压床设计计算说明书

机械课程设计说明书设计题目插床机构机械设计学部班级学号姓名完成日期指导教师设计目录1设计任务书311设计题目312插床简介313设计要求及设计参数414设计任务42插床工作原理及功能分解521插床工作原理522工作分解63机构的选择631机构的选择参考632主执行机构的选择74原动机的选择75拟定传动系统方案76绘制工作循环图87插床导杆机构的综合及运动分析1381插床导杆机构的综合1382运动分析159插床导杆机构的动态静力分析1610插床创新设计方案2011心得与体会22设计任务书11设计题目插床机构设计12插床简介金属切削机床，用来加工键槽。加工时工作台上的工件做纵向、横向或旋转运动，插刀做上下往复运动，切削工件。利用插刀的竖直往复运动插削键槽和型孔的直线运动机床。插床与刨床一样，也是使用单刃刀具（插刀）来切削工件，但刨床是卧式布局，插床是立式布局。插床的生产率和精度都较低，多用于单件或小批量生产中加工内孔键槽或花键孔，也可以加工平面、方孔或多边形孔等，在批量生产中常被铣床或拉床代替。普通插床的滑枕带着刀架沿立柱的导轨作上下往复运动，装有工件的工作台可利用上下滑座作纵向、横向和回转进给运动。键槽插床的工作台与床身联成一体，从床身穿过工件孔向上伸出的刀杆带着插刀边做上下往复运动，边做断续的进给运动，工件安装不像普通插床那样受到立柱的限制，故多用于加工大型零件（如螺旋桨等）孔中的键槽。插床实际是一种立式刨床，在结构原理上与牛头刨床同属一类。插刀随滑枕在垂直方向上的直线往复运动是主运动，工件沿纵向横向及圆周三个方向分别所作的间歇运动是进给运动。插床的主参数是最大插削长度。插床是用于加工中小尺寸垂直方向的平面或直槽的金属切削机床，多用于单件或小批量生产。图1插床示意图12BAO1C34机械系统示意图13设计要求及设计参数要求主执行机构工作行程切削平稳、压力角较小。进给机构压力角不超过许用值。设计参数如表1所示。插床机构设计8号题目参数题号8曲柄转速N146曲柄LAB136插刀行程H120行程速比系数K18工作阻力FN9800导杆质量M6KG55导杆转动惯量JS4KGM211主执行机构滑块质量M4KG28从动件最大摆角20凸轮从动件杆长MM128推程许用压力角推程40回程许用压力角回程60远休止角10进给机构回程运动角60插刀阻力曲线如图4所示。插刀在切入、退出工件时均有005H的空载行程。005H005HHSFMAXF图2冲头阻力曲线14设计任务工作条件该机床年工作日为300天，两班倒，有轻微冲击，传动比误差小于。51、连杆机构的设计及运动分析根据给定的数据确定机构的运动尺寸,LBC0506LBO1。电动机轴与曲柄轴O2平行，导杆机构的最小传动角不得小于60，要求1）图解法设计连杆机构，作机构运动简图；2）按给定位置作机构的速度和加速度多边形；3）作滑块的运动线图（S，V，A画在一个坐标系中）。2、导杆机构的动态静力分析。已知滑块所受工作阻力见图2所示，结合连杆机构设计和运动分析所得的结果。要求1）按给定位置确定机构各运动副中的反力；2）确定加于曲柄上的平衡力矩MB，作出平衡力矩曲线。3、飞轮设计已知机器运转的许用速度不均匀系数003，力分析所得平衡力矩MB，驱动力矩MED为常数，飞轮安装在曲柄轴O2上。要求确定所需飞轮的转动惯量JF。4、凸轮机构设计已知凸轮与曲柄共轴，设计数据见表1。摆动从动件8的升、回程运动规律均为等加速等减速运动。要求1）按许用压力角确定凸轮机构的基本尺寸（基圆半径RO、机架LO2O8和滚子半径RR）。2）绘制凸轮实际廓线。5、电机选型设计若传动系统方案采用图1方案，则考虑零件传动效率，根据计算的平衡力矩，确定电机型号（参见机械设计课程设计指导书附录），无特殊需要，可选用Y系列三相交流异步电动机，要求给定电机的额定功率和满载转速。6、传动装置设计计算（参见机械设计课程设计指导书）根据切削次数要求以及电机额定参数，设计V带传动和二级圆柱齿轮减速器。要求1）V带传动设计计算。2）二级圆柱齿轮减速器设计计算（包括齿轮传动设计及工作能力校核，轴的结构设计及工作能力校核，轴承选型设计及寿命计算，平键连接选型设计计算）；绘制一对齿轮传动的啮合图。3）绘制二级圆柱齿轮减速器装配图（0号）和关键零部件零件图。4）联轴器选型设计。7、编写设计说明书一份。应包括综合设计任务书、设计参数数据、设计计算过程等。2插床工作原理及功能分解21插床工作原理插床是一种用于加工键槽、花键槽、异形槽和各种异性表面的金属切削机床。如图所示，装有插刀的滑枕沿铅垂方向也可调有一定倾角作往复直线主切削运动。工件装夹在工作台上，工作台可作前后、左右和圆周方向的间歇进给运动。进给运动可手动，也可机动但彼此独立。进给运动必须与主切削运动协调，即插刀插削时严禁进给，插刀返回时进给运动开始进行，并于插刀重新切人工件之前完成复位。插床的主切削运动的行程长度、拄复运动速度以及进给量大小等均应手动可调。图3运动示意图22功能分解1）夹紧工件动作；2）工作台进行前后、左右和圆周方向的间歇进给运动；3）装有插刀的滑枕沿铅垂方向也可调有一定倾角作具有急回特性的往复直线主切削运动，插削工件形成各种槽等自己需要的形状。3机构的选择31机构的选择参考根据上诉的设计要求和工作台需要直线往复间歇性运动和间歇性转动，还有插刀执行机构在回程阶段应该尽可能的减少时间提高效率，因而采用具有急回特性的曲柄滑块机构。设计内容如表2所示。S3A2D4B31ES5C5D图3运动示意图插床机械设计的机构选型功能执行构件工艺动作执行机构插削成形插刀直线往复运动（具有急回特性）导杆机构工作换位工作台前后，左右方向的进给运动和间歇性转动凸轮机构棘轮机构槽轮机构不完全齿轮32主执行机构的选择方案1方案2方案4方案3图4主执行机构参考方案根据题目要求及所提供的参数分析，综合插床机构自身特点，以及机构方案选择的相关要求，我们最终选择的主执行机构是方案1。因为方案1机构运动规律较为简易，受力简单，运动易于控制分析。同时机构的压力角较小，有利于提高机构受力情况，并且经过分析计算得到该机构的传动效率较其它方案高。故最终选择方案1。4原动机的选择根据上述的设计参数数据以及插床自身工作特点，选择合适的原动机使得在通过它来传递动力或改变运动形式、参数。原动机的机械特性以及各项性能与机械执行系统的负载特征和工作要求的匹配，在很大程度上决定了整个机械系统的工作性能和机构特征。根据本机构设计的特点，参考机构运动简图以及传动特征，参照原动机选择的要求，根据题目所给插床的数据分析，驱动电动机暂时采用Y180L6,额定功率N22KW，额定转速N1460R/MIN，设计参数如表3所示。Y系列三相异步电动机型号规格Y160M4极数6额定功率（KW）896转速（R/MIN）1460电压（V）380额定电流（A）65效率（）895功率因数（COS）081重量（KG）200最大长、宽、高（MM）710X465X4305拟定传动系统方案根据上述电动机选择Y160M4,额定转速1460R/MIN由题意得，假设插床每分钟的往复次数为46次，6档，即转速级数Z6由于本传动系统的最大传动比N970I415电动机执行所以带传动的速比为8，齿轮传动的速比为也为8。公比5713则插床插刀各档的速度为75、54、39、29、21、15。由假设得电动机的转速采用970转/分。根据机构的选择，按已选定的两个执行机构形式和机械的传动系统画出机械运动方案简图。一个导杆插削机构和皮带传动机构，工作台的不完全齿轮间歇旋转机构。1）确定变速组数目和变速组排列方式由于转速级数Z6，故取两个变速组，根据各变速组，根据各变速组中传动副数目应遵循前多后少的原则，选择Z632即前面用一个三联齿轮，后面用一个双联齿轮。2）确定基本组和扩大组根据前紧后松的原则，选择63123方案，即第一变速组为基本组，其三档传动比在转速图上相差一格；第二变速组为扩大组，两档传动比在转速图上相差三格。3）确定是否增加定传动比降速级由于本传动系统的最大传动比I32为减小二级变速组的传动比，考虑到主执行机构中的主动件必须与大齿轮固联，且驱动它的小齿轮不能做成滑动齿轮，故这一对齿轮的传动比固定。通过类比，选定为4。设增加一级V带传动，传动比选定为42，则二级变速组的最大传动比为I114分配速比由上述计算知，变速组的最大传动比为4，设取第一变速组、第二变速组的最大传动比均为1414196，则第一变速组的三个传动比4；第二变速组的二个传动比286绘制系统工作循环图1）首先确定执行机构的运功循环时间T，在此选取曲柄导杆机构作为插床的执行机构。曲柄旋转一周插头就往复运动一次即一个运动循环。因为插床机械的生产效率是Q30次/MIN，为了满足效率，曲柄轴每分钟转速为N46R/MIN。2）确定组成运动循环的各个区段，插床机械的运动循环由两段组成，即插刀进给的工作行程及退回时的空回行程。为了提高工作效率，插刀回程时间应尽可能的短，所以它必须有急回特性。取行程系速比系数K18。3）确定执行机构各个区段的运动时间及相应的分配轴转角。插床的运动循环时间为T13S与此相对应的曲柄轴转角（即分配轴转角）为OO324630空回工作（4）根据以上数据绘制机构的运动循环图O03O69O1205O810O7OO6分配轴转角34324插刀执插刀进给运动插刀空回运动7插床导杆机构的综合及运动分析曲柄转速146/NRADS曲柄长度27OALM插刀行程136H行程速度比系数8K连杆与导杆之比1/05BCOL力臂120DM工作阻力98FN导杆3的质量42KG导杆3的转动惯量21JSM滑块5的质量65KG81插床导杆机构的综合146/NRADS27OALM136H8K1/05BCOL2DM980FN42KG21JSM65KG1、计算极位夹角，曲柄角速度，曲柄角加速度1180514K12/6NRADS210/2、求导杆长度，连杆长度，中心距1AOLCBLAC根据插床机构结构示意图，由几何条件可得0157922SINAHLM因为，1/0BCO0615792DECDLM568SIN2ALM51418/RADS210/15792CDLM15792DEL68ACM82运动分析对主执行机构用解析法进行运动分析，由分析结果绘制插刀运动线图，见一号图右上侧。其中最大压力角。MAX3908用相对运动图解法对其中的一个位置加以验证。1）选取合适的比例长度，按照指定的位置作013L出机构运动简图，见附件二（1号图）。2）确定构件质心，3S5易得滑块上转动副与构件5的质心重合，即与重合。5SE作出机构运动简图后，取与的最大值之和的一半，作CDLB为构件3的质心，从图上测得。382SM3）按照下面的顺序进行速度分析（1）求导杆3上与滑块中心重合的点的速度和滑块B33BV速度EV根据点的运动合成，有3232BBVV方向CA大小已知式中，214850763594/BABVLMS351287ELMMAX39083852CSLM203547/BVMS取合适的速度比例尺，作出速度多边形（见1108VMS号图），在速度图上标注出，其中3P330521/CSVBLVPBS根据刚体运动合成，有EDEV方向沿导轨与相反3BC大小已知式中，3024/CDVBLVPBMS速度多边形完成速度多边形后，测量，可以得到导杆3的角速度大小23B138124RAD/S，进而可以求出以下各个值33BVCPL30521/SVMS024/DVMS138124RAD/S322174/NBAMS22174/NBABALMS23232018/KBBV234/NBCALS（2）求导杆3上B点的加速度和滑块的加速度3BAEA由点的运动合成，有3323232NNKRBBBBBAAA方向向下CAC大小已知已知已知取合适的加速度比例尺，作出加速度多边形20AMS（见1号图左下角），在加速度图上标注出，其中3PS，332089/CSABLAPBS另外可得230519/CDABLAPBMS2223/NVEDEDSL由刚体运动合成，有232018/KBAMS234/NB32089/SAMS203519/DAMS2031/NEDASNEDEEDAA方向竖直向下与相反3B大小已知已知完成加速度多边形后，测量，并求出以下值PE3NB20178/EAPEMS235/BACNBRDSL加速度多边形9插床导杆机构的动态静力分析根据运动分析的结果，按照下列步骤用图解法对插床主执行机构的一个位置进行动态静力分析。1）、计算惯性力和惯性力矩导杆3的惯性力和惯性力矩为332ISFMAN20178/EAMS235/RD32IFN30741IMM30741ISMJNM惯性力作用在质心上。3IF滑块5的惯性力为5I，惯性力作用在质心上。548IEFMAN5IF2、动态静力分析1）以杆组45为示力体，根据平衡条件可得34650SIN0XFR5534COSYIMG6500EMFD其中为构件4与竖直方向的夹角。解方程可以求得和，。取合适的3470815RN65974RN6590MM力比例尺，作出力多变形。FM2）以杆组23为示力体，根据平衡条件可得43163230COSCOSS0NNIRGF548IFN3470815RN659650MNM4316323120SINSINSI0IFRMGFR3333431612ISDSCSIBSMLRML其中，和分别是力，与导杆3的夹角。解方12343G3IF程式可得，635NRN，。631829120563）以曲柄1为示力体，由平衡条件得2100MTRH635NN6318291250RN3924TNM式中，是力对点力臂的图示长度。根据方程式可求得H21RA平衡力矩394TNM力多边形10插床创新设计方案基于ADAMS对插床机构进行优化设计101工作原理插床机械系统的执行机构主要是由导杆机构和凸轮机构组成。下图为其参考示意图，电动机经过减速传动装置（皮带和齿轮传动）带动曲柄2转动，再通过导杆机构使装有刀具的滑块6沿导路YY作往复运动，以实现刀具的切削运动。刀具向下运动时切削，在切削行程H中，前后各有一段005H的空刀距离，工作阻力F为常数；刀具向上运动时为空回行程，无阻力。为了缩短回程时间，提高生产率，要求刀具具有急回运动。刀具与工作台之间的进给运动，是由固结于轴上的凸轮2O驱动摆动从动件和其它有关机构（图中未画出）来完成的。8OD102优化设计要求电动机轴与曲柄轴2平行，使用寿命10年，每日一班制工作，载荷有轻微冲击。允许曲柄2转速偏差为5。要求导杆机构的最小传动角不得小于60；凸轮机构的最大压力角应在许用值之内，摆动从动件8的升、回程运动规律均为等加速等减速运动。执行构件的传动效率按095计算，系统有过载保护。按小批量生产规模设计。103试验原始数据转速NR/MIN46；行程速比系数K18；曲柄2MM76；插刀行程HMM136；机械设计二级减速器设计部分一目的及要求（一）课程设计的目的1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际知识去分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。2、学习机械设计的一般方法。通过设计培养正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。3、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。（二）已知条件1、展开式二级齿轮减速器产品（有关参数见名牌）2、动力来源电压为380V的三相交流电源；电动机输出功率P22KW。3、工作情况一班制，连续单向运行，载荷有轻微冲击。4、使用期10年，每年按300天计。5、检修间隔期四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。二减速器结构分析分析传动系统的工作情况1、传动系统的作用作用介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。2、传动方案的特点特点结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。三传动装置的总体设计（一）、选择电动机1、选择电动机系列按工作要求及工作条件，选用Y系列三相交流异步电动机。2、选电动机功率（1）、工作机所需输入功率（取工作机的效率）,在力学分6、工作环境950W室内常温，灰尘较大二减速器结构分析分析传动系统的工作情况1、传动系统的作用作用介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。2、传动方案的特点特点结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。三传动装置的总体设计（一）、选择电动机1、选择电动机系列按工作要求及工作条件，选用Y系列三相交流异步电动机。2、选电动机功率（1）、工作机所需输入功率（取工作机的效率）,在力学分950W析中已经找到了最大的，DM192/MNAB7390DWWP（2）、传动装置总效率859090795089705V812323得联轴器效率角接触球轴承效率级精度闭式齿轮传动效率带传动效率确定各部分效率如下查表联轴器轴承齿轮带联轴器轴承齿轮带（3）、电机的实际输出功率D86WPK3、确定电动机转速所选电动机的额定功率应等于或稍大于电动机的实际输出功率，即EDPDP，电动机的可选转速范围896KEDNI减速器带ND选取电动机的型号为Y160M4，机座中心高H80MM，额定功率，KWED1满载转速为1460R/MIN，轴伸长E40MM，伸出端直径D19MM，详细参数见表193（二）、传动比分配总传动比32NIA取，则带I1IAA高速级齿轮传动比为53874153减速器II则低速级齿轮传动比为12I总（三）、运动和动力参数分析计算1计算各轴转速28547/MIN1391/I26043/IN3NRIINRIA2计算各轴输入功率851KW12743PDA3计算各轴输入转矩MNNPTNNPT95810629530472568209510四传动件的设计计算（一）带传动的设计计算1确定V带截型工作情况系数单班制每天工作8小时，软启动，载荷变化较小，由机械设计教材表77得1AK计算功率96PKWCV带截型根据和，由图712选取B型V带N2、确定V带轮基准直径小带轮基准直径由图712及表74选取125DM大带轮基准直径37521NMD由表75知，带轮基准直径中恰有此值，取3752D验算带速50284195/6061DNVMS3确定中心距及V带基准长度初定中心距AAMD2503015D7211D2，初定得、及计算V带基准长度MLDDD12738250410520121V带基准长度由表72选取MLD8实际中心距拟将带传动设计成中心距可调的及结构，采用近似计算AD210验算小带轮包角120846935728101OOODA4确定V带根数单根V带基本额定功率由表76KWP21单根V带额定功率增量由表7803小带轮包角修正系数由表79线性插值求得980带长修正系数由表721LKV带根数4327980328061）（LACKPZ取45计算初拉力V带单位长度质量由表71MKGQ/06单根V带的初拉力NVKVZPFAC2435706198524376050作用在轴上的载荷ZFQ0928SIN42SIN210二高速级齿轮的设计与校核1选择齿轮材料并确定初步参数（1）选择齿轮材料及其热处理由表81选取小齿轮40CR，调制处理，齿面硬度为260HBW大齿轮45钢，调制处理，齿面硬度为230HBW（2）初选齿轮选取小齿轮齿数18Z则大齿轮齿数6352I（3）选择齿宽系数和传动精度等级D初估小齿轮直径M541估照表88选取齿宽系数MDBD5411估估，则齿轮圆周速度SNV/30642306估参照表89，齿轮精度选为8级（4）计算许用接触应力1）计算两齿轮许用循环次数N1，N2891291103530610652540INTN2）寿命系数由图824得（不允许有一定量电蚀）ZY,N23）接触疲劳极限LIMH由图820A，查MQ线得720MPA580MPA1LIMH2LIMH4）安全系数参照表811，取1HSS5）许用接触应力，根据式814得MPASZHN580722LIM21LI12按齿面接触疲劳强度设计齿轮的主要参数（1）确定各相关的参数值1）计算小齿轮的转矩T1MNNPT3661084512705910592确定载荷系数K使用系数按电动机驱动，轻微冲击，查表84取125AAK动载系数按8级精度和速度，查图811，取113VV齿间载荷分配系数MNBDTKA1021308425121由表85，取齿向载荷分配系数由图814A，取105KK载荷系数07625143251VA3）确定弹性系数由表86得EZMPAZE94）确定节点区域系数由图816得243HH5）确定重合度系数由式824计算得端面重合度COS123812Z681514O纵向重合度392TAN8TAN1ODZ重合度系数因，由式823得，780651Z6确定螺旋角系数由式822得9COS（2）求所需小齿轮直径,由式821得1DM54580971432103840762323211HEDZUKT与初估大小基本相符（3）确定模数，中心距A等主要几何参数NM1）模数ZDN31由表87取标准模数3N2）中心距A，取79MMMZMON68715CS248COS1A3）螺旋角ONAZ84157928RCOS2ARCOS14）分度圆直径1D、MZMDON894125CSO0521（注意齿轮直径应精确到三位小数）5）确定齿宽BD10521大齿轮齿宽302小齿轮齿宽M513齿面接触疲劳强度校核MPAMPAMPUBDKTZHEH46632874130847629807190322231结论齿面接触疲劳强度足够4齿根弯曲疲劳强度校核1计算许用弯曲应力1）寿命系数由图829取NY121NY2极限应力由图825A取LIMFMPAF30LIMPAF20LIM3）尺寸系数由图830取A21A4）安全系数参照表811，取16FSFS5）计算许用弯曲应力由式816得FMPASYFNF2756102231LIMLI1（2）计算齿根弯曲应力1）齿形系数A当量齿数45318COS2331OVZ7954COS332VZ由图818取1FAY182FAY2）应力修正系数由图819取S631AS8212ASY3）重合度系数端面压力角OONT7208415CSTANRCOSTAR基圆螺旋角OTB8614TARCN当量齿轮端面重合度由式82808146COSS22OBN由式827750750NY4螺旋角系数查图831得087Y5）齿根弯曲应力由式825得MPAPAYMBDYKTFSFFNSAFF2754396318290375051270613462121211结论齿根弯曲疲劳强度足够、2按齿面接触疲劳强度设计齿轮的主要参数（1）确定各相关的参数值1）计算小齿轮的转矩2TMNNPT4661086315025905922确定载荷系数K使用系数按电动机驱动，轻微冲击，查表84取125AAK动载系数按8级精度和速度，查图811，取113VV齿间载荷分配系数MNBDTKA1042840162521由表85，取齿向载荷分配系数由图814A，取105KK载荷系数2085143125VA3）确定弹性系数由表86得EZMPAZE94）确定节点区域系数由图816得243HH5）确定重合度系数由式824计算得端面重合度COS123812Z68590O纵向重合度12TAN31TAN1ODZ重合度系数因，由式823得，7068Z6确定螺旋角系数由式822得915COS（2）求所需小齿轮直径,由式821得1D325M58097143261082343221HEDZUKT与初估大小基本相符（3）确定模数，中心距A等主要几何参数NM1）模数1305COS2COS1NZD由表87取标准模数1N2）中心距A，取65MMMZMON64715CS2930COS1A3）螺旋角OONZ9415CS230ARCOS2AR14）分度圆直径1D、MZMDON980541CSO3221（注意齿轮直径应精确到三位小数）5）确定齿宽BD3121大齿轮齿宽322小齿轮齿宽M40813齿面接触疲劳强度校核MPAMPAUBDKTZHEH468531646508129807132241结论齿面接触疲劳强度足够4齿根弯曲疲劳强度校核1计算许用弯曲应力1）寿命系数由图829取NY121NY2极限应力由图825A取LIMFMPAF30LIMPAF20LIM3）尺寸系数由图830取A21A4）安全系数参照表811，取16FSFS5）计算许用弯曲应力由式816得FMPASYFNF2756102231LIMLI1（2）计算齿根弯曲应力1）齿形系数A当量齿数374951COS0331OVZ86332OVZ由图818取51FAY192FAY2）应力修正系数由图819取S461AS812ASY3）重合度系数端面压力角OONT73204951CSTANRCOSTAR基圆螺旋角OOOTB96417320CS4951TANRCCOSTANR当量齿轮端面重合度由式82886CSS22OBN由式82770150750NY4螺旋角系数查图831得087Y5）齿根弯曲应力由式825得MPAPAYMBDYKTFSFFNSAFF27568316418931079027064865221211结论齿根弯曲疲劳强度足够（三）联轴器的选择初估低速轴的最小直径低速轴的材料为45钢，C值根据课程设计指导书表31选取取2054M19603311NPDD21有键槽轴径加大4，取D8M5低速轴扭矩为NMN/0854根据表171，选择TL5型弹性套柱销联轴器（四）轴的设计与校核1高速齿轮轴的设计初估齿轮轴受扭段的最小轴径齿轮轴的材料为40CR，C值根据课程设计指导书表31选取MNPCD0581426703311有键槽轴径加大4，取D374MD15，取M82，取D20324107334DD根据齿轮分度圆的大小，选取齿轮轴段的直径M65M26轴径确定后，初定轴承型号，采用角接触球轴承轴承，型号为7204C,从而查得轴承宽度B14根据箱体的尺寸，确定各轴段的长度。由机械设计中的普通V带轮结构尺寸可得取MFEZL5321）（L51527604M35326L2中间轴的设计初估齿轮轴受扭段的最小轴径齿轮轴的材料为40CR，C值根据课程设计指导书表31选取MM取13048657031321NPCDMD21，取D2，取30有键槽轴径加大4取91474MD215轴径确定后，初定轴承型号，采用角接触球轴承，型号为7206C,从而查得轴承112112结尾或须0,33D结尾或须5,宽度B16MM根据箱体的尺寸，确定各轴段的长度。L154MML239MML37MML429MML554MM3低速轴的设计（1）低速轴的设计根据联轴器的型号，确定MD251，取9，取D30，取M74取D305取轴肩MD4064172337轴径确定后，初定轴承型号，采用角接触球轴承，型号为7207C,从而查得轴承宽度B17MM根据箱体的尺寸，确定各轴段的长度。L154MML231MML37MML439MML527MML651MM4高速轴的校核1垂直面支反力齿轮的切向力NDTFT310529461由得0AM85TBVFBV67得TA41714A2水平面支反力齿轮的径向力1207D结尾或须,334135NFR1420TAN31TA1皮带的压轴力Q59由得0AM0158BHRFNFBH18得B70264ARQFA474绘制垂直面弯矩MV图（图4）MNACVI/15385）绘制水平面弯矩MH图（图5）NMFIHAI7134/68022913）（6）绘制合成弯矩图（图6）MNHIVI75134082227）绘制转矩T图（图7）8）绘制当量弯矩ME图（图8）轴的转矩可按脉动循环考虑，已知轴材料为40CR调制，由表111查得，MPAW701PAW120058301WMNTMT21右左68207151033323，计入键，DMDDWEEWE3）结论直径符合要求五轴承的校核高速轴轴承的校核1计算轴承的内部轴向力FS1、FS2由表1211知，7204轴承的内部轴向力FSEFR038FRNFBHVRA205186749342221ES05389212计算轴承所受轴向载荷21AF、外部轴向力NFOTX69845TAN3AN因为NSS786911所以轴有向右运动的趋势，轴承1被放松，轴承2被压紧FXSA257869123计算轴承的当量动载荷、1P2F轴承1X11Y10ERA38049NF