中南大学机械设计综合课程设计-牛头刨床.docx.docx

中南大学机械设计综合课程设计学 号：姓 名：老 师：目录1.机械原理综合课程设计内容及要求11.1课程设计的目的11.2课程设计的基本要求11.3课程设计题目内容21.4课程设计初始参数及及要求22.机构方案的初步确定42.1曲柄滑块机构与摆动导杆机构42.2曲柄滑块机构与扇形齿轮齿条机构52.3综合评定确定方案63.主机构尺度综合及运动特性评定73.1主机构尺寸分析计算73.2机构工艺动作的分解83.3主机构运动循环图83.4主机构位置划分简图83.5主机构运动特性103.6 matlab程序计算及绘图134.主机构受力分析164.1取构件5、6基本杆组为示力体164.2取构件3、4基本杆组为示力体174.3取构件2为示力件175.电动机功率及型号选择185.1牛头刨床所需功率pw185.2电动机输出功率pd185.3电机型号选择186.减速机构设计及传动比分配206.1计算传动比206.2分配各级传动比206.3传动装置的运动和动力参数206.4传动零件设计216.5轴的设计307. 主机构的速度波动调节368.设计心得与体会389.参考文献391.机械原理综合课程设计内容及要求1.1课程设计的目的本课程设计是“机械原理与机械设计”课程的重要的实践性环节，是学生入学以来第一次综合设计能力的训练，在学生培养目标中占有重要地位。通过课程设计这一实践环节，使学生更好地掌握和加深理解本课程的基本理论和方法，进一步提高学生查阅技术资料、绘制工程图和应用计算机等能力, 特别是加强培养学生创新意识和分析问题、解决问题的能力。1.2课程设计的基本要求按照一个简单机械系统的功能要求，综合运用所学知识，拟定机械系统的运动方案，并对其中的某些机构进行分析和设计。学生应在教师指导下独立完成设计任务。要求绘制适量图纸、编制计算机程序和撰写设计说明书。具体要求包括：1、课程设计内容应以完整的机械系统（包括原动机、执行机构和传动系统）为设计对象，也可选作其他机械装置，但工作量应相当；2、设计过程应包括：方案讨论，执行机构设计，传动系统设计，原动机选择，结构设计，完成一般机械设计的全过程训练；3、设计图纸应符合国家标准，尺寸公差标注正确，技术要求完整合理；4、鼓励创新思维；提倡广泛查阅资料；强调在教师指导下，按时独立完成。课程设计应完成并提交的设计资料：1) 平面刨削机床运动简图设计及运动分析线图（a1图纸）及减速器设计装配图（a1图纸）各一张；2) 零件工作图若干张（传动零件、轴、箱体等）；3) 设计说明书一份，内容包括：方案选择、电动机选择、传动比分配、机构运动分析和动力学分析、传动件及连接件的设计计算，选择联轴器等装置的功能、技术参数、装配维护注意事项等。1.3课程设计题目内容牛头刨床是一种常用的平面切削加工机床（如图1），电动机经带传动、齿轮传动最后带动曲柄转动，刨床工作时，由导杆机构带动刨头和刨刀作往复运动，刨头右行时，刨刀切削，称工作行程，此时要求速度较低并且均匀；刨头左行时，不进行切削，称空回行程，此时速度较高，以节省时间提高生产率，为此刨床采用有急回作用的导杆机构。图11.4课程设计初始参数及及要求牛头刨床的原始参数如下参数项目1刨削平均速度vm(mm/s)530行程速度变化系数k1.46刨刀冲程h(mm)320切削阻力fr(n)3500空行程摩擦阻力fr1（n）175刨刀越程量s(mm)16刨头重量（n）550杆件比重（n/m）220机器运转速度许用不均匀系数0.05设计内容包括以下几点：a. 系统总体方案的分析讨论和制定；b. 执行机构的运动分析计算、动力学分析计算，及构件尺寸设计；c. 选择电动机，分配传动比，计算各轴运动和动力参数；d. 传动零件的工作能力设计计算，确定主要零件的主要参数或尺寸；e. 减速器装配图结构设计；f. 减速器零件图结构设计g. 编写设计计算说明书；牛头刨床的工艺功能要求如下：a. 刨削速度尽可能为匀速，并要求刨刀有急回特性。b. 刨削时工件静止不动，刨刀空回程后期工件作横向进给，且每次横向进给量要求相同，横向进给量很小并可随工件的不同可调。c. 工件加工面被抛去一层之后，刨刀能沿垂直工件加工面方向下移一个切削深度，然后工件能方便地作反方向间歇横向进给，且每次进给量仍然要求相同。d. 原动机采用电动机。2.机构方案的初步确定2.1曲柄滑块机构与摆动导杆机构1、机构简图如下图o2ao4xys6s3xs6cbys6234567n2fryfr2、机械功能分析该构件中完成主运动的是由地、杆2、3、4组成的四连杆机构，杆5带动该构件中与其铰接的6杆完成刨床的刨削运动。在由地、杆2、3、4所组成的曲柄摇杆机构中，曲柄2在原动机的带动下做周期性往复运动，从而连杆5带动滑块6作周期性往复运动实现切削运动的不断进行。3、工作性能分析从机构简图中可以看出，该机构得主动件2和连杆5的长度相差很大，这就是的机构在刨削的过程中刨刀的速度相对较低，刨削质量比较好。杆2和杆5在长度上的差别还是的刨刀在空行程的急回中 ，有较快的急回速度，缩短了机械的运转周期，提高了机械的效率。4、传递性能和动力性能分析地、杆2、3、4所组成的曲柄摇杆机构中，其传动角是不断变化的。传动性能最好的时候出现在o2、a、o4、b四点共线与机构处于极位时，两者传动角相等。该机构中不存在高副，只有回转副和滑动副，故能承受较大的载荷，有较强的承载能力，可以传动较大的载荷。当其最小传动角和最大传动角相差不大时，该机构的运转就很平稳，不论是震动还是冲击都不会很大。从而使机械又一定的稳定性和精确度。5、结构的合理性和经济性分析该机构多以杆件为主，抗破坏能力较差，对于较大载荷时对杆件的刚度和强度要求较高。会使的机构的有效空间白白浪费。并且由于四连杆机构的运动规律并不能按照所要求的运动精确的运行只能以近似的规律进行运动。2.2曲柄滑块机构与扇形齿轮齿条机构1.机构简图如下图2.机械功能分析根据机构图可知，整个机构的运转是由原动件1带动的。杆1通过滑块2带动扇形齿轮3的运动。扇形齿轮3和与刨头连接的齿条啮合。从而实现刨刀的往复运动。3.工作性能分析该机构中原动件1对滑块2的压力角一直在改变。但是原动件1的长度较小，扇形齿轮的半径较大，即原动件1的变化速度对于 扇形齿轮3的影响不是很大，同时机构是在转速不大的情况下运转的，也就是说，在扇形齿轮作用下的齿条的速度在切削过程中变化不大，趋于匀速运行。原动件1在滑块2上的速度始终不变，但是随着原动件1的运转，在一个周期里，bc的长度由小到大，再变小。而bc的长度是扇形齿轮3的回转半径，也就是说，在机构的运行过程中，推程的速度趋于稳定，在刨头回程时，由于扇形齿轮受到齿条的反作用力减小。还有扇形齿轮3的回转半径减小，使扇形齿轮的回程速度远大于推程时的速度。即可以达到刨床在切削时速度较低，但是在回程时有速度较高的急回运动的要求。在刨头往返运动的过程中，避免加减速度的突变的产生。4.机构的传递性能动力性能分析该机构中除了有扇形齿轮和齿条接触的两个高副外，所有的运动副都是低副，齿轮接触的运动副对于载荷的承受能力较强，所以，该机构对于载荷的承受能力较强，适于加工一定硬度的工件。同时。扇形齿轮是比较大的工件，强度比较高，不需要担心因为载荷的过大而出现机构的断裂。在整个机构的运转过程中，原动件1是一个曲柄，扇形齿轮3只是在一定的范围内活动，对于杆的活动影响不大，机构的是设计上不存在运转的死角，机构可以正常的往复运行。该机构的主传动机构采用导杆机构和扇形齿轮，齿条机构。齿条固结于刨头的下方。扇形齿轮的重量较大，运转时产生的惯量也比较大，会对机构产生一定的冲击，使机构产生震动。机构的合理性与经济性能分析该机构的设计简单，尺寸可以根据机器的需要而进行选择，不宜过高或过低。同时，扇形齿轮的重量有助于保持整个机构的平衡。使其重心稳定。由于该机构的设计较为简单。所以维修方便。，除了齿轮的啮合需要很高的精确度外没有什么需要特别设计的工件，具有较好的合理性。该机构中扇形齿轮与齿条的加工的精度要求很高，在工艺上需要比较麻烦的工艺过程，制作起来不是很容易。此方案经济成本较高。2.3综合评定确定方案1.机构功能的实现两种机构均可以很好的实现切削功能。2.工作性能第一种方案在刨削的过程中刨刀的速度相对较低，刨削质量比较好，可以很好的满足急回特性；第二种方案切削速度近似均匀且变化缓和平稳,摆动导杆机构也可使其满足急回特性。3.传递性能第一种方案适合于低速轻载的工作情况；第二情况由于滑块和导杆压力角恒为90度,齿轮和齿条传动时压力角不变,且可承受较大载荷，所以重载情况也适用。4.动力性能第一种方案冲击震动较大；第二种方案齿轮和齿条传动平稳,冲击震动较小。5.结构合理性第一种方案均由杆件构成尺寸比较大，重量轻，制造简单，维修方便；第二种方案扇形齿轮尺寸和重量大, 齿轮和齿条制造复杂,磨损后不宜维修。6.经济性根据实际工况中刨刀一般为低速轻载。所以第一种方案比较适合于量产，经济效益比较好；而第二种方案扇形齿轮要求一定的精度,工艺难度大,且扇形齿轮和齿条中心距要求较高，所以不适合推广。综上所述应选择第一种曲柄滑块机构与摆动导杆机构方案。3.主机构尺度综合及运动特性评定3.1主机构尺寸分析计算已知量如下：行程速比k：1.46；刨削冲程h：320mm；刨削平均速度vm：550mm/s根据已知量求解其他参数：极位夹角：摆杆长度l：曲柄角速度1：曲柄转速v1：令曲柄与摆杆原点距离为300mm，求解曲柄长l：3.2机构工艺动作的分解牛头刨床的主运动：电动机变速机构摇杆机构滑枕往复运动；牛头刨床的进给运动：电动机变速机构棘轮进给机构工作台横向进给运动。3.3主机构运动循环图刨 削 行 程返 回 行 程空程进给3.4主机构位置划分简图如图，将曲柄在圆周上的位置按照时钟位置划分。分别标记为位置1位置12。3.5主机构运动特性o2ao4xys6s3xs6cbys6234567n2fryfr已知参数如下：曲柄转速：n2=59r/min；中心距：l0204=300mm；曲柄长：l02a=90mm；摆杆长：l04b=552.6mm；bc长：lbc=100mm；对位置1做速度、加速度分析：1.速度分析构件3上a点速度： 大小： ? ?方向： o4a o2a o4a取极点p，按比例尺v=0.007（m/s）/mm作速度图。如图所示，并求出构件4（3）的角速度w4和构件4上b点速度vb及构件4与3上重合点a的相对速度va4a3va4=vpa4=505.6mms4=va4lo4a=1.33rad/s3=4=1.33radsvb=4lo4b=734mm/sva4a3=va4a3=219mm/s对构件5上b、c点分析： 大小： ? ?方向：xx bcvc=vpc=722 mm/svcb=vbc=80 mm/s5=vcblbc=0.8rad/s2.加速度分析由运动已知的曲柄上a点（a2、a3、a4）开始，列两构件重合点间加速度矢量方程，求构件4上a点加速度aa4。3.436m/s20.6732m/s20.58254m/s20.064m/s2 大小： ？ ？方向：ao4 o4aao2 o4ao4a取极点p，按比例尺a=0.01(m/s2)/mm作加速度图。aa4=apa4=0.785m/s2ab=apb4=-1.14m/s2as4=0.5ab=0.57m/s2（s4，o4b的质心）aa4t=an4a4=0.60m/s24=aa4tlo4a=1.5rad/s 大小： ？ ？方向：xx cb bcac=apc=-1.232m/s2acbt=abc=0.87m/s25=acbtlbc=8.7rad/s3.6 matlab程序计算及绘图matlab源程序：%牛头刨床速度、加速度计算%w1,曲柄转速，rad/s%pp，摆角%w（），摆杆角速度%ww（），摆杆角加速度%v（），摆杆端点速度%xxv（），滑块速度%xxa（），滑块加速度clc,clearn1=59;%曲柄转速，转每分l=86.9;%曲柄长度h=300;%曲柄到摆杆原点距离l1=552.6;%摆杆长度l2=100;%滑块杆长t=0:0.0005:60/n1;tt=15000*t;q=size(t);%矩阵t的大小，行，列w1=n1*2*pi/60;%曲柄转速，rad/sa=w1*t;%曲柄与垂线的角度ln=sqrt(l2+h2-2*l*h*cos(pi-a);p=acos(h2+ln.2-l2)./(2*h*ln);%摆杆与垂线夹角(恒为正值）for i=1:1:q(1,2)%摆杆与垂线夹角（正负变动）if a(i)pi pp(i)=p(i);else pp(i)=-p(i);endendppp=pp/(2*pi)*360;%摆杆与垂线夹角（正负变动，角度制）pmax=max(pp();%摆角最大值,极位夹角的一半for i=2:1:q(1,2) w(i)=(pp(i)-pp(i-1)/(1/q(1,2);%摆杆角速度endfor i=3:1:q(1,2) ww(i)=(w(i)-w(i-1)/(1/q(1,2);%摆杆角加速度endv=w*l1;%摆杆端点速度vx=v.*cos(pp);%摆杆端点横向速度x0=l1*sin(pp);%摆杆端点横向位置y0=l1*cos(pp);%摆杆端点纵向位置y1=(l1+l1*cos(pmax)/2;%滑块纵向位置x1=x0-sqrt(l22-(y1-y0).2);%滑块横向位置xx1=x1;%转置x1为列矩阵for i=2:1:q(1,2) xxv(i)=(x1(i)-x1(i-1)/(1/q(1,2);%滑块横向速度endxxvv=xxv;%滑块横向速度，转制成列向量for i=3:1:q(1,2) xxa(i)=(xxv(i)-xxv(i-1)/(1/q(1,2);%滑块横向加速度endxxaa=xxa;%滑块横向加速度，转制成列向量subplot(3,1,1)plot(t,x1)title(滑块位移)xlabel(时间，s),gridylabel(位移，mm)subplot(3,1,2)plot(t,xxv)title(滑块速度)xlabel(时间，s),gridylabel(速度，mm/s)subplot(3,1,3)plot(t,xxa)title(滑块加速度)xlabel(时间，s),gridylabel(加速度，mm/(s2)绘出图形：4.主机构受力分析依据运动分析结果，计算构件4的惯性力f14、构件4的惯性力矩m14、构件4的惯性力平移距离lh4、构件6对的惯性力矩f16。4.1取构件5、6基本杆组为示力体因构件5为二力杆，只对构件（滑块）6作力分析即可，首先列力平衡方程：f=0 fr56=-fr65 fr45=-fr54fr16+fr+f16+g6+fr56=0大小： ？ ？方向： xx /xx /xx xx /bc按照比例尺f=1n/mm作力多边形，如图所示，求出运动副反力fr16和fr56fr16=82.8nfr56=123.3n对c点列力矩平衡方程：mc=0 f16lx+f16ys6=fryp+g6xs6构件5、6的受力分析力多边形构件4的受力分析4.2取构件3、4基本杆组为示力体首先取构件4，对o4点列力矩平衡方程（反力fr54的大小和方向已知），求出反力fr34:fr54=-fr45 fr34=-fr43mo4=0 fr54lh1+f14lh2+g4lh4-fr34lo4a=0fr34=169.5n再对构件4列力平衡方程，按照比例尺f=1n/mm作力多边形，如图所示。求出机构对构件4的反力fr14：f=0 fr54+g4+f14+fr34+fr14=0大小： ？方向：/bc xx o4a ?4.3取构件2为示力件fr34=-fr43 fr32=-fr23f=0 fr32=fr12=0 fr12=169.5nmo2=0 fr32lh-mb=0mb=14.4n5.电动机功率及型号选择5.1牛头刨床所需功率pw根据机构位置、切削阻力fr以及空行程阻力fr1确定一个切削循环中阻力矩所做的总功：wr=fr(h-2s)+ fr1(h+2s)=1069.6 j根据总功及转速计算切削运动所需要的功率：pr=wr/(60/n1)r=1051.8w考虑到机械摩擦损失及共建横向进给运动所需功率，取：pw=1.2pr=1262.1w5.2电动机输出功率pd电动机输出功率查设计手册得：联轴器传动效率闭式圆柱齿轮选用8级精度的齿轮传动效率滚子轴承传动效率传动装置总效率电动机输出功率：5.3电机型号选择根据机械设计手册查得电机型号表，确定电动机型号：综合选择 y90l-4电动机，额定功率1.5kw，转速1400r/min.6.减速机构设计及传动比分配6.1计算传动比电动机输出转速nd=1400r/min,牛头刨床曲柄转速n1=59r/min计算总传动比ia：ia=nd/ n1=23.729采用电动机二级展开式减速箱进行传动。6.2分配各级传动比1.二级展开式圆柱齿轮减速器如下图所示：采用二级圆柱齿轮设计，其效率高，工作耐久，且维修简便。高，低速级均采用直齿齿轮，传动较平稳，动载荷也较小，可以胜任工作要求。但其齿轮相对于支承位置不对称，当轴产生弯扭变形时，载荷在齿宽上分布不均匀，因此在设计时应将轴设计的具有较大的刚度。传动比分配如下：6.3传动装置的运动和动力参数各轴转速n（r/min）：设电动机轴为0号轴，高速到低速各轴依次为1、2、3号轴各轴输入功率p（kw）：各轴扭矩t（n）6.4传动零件设计高速级1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按照给定的设计方案可知齿轮类型为直齿圆柱齿轮；（2）电动机为一般工作机，速度不高，选择8级精度；（3）材料选择选取：小齿轮的材料为40cr（调质），硬度为280hbs，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240hbs，二者硬度差为40hbs；（4）选小齿轮的齿数为大齿轮的齿数为取2.按齿面接触强度设计： （1）确定公式内的各计算数值：初选计算小齿轮传递的转矩 查取材料弹性影响系数：查参考文献 取按齿面硬度查得，小齿轮的接触疲劳强度极限： 大齿轮的接触疲劳强度极限： 计算应力循环次数：由循环次数查得，接触疲劳寿命系数： ，接触疲劳许用应力:取失效概率为1%，安全系数 s1，得：许用接触应力的计算 （2）计算试算小齿轮分度圆直径计算圆周速度计算齿宽及模数计算载荷系数查参考文献得：使用系数，动载系数，直齿轮故载荷系数为按实际载荷系数校正所得分度圆直径计算模数3.按齿根弯曲强度设计（1）确定计算参数由参考文献查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限取弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳强度许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4 计算载荷系数查取齿形系数:查取应力校正系数：计算大、小齿轮的并比较大齿轮数值大（2）计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。因此，取已可满足弯曲强度的要求，需按齿面接触疲劳强度所得的分度圆直径来计算齿数。取圆整取4.相关几何尺寸的计算（1）中心距（2）计算大、小齿轮的分度圆直径（3）计算齿轮宽度取低速级1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按照给定的设计方案可知齿轮类型为直齿圆柱齿轮；（2）电动机为一般工作机，速度不高，选择8级精度；（3）材料选择选取：小齿轮的材料为40cr（调质），硬度为280hbs，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240hbs，二者硬度差为40hbs；（4）选小齿轮的齿数为大齿轮的齿数为 取2.按齿面接触强度设计：（1）确定公式内的各计算数值： 初选 计算小齿轮传递的转矩 由参考文献选取齿宽系数查取材料弹性影响系数：按齿面硬度查得，小齿轮的接触疲劳强度极限：大齿轮的接触疲劳强度极限：计算应力循环次数：由循环次数查得，接触疲劳寿命系数： ，接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数 s1，得：许用接触应力的计算（2）计算试算小齿轮分度圆直径计算圆周速度计算齿宽及模数计算载荷系数由参考文献得动载系数，使用系数.25直齿轮故载荷系数为按实际载荷系数校正所得分度圆直径计算模数3.按齿根弯曲强度设计（1）确定计算参数由文献查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限取弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳强度许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4 计算载荷系数查取齿形系数查取应力校正系数计算大、小齿轮的并比较大齿轮数值大（2）计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。因此，取已可满足弯曲强度的要求，需按齿面接触疲劳强度所得的分度圆直径来计算齿数。取取圆整取4.相关几何尺寸的计算（1）中心距（2）计算大、小齿轮的分度圆直径（3）计算齿轮宽度圆整后齿轮参数如下：高速级 大19629811534小341739低速级大257.52.510316063小62.525686.5轴的设计低速轴1.低速轴的运动参数功率转速转矩2.初步确定轴的最小直径输出轴的最小直径是安装联轴器处的直径。选取轴的材料为45钢调质处理。为使所选轴的直径 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器计算转矩查询参考文献，考虑到转矩变化很小，取转矩 应小于联轴器公称转矩，选用lx2型弹性套柱销联轴器，其半联轴器孔径 ，故取 ，半联轴器长度 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度。3.轴的结构设计（1）拟定方案如下图所示（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求,1轴段右端需制出一轴肩，故取2段的直径d2=45mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取密封圈直径d1=40mm。初步选择滚动轴承因轴承承受径向力的作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据d1=40mm,由轴承产品目录初步选取0尺寸系列，标准精度等级的深沟球轴承6009，则，故d2=d6=45mm。各轴径段长度由箱体内部结构和联轴器轴孔长度确定。则轴的各段直径和长度为：d1=40mml1=150mmd2=45mml2=37mmd3=50mml3=31.5mmd4=60mml4=9mmd5=50mml5=63mmd6=45mml6=37mm (3) 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键联接。按和由参考文献查得平键，配合为h7/r6。按和由参考文献查得平键，配合为h7/r6。(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸轴端倒角皆为c1;圆角半径为0.5mm高速轴1.高速轴的运动参数功率转速转矩2.作用在齿轮上的力高速级大齿轮的分度圆直径为4.2.3 初步确定轴的最小直径输出轴的最小直径是安装联轴器处的直径。由于设计为齿轮轴，选取轴的材料为40cr调质处理。为使所选轴的直径 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器计算转矩查询参考文献，考虑到转矩变化很小，取转矩 应小于联轴器公称转矩，选用lt2型弹性套柱销联轴器，其半联轴器孔径 ，故取 ，半联轴器长度 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度。4.轴的结构设计（1）拟定方案如下图所示（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴承承受径向力，选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，初选深沟球轴承6004，其.l3=25mm(3) 小齿轮的分度圆直径为34mm,其齿根圆直径(34-2.52=39mm)到键槽底部的距离e2mt 4mm,故i轴上的齿轮必需和轴做成一体，为齿轮轴，故为齿顶圆直径，各轴径段长度由箱体内部结构和联轴器轴孔长度确定。则轴的各段直径和长度：d1=12mml1=18mmd2=16mml2=50mmd3=20mml3=25mmd4=24mml4=81.5mmd5=38mml5=39mmd6=24mml6=7mmd7=20mml7=25mm（4）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键联接。按和由参考文献查得 ,长为12mm ，配合 ；（5）确定轴上的圆角和倒角尺寸轴端倒角皆为圆角半径为0.5mm中间轴1.中间轴的运动参数功率转速转矩2.初步确定轴的最小直径采用齿轮轴故选取轴材料40cr，调质处理3.轴的结构设计（1）方案如下图所示（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，轴承承受径向力，选用深沟球轴承。参照工作要求初选深沟球轴承6005 ，其d1=25mml1=25mmd2=30mml2=68mmd3=36mml3=6.5mmd4=30mml4=34mmd5=25mml5=25mm（3）轴上零件的周向定位小齿轮与轴的周向定位均采用平键连接，配合选用平键， ；大齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。，配合选用平键， ；（4） 确定轴上的圆角和倒角尺寸轴端倒角皆为圆角半径为0.5mm7. 主机构的速度波动调节取曲柄1为等效构件，根据机构位置、切削阻力fr及空程阻力fr1确定一个运动循环中的等效阻力矩mr（），分析可得：16