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步进式工件输送机的设计含6张CAD图,文本

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I步进式工件输送机的设计步进式工件输送机的设计摘 要：输送机的主要作用是在固定线路上连续输送物料，它结构简单、输送能力大、运输距离长、且造价低，并且可在输送的同时完成若干工艺操作，可进行水平、垂直、倾斜输送，因此输送机被广泛应用于农业、采矿、电站、冶金、港口以及 工业企业等。工件步进输送机一般来说应具有电动机、联轴器、减速器、工作机构、滑架、推爪、辊道和机架等部分。 本文首先调查分析了步进式输送机的现况及原理，通过对原理的分析提出了四种实现方案，方案对比后确定采用普通电机减速后驱动曲柄摇杆机构实现，接着采用作图法得出个杆件长度，并进行校核，最后选定电机并对个传动装置进行设计及校核。关键词：关键词：输送机；连杆机构；齿轮传动IIStepping workpiece conveyor designAbstract: The main role of the conveyor is in the fixed-line continuous transportation of materials, simple structure, large transmission capacity, long distance transport, and low cost, and can be completed at the same time conveying a number of process operation, and can be horizontal, vertical, inclined transportation, so the conveyor is widely used in agriculture, mining, power plants, metallurgy, ports and industrial enterprises. Workpiece conveyor stepper motors in general should have, coupling, reducer, work organization, carriage, pawl, roller and rack components.This paper analyzes the current status of the investigation and the principle of stepper conveyor, through the analysis of the principles put forward four implementations, after the program determine the use of contrast drive crank rocker mechanism to achieve common after the motor decelerates, then have to adopt mapping out of a rod length, and checked, the final selection of a motor and gear design and verification.Keywords: Conveyor; Linkage; GearIII目目 录录第 1 章 绪 论.11.1引言.11.2 研究目的及意义.11.3 国内外研究状况.11.4 输送机的发展趋势.2第 2 章 步进式工件输送机总体设计.32.1 设计要求.32.2 方案设计与选择.32.2.1 原理分析.32.2.2 方案设计.42.2.3 方案选定.4第 3 章 连杆机构设计.53.1 杆件尺寸设计.53.1.1 摇杆的摆角初选.53.1.2 铰点位置和曲柄长度的设计.53.1.3 曲柄摇杆机构的设计.53.1.4 校核最小传动角.63.2 运动和动力分析.63.2.1 运动分析.63.2.2 动态静力分析.93.3 杆件形状设计.133.3.1 杆件的类型.133.3.2 钢材和截面的选择.133.3.3 稳定性的校核.143.4 杆件间的联结设计.143.4.1 剪切强度计算.143.4.2 挤压强度计算.15第 4 章 电动机及联轴器的选用.164.1 选择电动机类型.164.1.1 选择电动机容量.164.1.2 确定电动机转速.174.2 电动机型号的选择 .174.3 联轴器的选用.174.3.1 刚性联轴器.184.3.2 挠性联轴器.18IV第 5 章 减速机构的设计.205.1 总传动比.205.2 分配传动比.205.3 运动和动力参数计算.205.3.1 各轴的转速.205.3.2 各轴的输入功率.205.3.3 各轴的输入转矩.215.3.4 整理列表.215.4 高速级齿轮的设计.215.4.1 选精度等级、材料和齿数.215.4.2 按齿面接触疲劳强度设计.215.4.3 按齿根弯曲强度设计.235.4.4 几何尺寸计算.245.5 低速级齿轮.255.6 开式齿轮.255.7 轴系结构设计.265.7.1 高速轴的轴系结构设计.265.7.2 中间轴的轴系结构设计.295.7.3 低速轴的轴系结构设计.315.8 减速器箱体的设计.335.9 润滑与密封.345.9.1 润滑方式的选择.345.9.2 密封方式的选择.345.9.3 润滑油的选择.34总 结.35参考文献.36致 谢.371第第 1 章章 绪绪 论论1.1 引言引言随着科学技术的进步，我国传送装置制造行业有了长足的进步。传送装置的成套性，自动化程度，定位精度和整体质量都明显提高，其应用范围正逐步扩大。输送机是在一定线路上连续输送物料的物料搬运机械，又称连续输送机。它可进行水平、倾斜和垂直输送，也可组成空间输送线路，输送线路一般是固定的。输送机输送能力达，运距长，还可在输送过程中同时完成若干工艺操作，所以应用十分广泛。工件步进输送机用于间歇地输送工件，到达预定位置。工件步进输送机一般来说应具有电动机、联轴器、减速器、工作机构、滑架、推爪、辊道和机架等部分，其中减速器是工件步进输送机最关键的传动装置之一。它在传送工件的过程中不仅担负着减速及增加转矩的功能，同时也降低了负载的惯量，是步进式输送机的核心部件之一。1.2 研究目的及意义研究目的及意义输送机是可以在固定线路上连续输送物料的机械，一般情况下它的特点是结构简单、工作效率高、造价低，有的甚至可以在输送工件的同时对工件进行一系列工艺操作，因此工件输送机在各行各业中都被广泛的应用着。而我设计的这款步进式工件输送机与传统的工件输送机最大的不同就是它并非一直处于连续不断的输送状态，而是将工件输送一段距离之后停下来，等待几秒之后在继续将工件往前输送，他的意义在于那停顿的几秒可以对工件进行加工或是包装之类的处理，使其达到流水线生产，自动化生产的目的，提高了生产效率。在如今这个效益至上的时代，实现在流水线生产或自动化生产上实现进料出料自动化，大大提高了生产效率，减少人工成本，实现高效生产。所以我设计的工件输送机是典型的理论与实践结合的应用。1.3 国内外研究状况国内外研究状况步进式工件输送机在国外的发展已十分成熟，尤其是在一些发达国家如美国，德国，日本，英国，俄罗斯等。这些国家已实现，高负载输送，高速度输送，高倾角输送的技术。此外还有一些新型的输送机，可实现检测筛选功能，空间转弯输送，有的甚至结合机械手在输送的同时。但无外乎两个方面，一是功能多元化，另一方面则是加强其输送能力。这两方面也是工件输送机的主要研究方向。在我国，工件输送机的研发和使用与发达国家差距并不大，我国自主研发的生产制造的输送机的类型较多；最近几年，在国家一个专门针对输送机的项目“国家一条龙日产万吨综采设备 ”的指导和扶持下，我国输送机技术飞速发展。其中也出现了一些新型输送机，由 PLC 控制的自动输送机，有液压驱动调速的输送机。1出了在增强输送机能力方面，理他一些方面也是输送机研究的方向，例如低能耗，低噪声，专2门用来输送易燃易爆物品的输送机还有在特定环境中工作的输送机，如高温环境，有毒环境，粉尘环境等。1.4 输送机的发展趋势输送机的发展趋势（1） 继续向大型化发展。大型化包括大输送能力、大单机长度和大输送倾角等几个方面。水力输送装置的长度已达 440 公里以上。带式输送机的单机长度已近 15 公里，并已出现由若干台组成联系甲乙两地的带式输送道。不少国家正在探索长距离、大运量连续输送物料的更完善的输送机结构。（2） 扩大输送机的使用范围。 发展能在高温、低温条件下、有腐蚀性、放射性、易燃性物质的环境中工作的，以及能输送炽热、易爆、易结团、粘性的物料的输送机。（3） 使输送机的构造满足物料搬运系统自动化控制对单机提出的要求。 如邮局 所用的自动分拣包裹的小车式输送机应能满足分拣动作的要求等。（4） 降低能量消耗以节约能源，已成为输送技术领域内科研工作的一个重要方面。已将 1 吨物料输送 1 公里所消耗的能量作为输送机选型的重要指标之一。（5） 减少各种输送机在作业时所产生的粉尘、噪声和排放的废气。3第第 2 章章 步进式工件输送机总体设计步进式工件输送机总体设计2.1 设计要求设计要求输送机工作阻力：=4000NrF步长：S=300mm每分钟往返次数：N=30 次行程速比系数：K=1.4高度：H=800mm滑架宽度为：250mm阻力 Fr 为常数，载荷有中等冲击，每天二班制工作，使用折旧期为 5 年，工作机构效率为0.95，三相交流电源，工作环境室内，用于小批量生产。2.2 方案设计与选择方案设计与选择2.2.1 原理分析原理分析步进输送机是一种能间歇地输送工件并使其间距始终保持稳定步长的传送机械。工件经过隔断板从料轮滑落到辊道上，隔断板做间歇往复直线运动，工件按一定的时间间隔向下滑落。输送滑架作往复直线运动，工作行程时，滑架上位于最左侧的推抓推动始点位置工件向前移动一个步长，当滑架返回时，始点位置又从料轮处接受了一个新工件。推爪下装有压力弹簧，推爪返回时得以从工件底面滑过，工件保持不动。当滑架再次向前推进时，该推爪以复位并推动新工件前移，与此同时，该推爪前方的推爪也推动前工位的工件一起向前再移动一个步长。如此周而复始，实现工件的步进式传输。步进式工件输送机用于间歇的传送工件，如图 1.1 所示，电动机通过传动装置、工作机构驱动滑架往复移动。工作行程时，滑架上的推爪推动工件前移一个步长，当滑架返回时，由于推爪与轴间装有扭簧，因此推爪从工件底面滑过，工件保持不动。当滑架再次向前推进是，推爪已复位，并推动新的工件前移，前方推爪也推动前一工位的工件前移。图 1.1 工件步进输送机42.2.2 方案设计方案设计根据这些原理选定可通过如下四种方案实现：方案一：步进电机作驱动元件，齿轮传动做传动系统，通过控制步进电机的正反转来实现推爪的前进与后退。方案二：步进电机做驱动元件，带轮传动做传动系统，通过控制步进电机的正反转来实现推爪的前进与后退。方案三：用液压动力装置与凸轮配合，实现推爪的左右往复运动。方案四：用普通电机做驱动元件，减速机来控制速度和节奏，曲柄连杆机构来实现推爪的左右往复运动2.2.3 方案选定方案选定通过查阅相关资料和计算，我最终选择了方案四：电动机做驱动元件，由减速器控制速度和节奏，用连杆机构来实现不同的步长、速度比和滑架的运动轨迹。2方案图入下：在步进输送机工作时，电动机工作，通过联轴器和轴，将动力传递到减速机，经减速机变速后，以较慢的速度使连杆机构工作，连杆机构最后再驱使滑架作左右往复运动。滑架上装有推爪，推爪将放在滑架上的工件往前推，每次往前进一个步长。然后滑架返回，此时利用安装在推爪和轴之间的扭簧可以使推爪从工件下返回而不移动工件，而此时，前方的推爪也回到了原先的位置，它可以再次推动工件往前移一个步长。这就是这台步进式工件输送机的工作原理。经过可行性调研，此方案较合理。在设计过程中，减速器和连杆的设计是本设计的重点，运用机械原理和机械设计的相关内容，设计的主要内容包括工作机构和传动系统的运动分析，连杆机构的运动和动力分析，减速器的设计，减速器零件的制造以及相关工艺流程。本课题的难点是连杆尺寸的分析和动力运动的分析，减速器的各轴和齿轮的计算设计。25第第 3 章章 连杆机构设计连杆机构设计3.1 杆件尺寸设计杆件尺寸设计3.1.1 摇杆的摆角初选摇杆的摆角初选根据机械设计所学，一般摇杆机构的摆角为 40-50左右,然后通过步进式工件输送机每次工作的步长确定摇杆长度,一般取 , 3。0.60.7CDEDLL0.20.3EFEDLL3.1.2 铰点位置和曲柄长度的设计铰点位置和曲柄长度的设计通过之前的条件行程速比系数和要求传动角大小可以计算出绞点 A、曲柄和连杆的长度。再通过行程速比系数计算出曲柄摇杆机构在极位的各项参数。最后根据环境条件等设计出完整的曲柄摇杆机构，机构运动示意如图。3.1.3 曲柄摇杆机构的设计曲柄摇杆机构的设计根据公式，以及行程速比系数 K=1.4，得到极位夹角。然后 1801 /1KK30取一点 D,以 D 为顶点作等腰三角形,两腰分别为 DC1、DC2，并且 DC1、DC2 的长度等于 DC，设。作使，再作, 与12C DC2C N219060C C N2C M12C C2C M1C N的交点 P。作的外接圆,那么圆弧上任一点 A 到和的连线所形成的夹角21PC C12C PC1C2C都等于极位夹角 ，所以曲柄的轴心 A 应在这个圆弧上。设曲柄的长度为 a，连杆的长12C AC度为 b，那么， =，所以 a=(-)/2 于是以 A 为圆心，以为为半1ACba2ACba1AC2AC2AC径作圆弧交于点 E，则得出 a=/2,b=-/2。但设计时要注意，曲柄的轴心 A 不能选1AC1EC1AC1EC在弧段上，否则机构将不能连续工作。根据上面公式算出这个四连杆机构的杆长分别为a=95.7mm，b=295.7mm，c=295.7mm，d=259mm。图 2 机构的运动示意图63.1.4 校核最小传动角校核最小传动角在曲柄摇杆机构运动的时候，传动角的大小是在不断变化的，但传动角并非没有要求，一般情况下确保传动角即可，而传动力矩较大时，应使传动角。在一些受力相对较min40min50小或是使用次数相对较少的环境中，允许连杆机构的传动角小一些，但是绝对不能发生自锁。计算最小传动角如下: 式(1)222222()375380(390 125)22 375 380=arccosarccos40.5bcd abc40根据计算结果发现曲柄摇杆机构中各个赶场满足最小传动角要求。因此可以定出该要求设计的机构的总体尺寸，即，,95.7ABLamm295.7BCLbmm 295.7CDLcmm,。259ADLdmm 369.6DEmLm73.9EFmLm3.2 运动和动力分析运动和动力分析3.2.1 运动分析运动分析在理论力学中分析速度和加速度最常用到的方法是矢量图法，运用矢量图法可以直观的对速度和加速度进行分析求解，而矢量图法的基本原理就是力的合成与分解，要用矢量图法求解速度和加速度首先要列出矢量方程，然后再画出速度分析图和加速度分析图。（1）用矢量方程图解法作平面连杆机构的速度和加速度分析首先先在连杆机构上找一个速度和加速度都已知的点，用这个点作为已知量来再利用图解法来依次求解与该构件相连的其他构件上的点的速度和加速度。要分析连杆机构的速度和加速度首先要画出连杆机构的运动简图，再根据图解法来分析这个连杆机构的运动情况，具体步骤如下： （2）绘制机构运动简图首先选取合适的比例尺画出机构的运动简图，一般比例尺的大小为 (m/mm)，然LABLAB后根据相应的比例画出曲柄摇杆机构的运动简图。（3）作速度分析由用矢量方程图解法作平面连杆机构的速度分析可知，速度求解的步骤应依次求出相应各点的速度和杆件的角速度。6图 3 速度分析图71）求Bv 式(2)301600.115/0.0575/BABvLmrad sm s 方向：，指向与的转向一致。AB12）求，B、C 在连杆机构中的同一杆件上，所以可以得到以下方程Cv = + Cv Bv CBv 方向 CDABCB 大小 及方向已知，大小未知，用图解法可以求出、的大小。Cv CBv Cv CBv 根据速度分析图，将点看 P 作该连杆机构速度多边行的极点，并作代表，然后用速度pbBv 比例尺算出。再分别以 B，P 为垂足作垂0.0575/200/(/ )0.000288(/ )/m sVBmmVpb m s mmm smm直于 BC，CD 的直线 bc、pc，代表，的方向线，两线交于点 C，并且由矢量，分别CBv Cv pcbc 代表和，最终求的。Cv CBv Cv 式(3)0.0575200/210(/ )/0.060375/CVvpcm smmm smmm s 3）求 ，由图可知点 E 和点 C 都在同一杆件上，所以点 E 和点 C 的角速度的是相同的，得Ev 到和的关系如下Ev Cv 0.126/ECDCvLvm s 4）求Fv = + Fv Ev FEv 方向 / FE 大小 式(4)于是有 式(5)0.000288 4520.385/0.034/CBVCBCBVbcLLrad srad s 式(6)0.000288 21030.380/0.16/CDVCDCDVpcLLrad srad s8 式(7)0.000288 25540.180/0.408/VEFEFEFpfVLLrad srad s （4）作加速度分析算加速度的方法去算速度的方法相同，也是用图解法来计算，先画出加速度分析图，然候在图上找一个速度和方向都已知的点，先依次求出，。然后再求解，Ba Ca Ea Fa 2341)求 因为曲柄作等速回转，所以没有切向加速度。Ba ABL 式(8)2222301600.115 ( )/0.0288/nBBAABaaLm sm s 方向：BA. 2）求 由图上分析得到点 C 与点 B、点 D 的相对运动关系Ca = + = + + Ca nCDatCDaBa nCBa tCBa 方向CDCDBA CB CB 大小 23CDl22CBl式中和的方向都已知但是大小未知，根据图解法求出大小。 。tCDatCBa 图 4 加速度分析图根据加速度分析图，将点看作是连杆机构加速度多边形的极点，并作代表，根据加pp b Ba 速度比例尺算出 ，再根据相信a2220.0288/200/(/)/0.000144(/)/m saBmmap b m smmm smm 的比例画出，其中代表，其大小为p c p c Ca 式(9)222/0.000144(/)/1250.018/Caap cm sm smmmmm s 3）求 由于点 E、点 C 在连杆机构的统一杆件上，因此可以得到Ea DEL 式(10)225503800.018/0.026/DECDLECLaam sm s 4）求 根据点 E 和点 F 在连杆机构中的相对运动关系列出下式Fa +Fa Ea nFEa tFEa 方向 FE FE9 大小水平向右 24EFl由上式可发现式中的方向和的大小未知，用作图法求解。Fa tFEa 式(11)222/0.000144(/)/1280.01843/Faap f m sm smmmmm s 5）求，。由连杆机构杆件的加速度和长度计算出角加速度234 逆时针 式(12)22234 0.00014420.3850.0875/tCBaCBCBan cLLrad s 顺时针 式(13)32110 0.00014430.3800.0417/tCDaCDCDan cLLrad s 顺时针 式(14)42263 0.00014440.1800.2104/taEFEFFEn caLLrad s3.2.2 动态静力分析动态静力分析（1）对机构进行运动分析 根据对连杆机构计算选出的长度比例尺，速度比例尺，加速度比例尺画出机构简图Iva和速度多边形。（2）确定各构件的惯性力和惯性力偶矩一般情况下，设计一台新机器最重要的是确定机器中每个小零件的尺寸，而在确定小零件尺寸首先要对各个进行受力静力分析，转动惯量计算和强度校核，最后才能确定各部件的大小尺寸。（a）计算各杆的质量及转动惯量因为步进式工件输送机中大多数杆件都承受拉力或压力，所以对材料的力学性能要求较高，因此我首选 45 号钢作为设计的材料。通过查询钢材密度表得到 45 号钢的密度为。337.8 10/kg m根据质量，24dmlkg转动惯量22112Jml kg m计算结果见表 1表 1 杆件质量特性表杆件长度 mm直径 mm质量 kg转动惯量kg2mABL1151007.04537.76 10BCL385505.896372.82 10DEL5508021.5643543.59 1010EFL180807.057319.05 10根据机构示意图发现在连杆机构中，各杆件除了 BC 杆外，其余各杆的惯性力都在机架上，所以可以忽略不计。BC 杆的惯性力及惯性力偶矩为： 式225.8960.000144(/)/1150.0976BCBCBCaBCPmamp skgm smmmmN （15） 式33234 0.000144222220.385/72.82 106.373 10tBCSSCBBCSaBCMJJaLJn cLN m(16)把惯性力和惯性力偶合并成一个总惯性力，但合成后的总惯性力与质心并不在BCPBCMBCP一个点上，与质心的距离， BCPBCh36.373 100.0976/0.065365.3BCBCBChMPmmm式(17)（3）机构的动态静力分析在进行动态静力分析时一般先将惯性力作为外力来分析，然后逐个分析杆件的受力情况。分析杆件 EF 的受力情况图 5 杆 EF 受力分析由于整个杆件受力平衡，因此可以得到，列出方程0F3434454540nnGrRRFFRR 方向EF EF EF EF大小 上式中未知量有、，其中可以先求出的是和34nR34R54nR54R34R54RF 点取力矩0FM 式(18)4434G hRh343060180NmmRmm3410RN11E 点取力矩 式(19)0EM545430605000122NmmRhNmm543378RN根据上面求出的和画出杆件 BC 的受力情况34R54R图 6 杆 BC 力的分析从图上测量得到 543600RN342880RN（b）对杆件 ED 和 CB 进行受力分析图 7 杆 2、3 的受力分析43353532212120nnIRGRRGPRR 方向DE DE BC BC 大小在方程中，、都是未知量，其中可以直接求出的是和，再根3G 53nR 12R 12nR 53R 12R 据这两个量来求得其他两个量。B 点力矩0BM 式(20)434353532222GIIR hRhG hP h 5310342192220284781680.266223NmmRmmNmmNmmNmm53411RNE 点力矩0EM12 式(21)12125353222233IIGGRhRhP hG hG h 124274115500.2662207821022092RmmNmmNmmNmmNmm12443RN 其负号说明的方向与原来假设方向相反。12R然后根据上面计算出的和画出力的矢量合成图。53R12R图 8 力的矢量合成图从图上测量得到 53658RN121072RN（c）根据上述求出的值再分析杆件 CB 的受力情况设点 M 为 CB 杆的中点，对点 M 取矩0GM 式(22)32122EGBGIRhR hP h3232435RNR图 9 对杆件 CB 的受力分析在画出杆件 CB 的力矢量图13图 10 连杆 CB 的力矢量图从上图测量得到321408RN（d）计算连杆机构的平衡力对杆件 1 进行受力分析图 11 连杆 1 的机构的平衡图取 式(23)0AM21 2111Gp ABR hG hF l 1072806050115PNmmNmmFmm710PFN3.3 杆件形状设计杆件形状设计在前面我已经把连杆机构中所有杆件的受力情况都分析好了，然后要根据受力情况和工作环境来算出杆件的截面。3.3.1 杆件的类型杆件的类型曲柄摇杆机构在步进式工件输送机中每个杆件都只收到拉力或压力，因此曲柄摇杆机构中的杆件都属于拉压杆。3.3.2 钢材和截面的选择钢材和截面的选择1）拉压杆在手里是主要受到轴向力的作用，因此相对的力学性能要求较高，通过对比钢材的力学性能，最后确定的材料为 45 号钢，45 号钢的各项力学性能如下45 号钢力学性能BMPaSMPa5%3/kg mEGPa45 号钢6003501678002062）选择截面尺寸在之前我已经计算出了曲柄摇杆机构中各个杆件受到的力，根据理论力学和材料力学所学即可求出杆件的最小横截面积，计算公式如下 式(24)maxNA许用应力 S安全系数 S 必须大于 1，取 1.314为极限屈服系数，查询机械设计手册得到 45 号钢的极限屈服系数为 350MPa 3501.3 269MPaSMPa为方便计算，先假设连杆 CB 的截面是圆形的，直径为 式(25)41072 423.14 2692.2Ndmm 从制造方面和结构稳定等因素考虑，基于制造困难和稳定性的考虑取为初选参数2d3.3.3 稳定性的校核稳定性的校核在曲柄连杆机构中，作用在杆件上的力过大时，杆件可能会出现失稳的现象。失稳的具体表现就是杆件发生变形弯曲.一旦发生失稳现象，输送机将发生重大的工作误差，甚至瘫痪。因此机器工作时，必须要避免失稳的发生。下面就来计算杆件的稳定性。图 12 轴销受力示意图1）临界载荷的计算曲柄摇杆机构中的杆件可以看作是铰支压杆，在之前的理论力学和材料力学中学过铰支压杆临界载荷的计算。 式(32)2434334222206 1050646464 3754428EdEdcrllPKN2）稳定性校核查表得到 45 号钢的屈服应力，再算出杆件所能承受的最大轴向压应力。350sMPa 式(33)2250350446860SdSPKN铰支压杆在受到轴向压力而不失稳的条件是受到的最大轴向压应力 P 不能大于Pst，计算公式如下 式(34)crstPstnPP代表稳定安全系数； 代表稳定许用压力stnstP步进式工件输送机在工作时，杆件受到的冲击属于中等冲击，因此取 4 stn 式(35)4428414501107KNPNKN根据上述计算，杆件的最大承受压力已经确定。153.4 杆件间的联结杆件间的联结设计设计在一般情况下，两根杆件相连一般采用销轴连接，螺栓连接等方式。在步进式工件输送机的设计中，我同样采用销轴连接的方式来用作曲柄摇杆机构中的各拉压杆之间的连接。3.4.1 剪切强度计算剪切强度计算销轴连接受力情况如下图所示，从图中可以发现销轴在连接处主要受到的力是剪切力。理论力学和材料力学中剪切力的计算通常是将剪切力看作是均匀分布的。在销轴的剪切面上的作用的剪应力不允许超过许用剪应力 即 式(26) QAQP44 Pd许用剪切应力的计算如下 式(27)4004 100MPaSMPa 式(28)22 5010044 1962dMPaPKN3.4.2 挤压强度计算挤压强度计算当销轴用于杆件之间的连接时，销轴受到两个杆件同谁对他反向且不在同一直线上的拉力，对这个拉力分析可发现这个拉力实际是作用在销轴表面的挤压应力。这个挤压应力过大时会是销轴发生形变，甚至断裂。因此这个销轴受到的挤压应力不得超过销轴所能承受的最大挤压应力。一般情况下，销轴受到的最大挤压应力在销轴表面的中间部分。挤压应力为，销轴、孔的直径为bsbsFd ，耳片的厚度为 t ，最大挤压应力与所受挤压应力、销轴，孔的直径 d 及耳片厚度 t 的bsbsF关系如下式: 式(29)bFbsTdTd 表示销轴表面与孔接触部分的径向投影。当最大挤压应力超过销轴的许用压应力时，销轴就会被破坏。因此为了防止销轴被bsbs破坏，必须要求 式(30)bsbs 的值由销轴的极限压应力和安全系数相除得到。bs杆件连接处的许用载荷 式(31) =40 30 300=360bsPtdKN16第第 4 章章 电动机及联轴器的选用电动机及联轴器的选用4.1 选择电动机类型选择电动机类型电动机的类型根据动力源和工作要求选用 Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。4.1.1 选择电动机容量选择电动机容量送料机在工作时的阻力为 4000N，对送料机构进行受力分析如下图：图 4有如下方程成了：mm7 . 59F=Mcos41F=cos48Fmm6 .952F=7.8mm33F4000N=F211232234334计算得：m.15N8=M根据设计要求送料机每分钟往返次数：N=30 次，则曲柄盘转速 n=30r/min。17平面连杆送料机构工作所需功率：kW56. 2kW 9550nMwP电动机所需工作功率（kW）为：dPwdPP 传动装置的总效率为：23321按机械课程设计手册表 2-5 确定各部分效率为:联轴器效率，滚动轴承效率（一99. 01对），共五对。闭式齿轮传动效率，开式齿轮传动效率代入得：99. 0298. 0397. 0487. 097. 098. 099. 099. 0252所需电动机功率为 kWkWppwd94. 287. 056. 2电动机额定转速根据生产机械的要求而选定。因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。edP本设计所采用的电动机的总功率为 2.94kW，由机械课程设计手册表 6-163，Y 系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为 3.0kW。edP4.1.2 确定电动机转速确定电动机转速送料机构曲柄盘工作转速 n=30r/min。通常，二级圆柱齿轮减速器为 ，故电动机转速的可选范围为：608 imin/1800240min/20608rrnind故可选同步转速为 1000r/min。4.2 电动机型号的选择电动机型号的选择一般而言，选用高速电动机，电动机重量较小，价格便宜，但是总的传动比较大，总体尺寸价格不一定低；但是选用低速电动机，电动机的重量较大，价格偏高，但是总的传动比小，总体尺寸价格却不一定高。利弊权衡，从体积、价格以及总的传动比等考虑，本设计决定采用 Y132S-8 型电动机，该型电机性能良好，可以满足要求。查运输机械设计选用手册 ，它的主要性能参数如下表：表 1 Y132S-8 型电动机主要性能参数满载电动机型号额定功率kw转速 r/min电流 A效率功率因数cosY132S-6310007.2830.76起动电流/额定电流起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩重量 kg6.52.02.263184.3 联轴器联轴器的选用的选用本次传动装置的设计中，采用了联轴器，这里对其做简单介绍：联轴器是机械传动中常用的部件。它用来把两轴联接在一起，机器运转时两轴不能分离；只有在机器停车并将联接拆开后，两轴才能分离。联轴器所联接的两轴，由于制造及安装误差、承载后的变形以及温度变化的影响等，往往不能保证严格的对中，而是存在着某种程度的相对位移。这就要求设计联轴器时，要从结构上采取各种不同的措施，使之具有适应一定范围的相对位移的性能。根据对各种相对位移有无补偿能力（即能否在发生相对位移条件下保持联接的功能） ，联轴器可分为刚性联轴器（无补偿能力）和挠性联轴器（有补偿能力）两大类。挠性联轴器又可按是否具有弹性元件分为无弹性元件的挠性联轴器和有弹性元件的挠性联轴器两个类别。4.3.1 刚性联轴器刚性联轴器这类联轴器有套筒式、夹壳式和凸缘式等。凸缘联轴器是把两个带有凸缘的半联轴器联成一体，以传递运动和转矩。凸缘联轴器的材料可用灰铸铁或碳钢，重载时或圆周速度大于 30m/s 时应用铸钢或碳钢。由于凸缘联轴器属于刚性联轴器，对所联两轴的相对位移缺乏补偿能力，故对两轴对中性的要求很高。当两轴有相对位移存在时，就会在机件内引起附加载荷，使工作情况恶化，这是它的主要缺点。但由于构造简单、成本低、可传递较大转矩，故当转速低、无冲击、轴的刚性大、对中性较好时亦常采用。4.3.2 挠性联轴器挠性联轴器这类联轴器因具有挠性，故可补偿两轴的相对位移。但因无弹性元件，故不能缓冲减振。常用的有以下几种：（1）无弹性元件的挠性联轴器1）十字滑块联轴器十字滑块联轴器由两国在端面上开有凹槽的半联轴器和一个两面带有凸牙的中间盘所组成。因凸牙可在凹槽中滑动，故可补偿安装及运转时两轴间的相对位移。这种联轴器零件的材料可用 45 钢，工作表面须进行热处理，以提高其硬度；要求较低时也可用 Q275 钢，不进行热处理。为了减少摩擦及磨损，使用时应从中间盘的油孔中注油进行润滑。因为半联轴器与中间盘组成移动副，不能发生相对转动，故主动轴与从动轴的角速度应相等。但在两轴间有相对位移的情况下工作时，中间盘就会产生很大的离心力，从而增大动载荷及磨损。因此选用时应注意其工作转速不得大于规定值。这种联轴器一般用于转速,轴的刚度较大，且无剧烈冲击处。效率250 /minnr，这里为摩擦系数，一般取为 0.120.25；为两轴间径向位移量，单位为1(3 5)yfd fy；为轴径，单位为。mmdmm2）滑块联轴器这种联轴器与十字滑块联轴器相似，只是两边半联轴器上的沟槽很宽，并把原来的中间盘改为两面不带凸牙的方形滑块，且通常用夹布胶木制成。由于中间滑块的质量减小，又具有较高的极限19转速。中间滑块也可用尼龙 6 制成，并在配制时加入少量的石墨或二硫化钼，以便在使用时可以自行润滑。这种联轴器结构简单，尺寸紧凑，适用于小功率、高转速而无剧烈冲击处。3)十字轴式万向联轴器这种联轴器可以允许两轴间有较大的夹角（夹角最大可达） ，而且在机器运转时，0035 45夹角发生改变仍可正常传动；但当过大时，传动效率会显著降低。这种联轴器的缺点是：当主动轴角速度为常数时，从动轴的角速度并不是常数，而是在一定范围内变化，因而在传动中将产生附加动载荷。为了改善这种情况，常将十字轴式万向联轴器成队使用。这种联轴器结构紧凑，维护方便，广泛应用于汽车、多头钻床等机器的传动系统中。小型十字轴式万向联轴器已标准化，设计时可按标准选用。4）齿式联轴器这种联轴器能传递很大的转矩，并允许有较大的偏移量，安装精度要求不高；但质量较大，成本较高，在重型机械中广泛使用。5）滚子链联轴器滚子链联轴器的特点是结构简单，尺寸紧凑，质量小，装拆方便，维修容易、价廉并具有一定的补偿性能和缓冲性能，但因链条的套筒与其相配件间存在间隙，不宜用于逆向传动、起动频繁或立轴传动。同时由于受离心力影响也不宜用于高速传动。（2）有弹性元件的挠性联轴器这类联轴器因装有弹性元件，不仅可以补偿两轴间的相对位移，而且具有缓冲减振的能力。弹性元件所能储存的能量愈多，则联轴器的缓冲能力愈强；弹性元件的弹性滞后性能与弹性变形时零件间的摩擦功愈大，则联轴器的减振能力愈好。弹性套柱销联轴器这种联轴器的构造与凸缘联轴器相似，只是套有弹性套的柱销代替了联接螺栓。因为通过蛹状的弹性套传递转矩，故可缓冲减振。这种联轴器制造容易，装拆方便，成本较低，但弹性套易磨损，寿命较短。他适用于联接载荷平稳、需正反转或起动频繁的传递中小转矩的轴。2）弹性柱销联轴器这种联轴器与弹性套柱销联轴器很相似，但传递转矩的能力很大，结构更为简单，安装、制造方便，耐久性好，也有一定的缓冲和吸振能力，允许被联接两轴有一定的轴向位移以及少量的径向位移和角位移，适用于轴向窜动较大、正反转变化较多和起动频繁的场合。3）梅花形弹性联轴器这种联轴器的半联轴器与轴的配合孔可作成圆柱形或圆锥形。装配联轴器时将梅花形弹性件的花瓣部分夹紧在两半联轴器端面凸齿交错插进所形成的齿侧空间，以便在联轴器工作时起到缓冲减振的作用。20第第 5 章章 减速机构的设计减速机构的设计5.1 总传动比总传动比已知送料机构曲柄盘工作转速 n=30r/min，所选用电动机工作转速为 1440r/min，则电机与曲柄之间的总传动比为：3230960nnwmi5.2 分配传动比分配传动比为使传动装置尺寸协调、结构匀称、不发生干涉现象，选开式齿轮传动比：；5 . 23i则减速器的传动比为：；8 .125 . 2323iii减考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应该有相近的浸油深度。则两级齿轮的高速级与低速级传动比的值取为 1.3，取213 . 1 ii 则：；48 .123 . 13 . 11ii；2 . 348 .1212iii减5.3 运动和动力参数计算运动和动力参数计算5.3.1 各轴的转速各轴的转速1 轴 ；min/9601rnnm2 轴 ；min/2404960112rinn3 轴 min/752 . 3240223rinn21曲柄轴min/305 . 27533rinnw5.3.2 各轴的输入功率各轴的输入功率1 轴 ；kwPP97. 299. 031012 轴 ；kwPP881. 298. 099. 097. 232123 轴 ；kwPP796. 298. 099. 0881. 23223曲柄轴kwPP685. 297. 099. 0796. 242345.3.3 各轴的输入转矩各轴的输入转矩1 轴 ；mNnPT55.2996097.2955095501112 轴 ；mNnPT64.114240881. 2955095502223 轴 ；mNnPT02.35675796.295509550333曲柄轴 ；mNnPT73.85430685.2955095504445.3.4 整理列表整理列表轴名功率kwP/转矩mNT/转速min)/( rn传动比1轴2.9729.55 96012轴2.881114.6424043轴2.796356.02753.2电机轴2.685854.73302.55.4 高速级齿轮的设计高速级齿轮的设计5.4.1 选精度等级、材料和齿数选精度等级、材料和齿数采用 7 级精度由表 6.1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS。22选小齿轮齿数，201Z大齿轮齿数，取80204122ZiZ802Z5.4.2 按齿面接触疲劳强度设计按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即3211)(132. 2HEdttZuuTkd1） 确定公式各计算数值（1）试选载荷系数6 . 1tK（2）计算小齿轮传递的转矩mNT55.291（3）小齿轮相对两支承非对称分布，选取齿宽系数8 . 0d（4）由表 6.3 查得材料的弹性影响系数2/18 .189 MPaZE（5）由图 6.14 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502lim（6）由式 6.11 计算应力循环次数9111038. 1)283005(19606060hjLnN8921046. 341038. 1N（7）由图 6.16 查得接触疲劳强度寿命系数 86. 01NZ9 . 02NZ（8）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为 1，安全系数为 S=1，由式 10-12 得MPaMPaSZHNH51660086. 01lim11MPaMPaSZHNH4955509 . 02lim22（9）计算试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值td1Hmmdt05.37)4958 .189(458 . 01055.296 . 132. 23231计算圆周速度 v23smndvt/86. 160000096005.3714. 310006011计算齿宽 bmmdbtd64.2905.378 . 01计算齿宽与齿高之比 b/h模数mmZdmtnt853. 12005.3711齿高89. 817. 4/05.37/17. 4853. 125. 225. 2hbmmmhnt计算载荷系数 K根据，7 级精度，查得动载荷系数smv/82. 105. 1VK假设，由表查得mmNbFKtA/100/0 . 1FHKK由表 5.2 查得使用系数25. 1AK由表查得293. 1HK查得26. 1FK故载荷系数697. 1293. 10 . 105. 125. 1HHVAKKKKK（10）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得mmKKddtt78.376 . 1/697. 105.37/3311（11）计算模数mmZdm853. 120/05.37/115.4.3 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为32112FSFdnYYZKTm（1）确定公式内的计算数值由图 6.15 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE3802由图 6.16 查得弯曲疲劳寿命系数 85. 01NZ88. 02NZ计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为 1，安全系数为 S=1.3，由式 10-12 得24MPaSZFENF9 .3263 . 150085. 0111MPaSZFENF2 .2573 . 138088. 0222计算载荷系数654. 126. 10 . 105. 125. 1FFVAKKKKK（2）查取齿形系数由表 6.4 查得8 . 21FaY21. 22FaY（3）查取应力校正系数 由表 6.4 查得55. 11SaY775. 12SaY（4）计算大小齿轮的，并比较FSaFaYY01491. 01 .263775. 121. 2013276. 09 .32655. 18 . 2222111FSaFaFSaFaYYYY 大齿轮的数据大（5）设计计算mmm66. 101491. 0208 . 01055.29654. 12323对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数 1.66mm，于是取标准值 m2.0mm。并按接触强度算得的分度圆直径mmd78.371算出小齿轮齿数取9 .182/78.37/11mdZ191Z大齿轮齿数取76194122ZiZ762Z5.4.4 几何尺寸计算几何尺寸计算（1）计算分度圆直径mmmZdmmmZd152276382192211（2）计算中心距 mmdda952/ )15238(2/ )(21（3）计算齿宽宽度取 32mmmmdbd4 .30388 . 01序号名称符号计算公式及参数选择1齿数Z19，76252模数m2mm3分度圆直径21ddmmmm152,384齿顶高ahmm25齿根高fhmm5 . 26全齿高hmm5 . 47顶隙cmm5 . 08齿顶圆直径21ddmmmm156,429齿根圆直径43ffddmmmm147,3310中心距amm955.5 低速级齿轮低速级齿轮（1）计算分度圆直径mmmZdmmmZdm270390843280 . 32211（2）计算中心距 mmdda1772/ )27084(2/ )(21（3）计算齿宽宽度取 68mmmmdbd2 .67848 . 01序号名称符号计算公式及参数选择1齿数Z28，902模数m3mm3分度圆直径21ddmmmm 270,844齿顶高ahmm35齿根高fhmm75. 36全齿高hmm75. 67顶隙cmm75. 08齿顶圆直径21ddmmmm 276,90269齿根圆直径43ffddmmmm5 .262,25.7710中心距amm1775.6 开式齿轮开式齿轮（1）计算分度圆直径mmmZdmmmZdm3004751204300 . 42211（2）计算中心距 mmdda2102/ )300120(2/ )(21（3）计算齿宽宽度取 96mmmmdbd961208 . 01序号名称符号计算公式及参数选择1齿数Z30，752模数m4mm3分度圆直径21ddmmmm 300,1204齿顶高ahmm45齿根高fhmm56全齿高hmm97顶隙cmm18齿顶圆直径21ddmmmm 308,1289齿根圆直径43ffddmmmm 290,11010中心距amm2105.7 轴系结构设计轴系结构设计根据箱体结构取定下列尺寸(符号含义见箱体设计处):箱体内部宽度: 0232132()/ 2155LBBB 调整间隙如下: ; ; 102110221023轴承端盖螺钉: GB/T5783 M8X25 总长65.34350l端盖厚度 轴承选 6005A)6 . 9(102 . 130dB调整垫片厚度: 2l 27轴承座的厚度: 52)(10212凸台高度ccl挡油环预定宽度:8hB高速轴轴颈处的线速度：smsmdnv/2/98. 060000750256000025 14401.844/2/6000060000dnvm sm s因此，轴承的润滑方式选用油脂润滑，取835.7.1 高速轴的轴系结构设计高速轴的轴系结构设计（1）轴的结构尺寸设计根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分五段,其中第 IV 段为齿轮,如图 5 所示:（2）选择轴的材料及热处理由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴。由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择其材料须与齿轮材料相同为常用材料 45 钢,调质处理,热处理为氮化,取材料系数 112所以,该轴的最小轴径为: mmnPAd32.1696097. 21123311011考虑到该段开键槽的影响,轴径增大 6%,于是有: 标准化取1111(1 6%)1.06 16.3217.3dd1118d初估轴径后,就可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表: 图 4 高速轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果第 I 段311111nPCd1111%)61 (dd(考虑键槽影响)5411L16.318（16.3）60第 II 段2212hLBdd422328第 III 段513323ddBLh2725第 IV 段addBL14148831第 V 段556Ldd631（3）轴承的选择轴承采用 6205 型深沟球轴承，主要承受径向载荷也可同时承受小的轴向载荷，大量生产，价格最低.内径 d=25mm 外径 D=47mm 宽度 B=12mm（4）轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合 H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用 k6，齿轮与大带轮均采用 A 型普通平键联接，分别为 1025 GB1096-1979 及键 1040 GB1096-1979。（5）轴上倒角与圆角为保证 6008 轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为 2mm。根据标准 GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为 1450（6）强度校核计算（a）求作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为= ，根据机械设计 （轴的设计计算部分未作说明dmm75皆查此书）式(10-14)，则NFNtgFFNdTFantrt06 .613202 .1621costan2 .1621103829550223NFp.61615（b）求轴上的载荷（详细过程以轴 2 为例，其他轴类似不一一复述）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取 a 值。对于6205 型深沟球轴承，由手册中查得 a=17mm。因此，轴的支撑跨距为 L1=172mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面 C是轴的危险截面。先计算出截面 C 处的 MH、MV 及 M 的值列于下表。载荷水平面 H垂直面 V29支反力F，NFNH11431NFNH12622，NFNV22371NFNV15162C 截面弯矩 MmmNLFMNHH8518532mmNMLFMaNVV14555132总弯矩mmNMMMVH168646145551851852222max扭矩mmNT 29550（c）按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力6 . 0MpaMpaWTMca61.28181 . 0295506 . 0168646)(32222已选定轴的材料为 40Cr，调质处理。由表 15-1 查得。因此，故安70MPa1 -1 -ca30全。5.7.2 中间轴的轴系结构设计中间轴的轴系结构设计（1）轴的结构尺寸设计根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分五段,其中第 II 段和第 IV 段为齿轮,如下图 6 所示:由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为合金钢,热处理为渗碳淬火,取材料系数 0112A 所以,有该轴的最小轴径为: 23321022.88111225.6240PdAmmn因键槽开在中间，其影响不预考虑 标准化取3021d其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表：表 5 中间轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果第 I 段232102PdAn由轴承尺寸确定(轴承预选 6006)212B 11hLBB3037.5第 II 段2121221 . 02ddd(考虑键槽影响)2222%)121 (dd齿宽22L3534第 III 段2222231 . 02ddd412L4111.5第 IV 段2224dd齿宽24L357131第 V 段2125dd232422123025BLBLLz低3036（2）轴的受力分析及计算轴的受力计算由高速轴的受力分析知：Ft= 979.49 Fr=356.52222222 71350570025tan5700 tan202074.63trtnTFdFF （3）轴承的选择轴承采用 6206 型深沟球轴承，主要承受径向载荷也可同时承受小的轴向载荷，大量生产，价格最低.内径 d=30mm 外径 D=52mm 宽度 B=15mm（4）轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合 H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用 k6，齿轮与大带轮均采用 A 型普通平键联接，分别为 1025 GB1096-1979 及键 1040 GB1096-1979。（5）轴上倒角与圆角为保证 6206 轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为 2mm。根据标准 GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为 145.7.3 低速轴的轴系结构设计低速轴的轴系结构设计（1）轴的结构尺寸设计根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴,共分五段,如图 7 所示:考虑到低速轴的载荷较大，材料选用 45,热处理调质处理,取材料系数=105,所以,有该轴的最0A小轴径为: mmnPAd1 .3575796. 21053333031考虑到该段开键槽的影响,轴径增大 6%,于是有:323131(1 6%)1.06 35.137.2dd标准化取3831d (由联轴器宽度尺寸确定)=6011L =31333BL =47.576321034LLLLLLL =663636351 . 02ddd其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:表 6 低速轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果第 I 段333103PdAn(考虑键槽影响)3131%)61 (dd(由曲柄盘宽度尺寸确定)11L35.138(35.1)7第 II 段3131321 . 02ddd(由毛毡圈尺寸确定)llBlBlL00332323438第 III 段由轴承尺寸确定33d(轴承预选 6007 )314B 333BL369第 IV 段5 . 223534 dd76321034LLLLLLL3840第 V 段3636351 . 02ddd6635L5066（2）轴的受力分析及计算轴受力计算由中间轴的受力分析知：Ft2=5700 Fr2=2074.63（3）轴承的选择33轴承采用 6209 型深沟球轴承，主要承受径向载荷也可同时承受小的轴向载荷，大量生产，价格最低.内径 d=45mm 外径 D=85mm 宽度 B=19mm（4）轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合 H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用 k6，齿轮与大带轮均采用 A 型普通平键联接，分别为 1025 GB1096-1979 及键 1040 GB1096-1979。（5）轴上倒角与圆角为保证 6209 轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为 2mm。根据标准 GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为 145.8 减速器箱体的设计减速器箱体的设计（1）箱体结构设计根据箱体的支撑强度和铸造、加工工艺要求及其内部传动零件、外部附件的空间位置确定二级齿轮减速器箱体的相关尺寸如下：（表中 a=140）表 7 箱体结构尺寸名称符号设计依据设计结果0.025a+38箱座壁厚考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于 810箱盖壁厚10.02a+38108箱座凸缘厚度b1.512箱盖凸缘厚度b11.5112箱座底凸缘厚度b22.520地脚螺栓直径df0.036a+1216地脚螺栓数目na250 时，n=44轴承旁联结螺栓直径d10.75df12箱盖与箱座联接螺栓直径d 2(0.50.6)df9轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df10窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df7定位销直径d(0.70.8) d 28轴承旁凸台半径R1c220凸台高度h根据位置及轴承座外径确定，以便于扳手操作为准50外箱壁至轴承座端面距离l1c1+c2+ (58)55大齿轮顶圆距内壁距离11.210齿轮端面与内壁距离210箱盖、箱座肋厚m1 、 mm10.851 m0.856.8.8 轴承端盖凸缘厚度t(11.2) d312轴承端盖外径D2D+(55.5) d312034轴承旁联结螺栓距离S尽量靠近，以 Md1 和 Md3 互不干涉为准，一般取 SD2122安装螺栓直径dxM8M10M12M16至外箱壁距离c1min13161822至凸缘边距离c2min11141620螺栓扳手空间与凸缘厚度沉头座