步进送料机的设计方案

1、引言本毕业设计的设计任务是步进送料机的设计。步进送料机是输送机的一种，能够实现间歇的输送工件，应用非常广泛。选择步进送料机这种生产机械的设计作为毕业设计的选题，能培养了我们机械设计中的总体设计能力，将机械设计系列课程设计中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、方法、结构及工艺设计等内容有机地结合进行综合设计实践训练，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密，以及独立解决工程实际问题的能力。它还培养了我们机械系统创新设计的能力，增强了机械构思设计和创新设计。通过机械课程毕业设计的基本技能训练，提高了我们的计算、绘图、使用技术资料和设计手册、熟悉各种规范标准、进行数据分析

2、和处理、编写技术文件等方面的能力。本毕业设计高度采用现代化的设计手段，使用 AutoCAD 环境下运行的计算机辅助设计平台，进行送料传动设计、圆柱齿轮传动设计、齿轮的设计、轴的结构设计、轴承的选择、轴承端盖设计、轴系零件紧固件设计、减速器基本附件以及基本连接件的设计等，使得设计高度地自动化，将现代计算机技术与我们传统的机械设计理论及实际相联系，提高了设计效率。由于本人缺乏经验、水平有限，设计中难免有错误和不妥之处，恳请各位老师提出宝贵意见，我会积极改正并在今后的学习中更加努力和认真。1/33送料机构的设计计算1.1 输送机介绍输送机 等组成；张紧装置一般有螺杆式和重锤式两种，可使牵引件保持一定

3、的张力和垂度，以保证输送机正常运转；支承件用以承托牵引件或承载构件，可采用托辊、滚轮等。具有牵引件的输送机的结构特点是：被运送物料装在与牵引件连结在一起的承载构件内，或直接装在牵引件 ( 如输送带 上，牵引件绕过各滚筒或链轮首尾相连，形成包括运送物料的有载分支和不运送物料的无载分支的闭合环路，利用牵引件的连续运动输送物料。2/33这类的输送机种类繁多，主要有带式输送机、板式输送机、小车式输送机、自动扶梯、自动人行道、刮板输送机、埋刮板输送机、斗式输送机、斗式提升机、悬挂输送机和架空索道等。没有牵引件的输送机的结构组成各不相同，用来输送物料的工作构件亦不相同。它们的结构特点是：利用工作构件的旋转

4、运动或往复运动，或利用介质在管道中的流动使物料向前输送。例如，辊子输送机的工作构件为一系列辊子，辊子作旋转运动以输送物料；螺旋输送机的工作构件为螺旋，螺旋在料槽中作旋转运动以沿料槽推送物料；振动输送机的工作构件为料槽，料槽作往复运动以输送置于其中的物料等。二输送机械按使用的用途分可以分为:1散料输送机械 ( 如 : 带式输送机螺旋输送机斗式提升机大倾角输送机等 1）带式输送机由驱动装置拉紧装置输送带中部构架和托辊组成输送带作为牵引和承载构件，借以连续输送散碎物料或成件品。带式输送机是一种摩擦驱动以连续方式运输物料的机械。应用它，可以将物料在一定的输送线上，从最初的供料点到最终的卸料点间形成一种

5、物料的输送流程。它既可以进行碎散物料的输送，也可以进行成件物品的输送。除进行纯粹的物料输送外，还可以与各工业企业生产流程中的工艺过程的要求相配合，形成有节奏的流水作业运输线。所以带式输送机广泛应用于现代化的各种工业企业中。在矿山的井下巷道、矿井地面运输系统、露天采矿场及选矿厂中，广泛应用带式输送机。它用于水平运输或倾斜运输。2）螺旋输送机俗称绞龙，适用于颗粒或粉状物料的水平输送，倾斜输送，垂直输送等形式。输送距离根据畸形不同而不同，一般从2M到 70M。输送原理：旋转的螺旋叶片将物料推移而进行螺旋输送机输送。使物料不与螺旋输送机叶片一起旋转的力是物料自身重量和螺旋输送机机壳对物料的摩擦阻力。结

6、构特点：螺旋输送机旋转轴上焊有螺旋叶片，叶片的面型根据输送物料的不同有实体面型、带式面型、叶片面型等型式。螺旋输送机的螺旋轴在物料运动方向的终端有止推轴承以随物料给螺旋的轴向反力，在机长较长时，应加中间吊挂轴承。双螺旋输送机就是有两根分别焊有旋转叶片的旋转轴的螺旋输送机。说白了，就是把两个螺旋输送机有机的结合在一起，组成一台螺旋输送机。螺旋输送机旋转轴的旋向，决定了物料的输送方向，但一般螺旋输送机在设计时都是按照单项输送来设计旋转叶片的。当反向输送时，会大大降低输送机的使用寿命。3/33。一般输送高度最高可达 40M。2物流输送机械 ( 如 : 流水线 , 流水线设备 , 输送线 , 悬挂输送

7、线 , 升降机 , 气动升降机 , 齿条式升降机 , 剪叉式 , 升降机 , 辊道输送机 , 升降机 。输送机的发展趋势继续向大型化发展。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。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。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

8、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。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。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。1.2 机械运动方案设计机械运动方案设计的目的在于培养综合掌握和运用各方面的学科知识和实践技能，独立分析和解决工程实际问题的能力，树立理论联系实际的正确设计思想；鼓励我们在设计时打破常规，拓宽设计思路，激发创新精神，善于分析，不断创新。本设计方案的确定的过程以自主设计为主，同时参考书籍、网络等其它资源。设计过程：1）根据题目运动轨迹要求，查找四连杆曲线

9、图；2）根据轨迹查找对应曲线；3）根据对应曲线的四连杆机构设计该机构的具体尺寸；4）利用计算机造型 : 主要利用 Solidworks ，根据尺寸在Solidworks下造型装配，然后在Solidworks下分析输送爪送料时的运动位移；K=t1/t 2=1/2 ，计算四杆机构的极位夹角=1800 *(K-1/(K+1=1800*(0.5-1/(0.5+1=-600用作图法进行四杆机构设计，如下图：图 26/33设计要求步进送料距离C1C2=a=300mm，利用各铰链之间相对运动的几何关系知，设计连杆与摇杆铰接点F 步进距离为F1F2=200mm。可确定摇杆固定铰链 D 和曲柄固定铰链 A。曲柄

10、 AB=AF2-AF1）/2=66连杆 BF=AF2+AF1）/2=164.08摇杆 DC=270.42mmAD=119.6mm将各杆长度圆整后得： AB=66mmBF=164mmDC=Z70mmDF=180mm使用圆整后的数据作图如下：图 37/33由图可知所设计送料机构步进距离为301.02mm。符合设计要求允许误差。 C 点轨迹曲线的最高点距输送架距离为 45.42mm, 亦符合设计要求。由此各杆长度确定。曲柄 AB=66mm连杆 BF=164mm摇杆 DC=270mmDF=180mm曲柄盘被电动机驱动由0o 做匀速圆周运动60o 位置，驱动连杆。摇杆以固定铰链为圆心，自由端运动至左极限

11、位置，输送爪将坯料送至待加工位置。摇杆向右运动至右极限位置，成一个工作循环。机构可在预定时间将工件送至待加工位置。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。8/33布置方式电动机通过联轴器、减速器带动曲柄盘，驱动连杆送料机构，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，由于推爪与轴间有扭簧，推爪得以从工件底面滑过，工件保持不动，当滑推进时，推爪已复架再次向前位，向前推动新的工件前移，前方推爪也推动前一工位的工件前移。其传动装置使用展开式二级圆柱齿轮减速器减速器。下图为本设计步进送料机机的布置方式

12、，电动机转速经齿轮传动降低后驱动机器曲柄运转。此布置方式的选择，降低了成本，安装维护方便。图 39/33电动机的选用3.1 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。选择电动机容量送料机在工作时的阻力为50N，对送料机构进行受力分析如下图：图 4F34=50NF43X238.24mm=F23X180mmF32Xcos48=F12Xcos41M=F21X66mm计算得： M=7.86N*m根据设计要求送料机工作周期T=3s，则曲柄盘转速n=20r/min 。平面连杆送料机构工作所需功率：10/33PwM * n/9550kW1.

13、646kW电动机所需工作功率Pd kW）为：32PdPw传动装置的总效率为：123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10.99 ，滚动轴承效率 一对） 20.99 ，共三对。闭式齿轮传动效率 30.97 ，代入得：0.990.9930.9720.9pdpw1.646 kW 1.83kW所需电动机功率为0.9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 Ped 略大于即可。本设计所采用的电动机的总功率为1.83kW，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Ped 为 2.2kW。3.1.2 确定电动机转速送料机构曲

14、柄盘工作转速 n=20r/min 。通常，二级圆柱齿轮减速器为i 8 60 ，故电动机转速的可选范围为：nd i n 8 60 20r / min160 1200r / min故可选同步转速为750r/min 。3.2 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。11/33查运输机械设计选用手册，它的主要性能参数如下表：表

15、1 Y132S-8 型电动机主要性能参数满载电 动额 定转速电效功率因机型号功率 kwr/min流 A率数 cosY1322.27505.90.87S-882.5起动电流 / 额定电起动转矩 /最大转矩/重量流额定转矩额定转矩kg6.01.92.063联轴器的选用12/33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

16、，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 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 350 450 达），而且在机器运转时，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

17、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。14/33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

18、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。1）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

19、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。15/33减速器的设计在机械设计中，常将整机的减速传动部分设计和制造成独立的闭式传动装置，称为减速器，它是机械工业中最基本和最典型的传动装置。拟设计为两级圆柱齿轮减速器，采用展开式连接，是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。采用这样的方式是由于所需的传动比相对较大；电动机驱动后，传入两级减速器，带动齿轮

20、转动，输出带动输送机。5.1 传动装置的总传动比已知送料机构曲柄盘工作转速n=20r/min ，所选用电动机工作转速为i75037.5750r/min ，则电机与曲柄之间的总传动比为：205.2 分配传动装置各级传动比高速级齿轮的传动比i12为低速级齿轮传动比的. 倍，即i121.2i23。则根据公式 i12 i2337.5 i121.2i 23 可求出i12 6.71 i235.59电动机和I轴之间，轴和曲柄盘之间用的都是联轴器，故传动比都是1。5.3 减速器运动和动力参数计算轴 电动机轴）：P0Ped2.2kWn0n750r / minT09550 P028N * mn05.3.21轴 高

21、速轴）：P1P01 2.2kW 0.99 2.178kWn1n750r / minT1127.73kW9550 Pn1轴 中间轴）：16/33P2P12 32.178kW 0.99 0.97 2.09kWn2n1750i12112r / min6.71T29550 P217.82N * mn25.3.33轴 转速传动比效率输入输出输入输出n/(r/mini电动机轴2.22875011 轴2.1782.1627.7326.627506.710.982 轴2.092.0717.8217.641125.590.993 轴21.989.559.362010.985.4 减速器主要零部件的设计计算齿轮传

22、动设计齿轮的材料，精度和齿数选择考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性。因传递功率不大，转速不高, 两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用45 号合金钢，锻毛坯。热处理大齿轮正火处理, 小齿轮调质处理，均用软齿面且大、小齿轮的齿面硬度分别为280HBS、240HBS；齿轮精度用7 级，轮齿表面精糙度为Ra1.6。软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些。初步规划该减速器的使用寿命为10 年，每年按 300 天计算，第、公差组精度分别为7、7、7；鉴于该减速器有轻微震动，空载启动，两级圆柱齿轮的使用系数均取1.0 。由机械设计齿轮相对于两轴承非对称布置且大齿轮为软齿面, 因

23、此选齿17/33宽系数 0.8 。一. 高速级齿轮传动设计由前面运动及动力参数的计算结果知高速级齿轮传动的最大传递功率为2.2kW，小齿轮最高转速为750r/min 、最大扭矩为 28 Nm。闭式齿轮的小齿齿数120，40 .定齿轮类型、精度等级、材料极其齿数(1 按设计给定的方案，选用直齿圆柱齿轮。(2 运输机为一般工作机器，速度不高，固选级精度。(3 小齿轮材料为 40Cr调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为 40Cr调质），硬度为240HBS。(4) 选124 ，则 Z2i1 * Z1 =6.71X24=161按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 .按齿面接触强度设计d

24、1t2.3231 u 1 (E ) 2duH(1) 选t 1.2小齿轮传递的转距为 28N*m1选齿宽系数d0.8 ，由表查得材料的弹性影响系数E189.8MPa 2 。由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim600MPa ，大齿轮的触疲劳强度为H lim550MPa 。由式60n j Lh 计算应力循环次数N160n1 jL N 60 7501 830010 1.08109N 2N11.61108i12取接触疲劳寿命系数HN 10.97 ，HN 21.04取效率为 1% ，安全系数 S=1,则：H 1HN 1lim10.97600582MPaS1HN 2lim 21.04550H

25、 2S1572MPa18/33分度圆直径39156375210变位系0.00000.00000.00000.0000(mm数 (mm计算接触应计算弯582572630632 5曲应力307 142415730357249 71力 (MPa(MPa极限传递功29285齿面硬280240280240率(kW度(HBS模数 (mm151 5中心距975123 75(mm小齿轮最高小 齿 轮最 大 扭转速75011219100矩18570(r/min(N.mm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 :(1)箱体内部宽度 :L02B32(B1 B3) / 22155(2)调整间隙如

26、下 :2110 。2210 。2310(3)轴承端盖螺钉 : GB/T5783 M8X25总长 l0 35 34.65端盖厚度 B01.2d310(9.6)轴承选 6005A调整垫片厚度 : l 2(5)轴承座的厚度 :l 2c1 c2 10(凸台高度 ) 52挡油环预定宽度 : Bh 8高速轴轴颈处的线速度：21/33dn257502m / sv0.98m / s6000060000dn2514402m / sv1.844m / s6000060000因此，轴承的润滑方式选用油脂润滑，取38一. 高速轴的轴系结构设计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 ,

27、 其中第IV 段为齿轮 , 如图 5 所示: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 120所以 , 该轴的最小轴径为 :3P132.2d11A0120mmn115.12750考虑到该段开键槽的影响 , 轴径增大 6%,于是有 :d11 (1 6%) d11 1.06 15.1216.03标准化取 d11 20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:22/33图 4

28、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d11C1P1163n1第 I 段6%)dd11 (111 ( 考虑键槽影2054L1154第 II段L212 Bh33d2d22L3239第 IIIBh段24d3d15第IV段L4B140d4d1a22第 V 段L58023d5d24轴的受力分析及计算轴的受力计算Ft2T1219100d1979.4939FrFttan979.49 tan20356.5FnFt/ cos979.49/ cos201042.35轴承的选择轴承采用 6005 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

29、=47mm 宽度 B=12mm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 10*25 GB1096-1979 及键 10*40 GB1096-1979 。23/33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 1*45 0二中间轴的轴系结构设计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

30、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A0112所以 , 有该轴的最小轴径为 : d21A0 3P21123 2.6920.64mmn2429.85因键槽开在中间，其影响不预考虑标准化取 d21 25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d21A0 3P2n225由轴承尺寸确定第 I 段( 轴承预选 6005 B212 L1B1Bh22d22d2120.1d21第 II段d22(112%) d2230(

31、考虑键槽影响 L 22齿宽40第 III段d 23d 2220.1d362224/33L12410d24d 2230第IV段L 24齿宽50d 25d 2125第 V 段L25 L023B低z122L24 3 B222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=979.49Fr=356.5Ft 22T22713505700d225Fr 2Ft 2tan n5700 tan20 2074.63轴承的选择轴承采用 6005 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轴上零件的周向固定为了保证良

32、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 10*25 GB1096-1979 及键 10*40 GB1096-1979 。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1*4三低速轴的轴系结构设计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:25/33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A0 =10

33、5, 所以 , 有该轴的最小轴径为 :d31 A0 3P3105 31.98n330.33mm20考虑到该段开键槽的影响, 轴径增大 6%,于是有 :d31(16%) d311.0630.3332.15标准化取 d 3135L11 ( 由联轴器宽度尺寸确定=65L33B3 =35L34L0L1L2 L3 L6 L7 =10d 35d3620.1d36 =35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26/33d31P330.33A0 3第 I 段n3d31(16%) d31( 考虑键槽影响 35(32.15L11 ( 由曲柄盘宽度

34、尺寸确定 7d 32d3120.1d 3134第 II段( 由毛毡圈尺寸确定 L32l 23B3l B0l 0l38d33 由轴承尺寸确定36第 III段( 轴承预选 6007B314L33B39d34d352 2.538第IV段L34L0L1L2L3L6L740d 35d3620.1d 3636第 V 段L35520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=5700Fr2=2074.63轴承的选择轴承采用 6007 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=35mm外径 D=62mm 宽度 B=14mm轴上零件的周向固定为了保证良

35、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 10*25 GB1096-1979 及键 10*40 GB1096-1979 。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 1*4四、轴的强度校核经分析知 C 处为可能的危险截面，现来校核 C 处的强度：1）、合成弯矩27/33FrAFAH2FAV292422M C FrB 1151FrBFBHFBV11512）、当量弯

36、矩M CM C2( T3)211517.73）、校核由手册查材料 45 的强度参数1b 59MPaC截面当量弯曲应力：M C11517.7C0.1 (45) 30.1dC312.64 1b 由计算结果可见C 截面安全。减速器箱体及其附件的设计一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： f9d轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5 df10窥视孔盖螺钉直径dd74(0.30.4 f定位销直径d(0.7 0.8 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

37、面距离l 1c +c +(5 85512大齿轮顶圆距内壁距离? 11.2 10齿轮端面与内壁距离? 210箱盖、箱座肋厚m1 、 mm1 0.851m0.856.8.8 轴承端盖凸缘厚度t(1 1.2 d31228/33轴承端盖外径D2D+(5 5.5d1203轴承旁联结螺栓距离S尽量靠近，以M d1 和 M d3 互不干涉为准，一般取S122D2安装螺栓直dM8M10M12M16径x螺栓扳手至外箱壁距c1min13161822空间与凸离缘厚度至凸缘边距c2min11141620离沉头座直径Dmin20242632二减速器附件的设计窥视孔和视孔盖窥视孔应设在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置，其

38、大小以手能伸如箱体进行检查操作为宜。窥视孔应设计凸台以便加工。通气器通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上。较完善的通气器内部制成一定曲路，并设置金属网。选择通气器类型应考虑其环境的适应性，其规格尺寸与减速器大小相适应。油面指示器油面指示器应设置在便于观察且油面较稳定的部位。29/33放油孔和螺塞放油孔应设置在油池的最低处，平时用螺塞堵住。定位销常采用圆锥做定位销。两定位销间的距离越远越可靠，因此，通常将其设置在箱体联接凸缘的对角出，并应做非对称布置。总结30/33设计毕业设计十六周时间，在这段时间里我学习到了很多的知识，让我受益非浅。本次设计主要是根据现有的设计标准进行仿形设计，严格依据设计标准和有关规范进行设计与