兩軸，由于制造及安裝誤差、承載后的變形以及溫度變化的影響等，往往不能保證嚴格的對中，而是存在著某種程度的相對位移。這就要求設計聯軸器時

16、，要從結構上采取各種不同的措施，使之具有適應一定范圍的相對位移的性能。根據對各種相對位移有無補償能力 即能否在發生相對位移條件下保持聯接的功能），聯軸器可分為剛性聯軸器 無補償能力）和撓性聯軸器 十字軸式萬向聯軸器這種聯軸器可以允許兩軸間有較大的夾角夾角最大可 350 450 達），而且在機器運轉時，夾角發生改變仍可正常傳動；但當過大時，傳動效率會顯著降低。這種聯軸器的缺點是：當主動軸角速度為常數時，從動軸的角速度并不是常數，而是在一定范圍內變化，因而在傳動中將產生附加動載荷。為了改善這種情況，常將十字軸式萬向聯軸器成隊使用。這種聯軸器結構緊湊，維護方便，廣泛應用于汽車、多頭鉆床等機器的傳動系

17、統中。小型十字軸式萬向聯軸器已標準化，設計時可按標準選用。4）齒式聯軸器這種聯軸器能傳遞很大的轉矩，并允許有較大的偏移量，安裝精度要求不高；但質量較大，成本較高，在重型機械中廣泛使用。5）滾子鏈聯軸器滾子鏈聯軸器的特點是結構簡單，尺寸緊湊，質量小，裝拆方便，維修容易、價廉并具有一定的補償性能和緩沖性能，但因鏈條的套筒與其相配件間存在間隙，不宜用于逆向傳動、起動頻繁或立軸傳動。同時由于受離心力影響也不宜用于高速傳動。14/33有彈性元件的撓性聯軸器這類聯軸器因裝有彈性元件，不僅可以補償兩軸間的相對位移，而且具有緩沖減振的能力。彈性元件所能儲存的能量愈多，則聯軸器的緩沖能力愈強；彈性元件的彈性滯后

18、性能與彈性變形時零件間的摩擦功愈大，則聯軸器的減振能力愈好。1）彈性套柱銷聯軸器這種聯軸器的構造與凸緣聯軸器相似，只是套有彈性套的柱銷代替了聯接螺栓。因為通過蛹狀的彈性套傳遞轉矩，故可緩沖減振。這種聯軸器制造容易，裝拆方便，成本較低，但彈性套易磨損，壽命較短。他適用于聯接載荷平穩、需正反轉或起動頻繁的傳遞中小轉矩的軸。2）彈性柱銷聯軸器這種聯軸器與彈性套柱銷聯軸器很相似，但傳遞轉矩的能力很大，結構更為簡單，安裝、制造方便，耐久性好，也有一定的緩沖和吸振能力，允許被聯接兩軸有一定的軸向位移以及少量的徑向位移和角位移，適用于軸向竄動較大、正反轉變化較多和起動頻繁的場合。3）梅花形彈性聯軸器這種聯軸

19、器的半聯軸器與軸的配合孔可作成圓柱形或圓錐形。裝配聯軸器時將梅花形彈性件的花瓣部分夾緊在兩半聯軸器端面凸齒交錯插進所形成的齒側空間，以便在聯軸器工作時起到緩沖減振的作用。15/33減速器的設計在機械設計中，常將整機的減速傳動部分設計和制造成獨立的閉式傳動裝置，稱為減速器，它是機械工業中最基本和最典型的傳動裝置。擬設計為兩級圓柱齒輪減速器，采用展開式連接，是兩級減速器中應用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現象。采用這樣的方式是由于所需的傳動比相對較大；電動機驅動后，傳入兩級減速器，帶動齒輪

20、轉動，輸出帶動輸送機。5.1 傳動裝置的總傳動比已知送料機構曲柄盤工作轉速n=20r/min ，所選用電動機工作轉速為i75037.5750r/min ，則電機與曲柄之間的總傳動比為：205.2 分配傳動裝置各級傳動比高速級齒輪的傳動比i12為低速級齒輪傳動比的. 倍，即i121.2i23。則根據公式 i12 i2337.5 i121.2i 23 可求出i12 6.71 i235.59電動機和I軸之間，軸和曲柄盤之間用的都是聯軸器，故傳動比都是1。5.3 減速器運動和動力參數計算軸 電動機軸）：P0Ped2.2kWn0n750r / minT09550 P028N * mn05.3.21軸 高

21、速軸）：P1P01 2.2kW 0.99 2.178kWn1n750r / minT1127.73kW9550 Pn1軸 中間軸）：16/33P2P12 32.178kW 0.99 0.97 2.09kWn2n1750i12112r / min6.71T29550 P217.82N * mn25.3.33軸 轉速傳動比效率輸入輸出輸入輸出n/(r/mini電動機軸2.22875011 軸2.1782.1627.7326.627506.710.982 軸2.092.0717.8217.641125.590.993 軸21.989.559.362010.985.4 減速器主要零部件的設計計算齒輪傳

22、動設計齒輪的材料，精度和齒數選擇考慮到制造的方便及小齒輪容易磨損并兼顧到經濟性。因傳遞功率不大，轉速不高, 兩級圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用45 號合金鋼，鍛毛坯。熱處理大齒輪正火處理, 小齒輪調質處理，均用軟齒面且大、小齒輪的齒面硬度分別為280HBS、240HBS；齒輪精度用7 級，輪齒表面精糙度為Ra1.6。軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕，考慮傳動平穩性，齒數宜取多些。初步規劃該減速器的使用壽命為10 年，每年按 300 天計算，第、公差組精度分別為7、7、7；鑒于該減速器有輕微震動，空載啟動，兩級圓柱齒輪的使用系數均取1.0 。由機械設計齒輪相對于兩軸承非對稱布置且大齒輪為軟齒面, 因

23、此選齒17/33寬系數 0.8 。一. 高速級齒輪傳動設計由前面運動及動力參數的計算結果知高速級齒輪傳動的最大傳遞功率為2.2kW，小齒輪最高轉速為750r/min 、最大扭矩為 28 Nm。閉式齒輪的小齒齒數120，40 .定齒輪類型、精度等級、材料極其齒數(1 按設計給定的方案，選用直齒圓柱齒輪。(2 運輸機為一般工作機器，速度不高，固選級精度。(3 小齒輪材料為 40Cr調質），硬度為280HBS；大齒輪材料為 40Cr調質），硬度為240HBS。(4) 選124 ，則 Z2i1 * Z1 =6.71X24=161按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 .按齒面接觸強度設計d

24、1t2.3231 u 1 (E ) 2duH(1) 選t 1.2小齒輪傳遞的轉距為 28N*m1選齒寬系數d0.8 ，由表查得材料的彈性影響系數E189.8MPa 2 。由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限H lim600MPa ，大齒輪的觸疲勞強度為H lim550MPa 。由式60n j Lh 計算應力循環次數N160n1 jL N 60 7501 830010 1.08109N 2N11.61108i12取接觸疲勞壽命系數HN 10.97 ，HN 21.04取效率為 1% ，安全系數 S=1,則：H 1HN 1lim10.97600582MPaS1HN 2lim 21.04550H

25、 2S1572MPa18/33分度圓直徑39156375210變位系0.00000.00000.00000.0000(mm數 (mm計算接觸應計算彎582572630632 5曲應力307 142415730357249 71力 (MPa(MPa極限傳遞功29285齒面硬280240280240率(kW度(HBS模數 (mm151 5中心距975123 75(mm小齒輪最高小 齒 輪最 大 扭轉速75011219100矩18570(r/min(N.mm軸系結構設計根據箱體結構取定下列尺寸( 符號含義見箱體設計處 :(1)箱體內部寬度 :L02B32(B1 B3) / 22155(2)調整間隙如

26、下 :2110 。2210 。2310(3)軸承端蓋螺釘 : GB/T5783 M8X25總長 l0 35 34.65端蓋厚度 B01.2d310(9.6)軸承選 6005A調整墊片厚度 : l 2(5)軸承座的厚度 :l 2c1 c2 10(凸臺高度 ) 52擋油環預定寬度 : Bh 8高速軸軸頸處的線速度：21/33dn257502m / sv0.98m / s6000060000dn2514402m / sv1.844m / s6000060000因此，軸承的潤滑方式選用油脂潤滑，取38一. 高速軸的軸系結構設計軸的結構尺寸設計根據結構幾使用要求該軸設計成階梯軸且為齒輪軸, 共分五段 ,

27、 其中第IV 段為齒輪 , 如圖 5 所示:選擇軸的材料及熱處理由于結構及工作需要將該軸定為齒輪軸。由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇其材料須與齒輪材料相同為常用材料45 鋼,調質處理 , 熱處理為氮化 , 取材料系數 120所以 , 該軸的最小軸徑為 :3P132.2d11A0120mmn115.12750考慮到該段開鍵槽的影響 , 軸徑增大 6%,于是有 :d11 (1 6%) d11 1.06 15.1216.03標準化取 d11 20初估軸徑后 , 就可按軸上零件的安裝順序, 從左端開始確定直徑 .其他各段軸徑、長度的設計計算依據和過程見下表:22/33圖 4

28、高速軸結構尺寸設計階梯軸段設計計算依據和過程計算結果d11C1P1163n1第 I 段6%)dd11 (111 ( 考慮鍵槽影2054L1154第 II段L212 Bh33d2d22L3239第 IIIBh段24d3d15第IV段L4B140d4d1a22第 V 段L58023d5d24軸的受力分析及計算軸的受力計算Ft2T1219100d1979.4939FrFttan979.49 tan20356.5FnFt/ cos979.49/ cos201042.35軸承的選擇軸承采用 6005 型深溝球軸承，主要承受徑向載荷也可同時承受小的軸向載荷，大量生產，價格最低 .內徑 d=25mm外徑 D

29、=47mm 寬度 B=12mm軸上零件的周向固定為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合 H7/r6 。與軸承內圈配合軸勁選用 k6，齒輪與大帶輪均采用 A 型普通平鍵聯接，分別為 10*25 GB1096-1979 及鍵 10*40 GB1096-1979 。23/33軸上倒角與圓角為保證6008 軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為 1mm。其他軸肩圓角半徑均為 2mm。根據標準 GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為 1*45 0二中間軸的軸系結構設計軸的結構尺寸設計根據結構幾使用要求該軸設計成階梯軸且為齒輪軸 , 共分五段 , 其中第 II 段

30、和第 IV 段為齒輪 , 如下圖 6 所示 :由于結構及工作需要將該軸定為齒輪軸, 因此其材料須與齒輪材料相同, 均為合金鋼 , 熱處理為滲碳淬火 , 取材料系數A0112所以 , 有該軸的最小軸徑為 : d21A0 3P21123 2.6920.64mmn2429.85因鍵槽開在中間，其影響不預考慮標準化取 d21 25其他各段軸徑、長度的設計計算依據和過程見下表：表 5 中間軸結構尺寸設計階梯軸段設計計算依據和過程計算結果d21A0 3P2n225由軸承尺寸確定第 I 段( 軸承預選 6005 B212 L1B1Bh22d22d2120.1d21第 II段d22(112%) d2230(

31、考慮鍵槽影響 L 22齒寬40第 III段d 23d 2220.1d362224/33L12410d24d 2230第IV段L 24齒寬50d 25d 2125第 V 段L25 L023B低z122L24 3 B222軸的受力分析及計算軸的受力計算由高速軸的受力分析知：Ft=979.49Fr=356.5Ft 22T22713505700d225Fr 2Ft 2tan n5700 tan20 2074.63軸承的選擇軸承采用 6005 型深溝球軸承，主要承受徑向載荷也可同時承受小的軸向載荷，大量生產，價格最低 .內徑 d=25mm外徑 D=47mm 寬度 B=12mm軸上零件的周向固定為了保證良

32、好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合 H7/r6 。與軸承內圈配合軸勁選用 k6，齒輪與大帶輪均采用 A 型普通平鍵聯接，分別為 10*25 GB1096-1979 及鍵 10*40 GB1096-1979 。軸上倒角與圓角為保證 6008 軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1mm。其他軸肩圓角半徑均為2mm。根據標準 GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為1*4三低速軸的軸系結構設計軸的結構尺寸設計根據結構幾使用要求該軸設計成階梯軸, 共分五段 , 如圖 7 所示:25/33考慮到低速軸的載荷較大，材料選用45, 熱處理調質處理, 取材料系數A0 =10

33、5, 所以 , 有該軸的最小軸徑為 :d31 A0 3P3105 31.98n330.33mm20考慮到該段開鍵槽的影響, 軸徑增大 6%,于是有 :d31(16%) d311.0630.3332.15標準化取 d 3135L11 ( 由聯軸器寬度尺寸確定=65L33B3 =35L34L0L1L2 L3 L6 L7 =10d 35d3620.1d36 =35其他各段軸徑、長度的設計計算依據和過程見下表:表 6 低速軸結構尺寸設計階梯軸段設計計算依據和過程計算結果26/33d31P330.33A0 3第 I 段n3d31(16%) d31( 考慮鍵槽影響 35(32.15L11 ( 由曲柄盤寬度

34、尺寸確定 7d 32d3120.1d 3134第 II段( 由毛氈圈尺寸確定 L32l 23B3l B0l 0l38d33 由軸承尺寸確定36第 III段( 軸承預選 6007B314L33B39d34d352 2.538第IV段L34L0L1L2L3L6L740d 35d3620.1d 3636第 V 段L35520軸的受力分析及計算軸受力計算由中間軸的受力分析知：Ft2=5700Fr2=2074.63軸承的選擇軸承采用 6007 型深溝球軸承，主要承受徑向載荷也可同時承受小的軸向載荷，大量生產，價格最低 .內徑 d=35mm外徑 D=62mm 寬度 B=14mm軸上零件的周向固定為了保證良

35、好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合 H7/r6 。與軸承內圈配合軸勁選用 k6，齒輪與大帶輪均采用 A 型普通平鍵聯接，分別為 10*25 GB1096-1979 及鍵 10*40 GB1096-1979 。軸上倒角與圓角為保證6008 軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為 1mm。其他軸肩圓角半徑均為 2mm。根據標準 GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為 1*4四、軸的強度校核經分析知 C 處為可能的危險截面，現來校核 C 處的強度：1）、合成彎矩27/33FrAFAH2FAV292422M C FrB 1151FrBFBHFBV11512）、當量彎

36、矩M CM C2( T3)211517.73）、校核由手冊查材料 45 的強度參數1b 59MPaC截面當量彎曲應力：M C11517.7C0.1 (45) 30.1dC312.64 1b 由計算結果可見C 截面安全。減速器箱體及其附件的設計一箱體結構設計根據箱體的支撐強度和鑄造、加工工藝要求及其內部傳動零件、外部附件的空間位置確定二級齒輪減速器箱體的相關尺寸如下： f9d軸承端蓋螺釘直徑d3(0.40.5 df10窺視孔蓋螺釘直徑dd74(0.30.4 f定位銷直徑d(0.7 0.8 d 28軸承旁凸臺半徑R1c220凸臺高度h根據位置及軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準50外箱壁至軸承座端

37、面距離l 1c +c +(5 85512大齒輪頂圓距內壁距離? 11.2 10齒輪端面與內壁距離? 210箱蓋、箱座肋厚m1 、 mm1 0.851m0.856.8.8 軸承端蓋凸緣厚度t(1 1.2 d31228/33軸承端蓋外徑D2D+(5 5.5d1203軸承旁聯結螺栓距離S盡量靠近，以M d1 和 M d3 互不干涉為準，一般取S122D2安裝螺栓直dM8M10M12M16徑x螺栓扳手至外箱壁距c1min13161822空間與凸離緣厚度至凸緣邊距c2min11141620離沉頭座直徑Dmin20242632二減速器附件的設計窺視孔和視孔蓋窺視孔應設在箱蓋頂部能夠看到齒輪嚙合區的位置，其

38、大小以手能伸如箱體進行檢查操作為宜。窺視孔應設計凸臺以便加工。通氣器通氣器設置在箱蓋頂部或視孔蓋上。較完善的通氣器內部制成一定曲路，并設置金屬網。選擇通氣器類型應考慮其環境的適應性，其規格尺寸與減速器大小相適應。油面指示器油面指示器應設置在便于觀察且油面較穩定的部位。29/33放油孔和螺塞放油孔應設置在油池的最低處，平時用螺塞堵住。定位銷常采用圓錐做定位銷。兩定位銷間的距離越遠越可靠，因此，通常將其設置在箱體聯接凸緣的對角出，并應做非對稱布置。總結30/33設計畢業設計十六周時間，在這段時間里我學習到了很多的知識，讓我受益非淺。本次設計主要是根據現有的設計標準進行仿形設計，嚴格依據設計標準和有關規范進行設計與