数控机床自动排屑装置设计论文

1、*学生毕业设计（论文）题 目： 数控机床自动排屑装置设计 学生姓名： * 学 号： * 所在院(系)： 机电工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： * 指 导 教 师： 职称： 20 年 月*教务处制摘 要本次毕业设计题目是数控机床的自动排屑装置设计。本人致力于整机机械系统的设计，即包括电动机的选择，带传动设计，减速器的设计，链传动的设计，排屑装置外形的设计。设计思路是从排屑机的性能和动作要求入手，并以国内的质量和技术性能接近设计要求的排屑机为基础，研究国外的先进机型，设计出市场需求的以经济为第一设计原则的适用于数控机床的排屑装置。图纸采用auto cad 绘制。经过认真地设计计

2、算,查找资料撰写设计论文。本文的排屑装置,它是针对市场的需要而设计的，从而能有效地满足当今市场上对排屑装置的需求,它具有如下的优点:传动平稳，传动效率搞，生产效率高，劳动强度低，产品质量好，经济性好，人性化等优点。关键词 数控机床，排屑装置，机械系统*本科毕业设计（论文） 目录ii*本科毕业设计（论文） abstractabstractmy graduation project is the subject of cnc machine tools automatically paixie design. i am committed myself to mechanical systems

3、design, including the choice of motor, belt drive design, reducer design, chain drive design. paixie design ideas from the machines performance and movements start with requirements and to the quality of domestic and technical performance close to the design requirements of the paixie based to the a

4、dvanced foreign models, the development of market demand in the economy as the first design cnc machine tools in the application of the principle of the paixie devices. auto cad drawings by drawing. through careful design and calculate, designed to find information to write papers. this paper design

5、ed paixie device, it is against the needs of the market designed so that they could effectively meet the market today paixie on the demand, it has the following advantages: a smooth transmission, engage in transmission efficiency, productivity, low labour intensity, product quality, economic, and hu

6、man advantageskey words cnc machine tools, paixie devices, mechanical systems*本科毕业设计（论文） 目录目 录摘 要iabstractii1 绪 论11.1 本课题研究目的与意义11.2 本课题国内外发展概况11.3 自动排屑装置的发展趋势12 系统总体方案的确定32.1 设计思想32.2 初选电机减速器系统方案32.3 输送处传动系统的确定42.4 系统总体方案的确定43 电动机的选择63.1 电动机类型选择63.2 电动机功率的选择63.4 确定电动机型号64 v带的设计计算74.1 传动比的分配74.2 各轴的

7、转速、功率和转矩74.3 带传动方案的确定84.4 带传动设计计算84.5 带轮的结构设计105 减速器的设计125.1 齿轮的设计125.1.1 高速级齿轮设计计算：125.1.2 低速级齿轮设计计算165.2 轴的设计计算205.2.1 低速轴（轴3）的设计计算205.2.2 中间(轴2)轴的设计计算225.2.3 输入轴（轴1）的设计计算235.3 轴的校核245.3.1 输出轴（轴3）的校核245.3.2 中间轴（轴2）的校核265.3.3 输入轴（轴1）的校核285.4 轴承的校核305.4.1 输入轴上轴承的校核305.4.2 中间轴的校核315.4.3 输出轴上轴承的校核335.

8、5 键的选择和校核345.5.1 输入轴上联轴器处的键345.5.2 中间轴上的键345.5.3 输出轴上的键355.6 减速器箱体的设计356 链传动设计的计算386.1 链传动方案的确定386.2 链传动的设计计算386.3 链轮的结构设计406.3.1 主、从动轮设计406.3.2 惰轮设计436.4 链的校核456.5 刮板链的设计466.6 链轮轴的设计486.6.1 各轴的转速,功率和转矩486.6.2 轴4的设计计算486.6.3 轴5的设计计算506.6.4 轴6的设计计算516.7 轴的校核526.7.1 轴4的校核526.7.2 轴5的校核536.7.3 轴6的校核556.

9、8 轴承的校核566.9 键的选择和校核576.9.1 轴4上联轴器处的键576.9.2 轴4上链轮处的键576.9.3 轴5上链轮处的键586.9.4 轴6上链轮处的键587排屑装置箱体的设计608 排屑装置的保养与维护618.1 排屑装置的保养618.2 排屑装置的维修61结 论62参 考 文 献63致 谢64*本科毕业设计（论文） 2 系统总体方案的确定6*本科毕业设计（论文） 1 绪论1 绪 论1.1 本课题研究目的与意义自动排屑装置的主要作用是将切屑从加工区域排出到数控机床之外。另外，切屑中往往混合着切削液，排屑装置必须将切屑从其中分离出来，送人切屑收集箱或小车里，而将切削液回收到冷

10、却液箱。所以，自动排屑装置组要应用于数控机床、加工中心等要求高效率的机械。1.2 本课题国内外发展概况自动排屑装置，是随着切削加工机床、加工中心的发展而发展的。但是长期以来，重主机、轻配套的状况使得自动排屑装置处理技术及其设备发展迟缓。80年代始，重主机轻配套的状况引起了机床工具行业的注意，促使自动排屑装置处理技术及其设备在此后的20多年里得到长足的发展。现在常见的排屑装置有以下几种：1、平板链式排屑装置平板链式排屑装置以滚动链轮牵引钢质平板链带在封闭箱中运转，切屑用链带带出机床。这种装置在数控车床使用时要与机床冷却箱合为一体，以简化机床结构。 2、刮板式排屑装置刮板式排屑装置的传动原理与平板

11、链式基本相同，只是链板不同，带有刮板链板。这种装置常用于输送各种材料的短小切屑，排屑能力较强。3、螺旋式排屑装置螺旋式排屑装置是利用电动机经减速装置驱动安装在沟槽中的一根绞笼式螺旋杆进行工作的。螺旋杆工作时，沟槽中的切屑即由螺旋杆推动连续向前运动，最终排入切屑收集箱。这种装置占据空间小，适于安装在机床与立柱间间隙狭小的位置上。螺旋槽排屑结构简单、性能良好，但只适合沿水平或小角度倾斜的直线运动排运切屑，不能大角度倾斜、提升和转向排屑。1.3 自动排屑装置的发展趋势在总结目前国内外排屑装置的发展现状的情况下，当前排屑装置还有着以下的几点趋势：1.复合型排屑机的需求将会大幅度增加。复合型排屑机有很多

12、优点：（1），能处理复合式加工所产生的任何形态之铁屑；二，不论是长短屑还是金属粉屑都能完全处理；三，具有大量处理切屑液之过滤系统，过滤精度50 m；四，可用于各型机床，中心加工机，钻孔机，龙门式加工机，特殊专用加工机等小屑量排屑。未来几年内，复合型排屑机将具有广泛的应用。 2. 易维修排屑机将大量增加。由于一般排屑装置属于辅助性生产设备，不易维修，保养维护机会较少，经常是出现小毛病时无人注意，出大毛病无法运转时才去修理，影响整条生产线的正常工作。 故易维修排屑机将是一种趋势。 3.在环保、节能方面，今后在排屑机的设计及制造中应引起各制造企业的足够重视。这方面要做好以下几点：（1） 排屑机的装机

13、功率，减少工作中的能量损失。（2） 提高密封质量，减少油垢、切削夜等对环境的污染。（3） 减少噪声，对大的噪声源进行隔离和封闭。*本科毕业设计（论文） 2 系统总体方案的确定2 系统总体方案的确定2.1 设计思想 本课题是以机器经济性好、人性化设计、环境友好性好、可靠性高、寿命长、结构简单、易于维修等为设计思想。2.2 初选电机减速器系统方案系统方案图如下：（a）为带传动-涡轮涡杆减速器系统 （b）为带传动-二级圆柱圆锥减速器系统（c）为联轴器-二级圆柱斜齿轮减速器系统 （d）为带传动-二级圆柱斜齿轮减速器系统图2.1 电机减速器系统方案方案评价：（a）方案为整体布局最小，传动平稳，而且可以实

14、现较大的传动比，但是由于涡杆传动效率低，功率损失大，很不经济。（b）方案布局比较小，但是圆锥齿轮加工较困难，特别的是大直径，大模数的锥轮，所以一般不采用。(c) 方案中减速器选择合理，但本设计是用于数控机床的小型排屑装置，工作速度很低，实用联轴器不利于减速，会增加减速器的成本，不够经济。 最终确定方案为（d）方案。 该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于v带有缓冲吸振能力，采用v带传动能减小振动带来的影响，而且利于减速，还能起过载保护的作用，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用v带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级

15、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。电动机部分为y系列三相交流异步电动机。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、成本低、传动效率高。2.3 输送处传动系统的确定（a）带传动（b）履带传动（c）链传动方案评价：（a）方案成本较低，但是防腐蚀性不强。（b）履带主要用在坦克等触地设备，在此处用履带传动很不经济。(c) 方案中链传动选择合理。 最终确定方案为（c）方案。 该方案的优缺点：链传动的传动比准确，传动效率较高；链传动对轴的作用力

16、较小；链传动的尺寸较紧凑；链传动对环境的适应能力较强；链条的磨损伸长比较缓慢，张紧调节量较小。2.4 系统总体方案的确定 方案为：电动机带传动减速器链传动 如下图：图2.2 系统总体方案*本科毕业设计（论文） 3 电动机的选择3 电动机的选择3.1 电动机类型选择根据动力源和工作条件，选用交流电机，y系列三相异步电动机。3.2 电动机功率的选择根据链传输机构的布置由已知条件链传动机构承受铁屑100公斤力，即1000n，链的运动速度为3m/min，由于传动机构还受链条受摩擦力f和刮板的重力分量f1。由已知条件得出传动机构总的载荷为f=f+f1+1000设所选链型号为08a ,p=12.7mm ,

17、单排质量q=0.60 kg/m，总长度为8m。刮板尺寸为：168mm20mm2mm ,选用普通碳素钢密度为7.85，相邻刮板距离为三个节距12.74=50.8mm ，f1约为200n，f约为60n。则工作机有效功率为：p=fv=0.063kw由已知条件得电动机有效功率，式中为系统总的传动效率。电动机到链传动机构总传动效率式中：为v带的传动效率，为闭式齿轮的传动效率，为圆锥滚子轴承的传动效率，为联轴器的传动效率，为链传动效率。查表：，=0.99，=0.96代入上式：所以电动机的有效功率所选电动机的额定功率须满足。3.4 确定电动机型号 根据已知条件本排屑装置的输送速度为：式中为节距，为小链轮齿数

18、，取=17选取电动机型号为y2-90s-8，同步转速为750 ,对应额定功率为0.37kw，外伸轴直径24mm*本科毕业设计（论文） 4 v带的设计计算方案电动机型号额定功率（kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）总传动比i1y2-90s-80.3775070050594 v带的设计计算4.1 传动比的分配1.计算总的传动比i=50 2.传动比的分配取,=16.66 3.双级斜齿圆柱齿轮减速器高速级的传动比为54.低速级传动比：4.2 各轴的转速、功率和转矩转速： 功率：kw 扭矩： 转速： 功率：扭矩：=转速：功率： 扭矩：转速：功率：= 扭矩： 表1.1 各轴的运动与动力参数轴

19、号转速（r/min）功 率(kw)扭 矩（nm）1233.330.08263.8246.660.07815.963140.07450.4784140.0747.754.3 带传动方案的确定外传动带选为 普通v带传动 1. 确定计算功率：（1）、查文献10表9-6得工作情况系数 （2）、查得 式（4.1）2、选择v带型号 查文献10图3-12得：选a型v带。4.4 带传动设计计算1、确定带轮直径 （1）、查文献10表3-5得选取小带轮直径 =82.5（电机中心高符合要求）（2）、验算带速，求得： 式（4.2）（3）、从动带轮直径 查文献10表3-6得 取2、确定中心距 （1）、初定中心距a和带长

20、 式（4.3） 取（2）、带的计算长度 式（4.4）由文献10表3-3，取带的基准长度ld =1000mm(3)、确定中心距a 式（4.5）(4)、确定中心距调整范围 式（4.6） 3、验算小带轮包角，根据文献10图3-13 式（4.7） 4、确定v带根数z 计算v带根数z，由文献11表8-1-24 式（4.8） 式中：为单根v带的基本额定功率，为时单根v带额定功率增量，为带长修正系数，为小带轮包角修正系数。查文献11表8-1-33， 查表8-1-27， 查表8-1-29，代入上式：取5、确定（单根带）初拉力 式（4.9） 由文献11表8-1-28查得0.06kg/m 6、计算对轴的压力，得：

21、 式（4.10）4.5 带轮的结构设计1、小带轮设计 因为小带轮基准直径=50mm300mm，故可采用实心式结构。 由文献9图8-12中带轮结构参数经验公式： 带轮宽：b=(z-1)e+2f=（2-1）15+2 10=35mm 式（4.11） 式中：e为槽间距，查文献9表8-10取e=15mm f为第一槽对称面至端面的距离，查文献9表8-10取e=10m z为轮槽数，由前面设计可知道取z=2 轮毂宽：l=（1.52）d=1.8d=1.8 24=43.2mm 式（4.12） 轮毂外直径：=1.9d=1.924=45.6mm 带轮外径：=+2=50+22.75=55.5mm 式（4.13） 式中为

22、基准线下槽深，查文献9表8-10得=2.75 轮缘宽：=8mm 基准线下槽深：=10mm 由以上数据，小带轮结构简图如下：图4.1 小带轮结构简图2、大带轮设计 因为基准直径=150mm300mm，故可采用腹板式结构。 查文献9图8-12中带轮结构参数经验公式： 带轮宽：b=(z-1)e+2f=（2-1）15+2 10=35mm 轮毂宽：l=（1.52）d=1.8d=1.8 15=27mm 轮毂外直径：=1.9d =1.915=28.5mm 带轮外径：=+2=224+22.75=155.5mm 轮缘宽：=8mm 基准线下槽深：=10mm 由以上数据，大带轮结构简图如下：图4.2 大带轮结构简图

23、*本科毕业设计（论文） 5 减速器的设计*本科毕业设计（论文） 5 减速器的设计5 减速器的设计5.1 齿轮的设计5.1.1 高速级齿轮设计计算：（一）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1.类型：圆柱斜齿轮2.精度：7级3.材料：由文献12表10-1选择，小齿轮均选用40cr（调质），小齿轮硬度为280hbs，大齿轮材料45钢（调质），硬度为240hbs，二者相差40hbs。4选择小齿轮的齿数，大齿轮齿数，则取=90初选螺旋角。（二）按齿面接触强度设计由文献12式10-21进行计算 式（5.1）1确定公式内的各计算数值(1) 试选载荷系数(2) 由文献12图10-30选取(3) 由文献12图1

24、0-26查得 式（5.2）（4）计算小齿轮转速由前面的计算可知（5）查文献12表10-7得（6）查文献1210-6得材料的弹性影响系数（7)由文献12图10-21d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(8)由式文献1210-13计算应力循环次数 式（5.3）（9）由文献12图10-19查得接触疲劳寿命系数，(10)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，由文献12公式10-12得 式（5.4）2.计算（1）计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式(2)计算圆周速度 式（5.5）（3）计算齿宽b及模数 式（5.6） 式（5.7） 式（5.8） 式（5.9）（

25、4）计算纵向重合度 式（5.10）（5）计算载荷系数k已知使用系数。根据，8级精度，由图文献1210-8查得动载荷系数，查得的计算公式： 式（5.11）查表文献1210-13得查表文献1210-3得，所以载荷系数 式（5.12）（6）按实际载荷系数校正所得的分度圆直径由文献12式10-10a得 式（5.13）（7）计算模数（三）按齿根弯曲强度设计 式（5.15）1.确定计算参数（1）计算载荷系数（2）根据纵向重合度由文献图10-28查得螺旋角影响系数（3）计算当量齿数 式（5.16）（4）根据文献10查取齿形系数由表10-5查得（5）查取应力校正系数由表10-5查得（6）由图10-20查得小齿

26、轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮为由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ，；计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数s=1.4,由式10-12得（7）计算大小齿轮的大齿轮数值大2.设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算得摸数1.25mm可满足弯曲强度，按接触强度得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 取 式（5.17） 取 3.几何尺寸计算计算中心距 式（5.18）将中心距圆整为70mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 式（5.19）因值改

27、变的不多，故参数等不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度圆整后取5.1.2 低速级齿轮设计计算（一）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1.类型：圆柱斜齿轮2.精度：7级3.材料：由文献12表10-1选择，小齿轮均选用40cr（调质），小齿轮硬度为280hbs，大齿轮材料45钢（调质），硬度为240hbs，二者相差40hbs。4选择小齿轮的齿数，大齿轮齿数，取，初选螺旋角（二）按齿面接触强度设计由文献12公式10-21进行计算1确定公式内的各计算数值（1）试选载荷系数（2）由文献12图10-3选取（3）由文献12图10-26查得（4）计算小齿轮转速由前面的计算可知（5）查文献

28、12表10-7得（6）查文献12表10-6查得材料的弹性影响系数（7)由文献12图10-21d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(8)由文献12式10-13计算应力循环次数（9）由文献12图10-19查得接触疲劳寿命系数，(10)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，由文献12公式10-12得2计算（1）计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得(2)计算圆周速度（3）计算齿宽b及模数（4）计算纵向重合度（5）计算载荷系数k已知使用系数。根据，7级精度，由文献12图10-8查得动载荷系数，查得的计算公式： 式（5.11）查文献12表10-13得查文献1

29、2表10-3得，所以载荷系数 式（5.12）（6）按实际载荷系数校正所得的分度圆直径由文献12式10-10a得 式（5.13）（7）计算模数 式（5.14）（三）按齿根弯曲强度设计1.确定计算参数（1）计算载荷系数（2）根据纵向重合度由文献12图10-28查得螺旋角影响系数（3）计算当量齿数（4）查取齿形系数由文献12表10-5查得（5）查取应力校正系数由文献12表10-5查得（6）由文献12图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮为由文献12图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ，；计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数s=1.4,由式10-1210得（7）计算大小齿轮的大齿轮数值大2

30、.设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算得摸数2mm可满足弯曲强度，按接触强度得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 取 取3.几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为90mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变的不多，故参数等不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度圆整后取验算传动比：所以满足设计要求。5.2 轴的设计计算5.2.1 低速轴（轴3）的设计计算低速轴的功率，转速，扭矩分别为：=0.074kw, =14r

31、/min, =50.478n.m1.确定轴的最小直径先按式文献1215-2初步估算轴的最小直径。选轴的材料为45钢调质处理。根据表文献1215-3，取，于是得轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使轴的直径和联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器的型号。联轴器的计算转矩，查文献12表14-1取，又代入数据得查文献11表5-2-25（gb/t5014-1985），选用hl1型弹性柱销联轴器。公称转矩为160000n.mm，联轴器的孔径d=20mm,所以 2.轴的结构设计图5.1 低速轴结构简图（1）根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长度1）由以上计算可知=20mm,为了满足联轴器的轴向定位

32、要求，在12段的右端制出一轴肩，轴肩h=(0.070.1)d，所以2）初步选取轴承，因同时受到径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，根据轴的结构和最小轴的直径大小 按文献11表6-1-54（gb/t297-1994）选用32006型轴承所以，根据轴承的右端采用轴肩定位，从表中查得32006型轴承的定位轴肩高度h=3mm,所以取=36mm.取安装齿轮的轴段67的直径为 =34mm,齿轮左端采用轴肩定位，轴肩的高度轴环处直径=40mm半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，所以长度应取短些，现取。由所选的轴承可知，=17mm.齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位

33、，已知齿轮的轮毂宽度为31mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，故取=38mm。考虑轴环宽度，取=5mm.而轴承端盖轴段的长度=24mm.在确定轴承的位置时应距离箱体内壁s=8mm，取齿轮距离箱体内壁a=15mm，齿轮间距c=15mm,所以，=47.25mm3)齿轮的的周向定位采用平键，按查文献12表6-1普通平键取得：b h l=10mm 8mm 30mm.联轴器处，由于是静连接，选用普通平键。由表6-1，查得当轴径时键取为。参照半联轴器与轴的配合长度为和普通平键的长度系列，取键长5.2.2 中间(轴2)轴的设计计算轴2的功率，转速，扭矩分别为：=0.078kw =46.66r/min =15

34、.96n.mm1.确定轴的最小直径先按文献12式15-2初步估算轴的最小直径。选轴的材料为40钢调质处理根据文献12表15-3，取，于是得，由于开了一个键槽，所以2.轴的结构构设计图5.2 中间轴的结构简图（1）各段的直径：因为轴的最小轴与轴承相配合，所以应该先确定轴承的型号从而确定轴的最小值，因同时受到径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承。查文献11（gb/t297-1994），根据上面计算的，选择轴承的型号为30204，其尺寸为所以，由上面轴的同样的计算方法可得：=28mm, =26mm =32mm（2）确定各段的长度考虑到齿轮的安装，配合段应比齿轮的宽度略短，=24-4=20mm, =47

35、-4=43mm考虑到第3轴与第2轴在箱体内的长度相等，则取 所以：轴3的就是齿轮的间距c,所以=c=15mm3)轴上零件的周向定位采用平键，按=28mm，考虑键槽的同时加工，故取平键：23段：b h l=8mm 7mm 14mm45段：b h l=8mm 7mm 32mm.5.2.3 输入轴（轴1）的设计计算=0.0826kw =233.33r/min =3.8n.mm1.确定轴的最小直径按文献12式15-2初步估算啜的最小直径，选择轴的材料为40cr，调质处理，根据文献12表15-3取=98，则由于开了键槽，所以 所以可取=10mm.2.轴的结构设计图5.3 高速轴的结构简图（1）根据轴向定

36、位的要求确定轴上各段直径和长度1) 根据上面计算可得安装带轮的轴径=10mm，轴肩的高度2）初步选取轴承，因同时受到径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，根据轴的结构和最小轴的直径大小查文献13表2-3-18（gb297-84）选用7302e型轴承所以，两轴承采用轴肩定位，轴肩的高度 考虑到是齿轮轴，取1.5mm，所以，安装端盖的轴径，考虑到轴承的安装容易，取，为小齿轮的分度圆直径23.34mm. 根据轴承的尺寸可得，考虑到大带轮的轮毂长度，取，轴承端盖轴向的总宽度由查表计算为27mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承的润滑取端盖的外端面与大带轮的距离,则.箱体内的轴段长度由与前两轴的配合安装确定

37、，根据前面尺寸可得，为齿轮的宽度30mm.3)平键的尺寸选择按=10mm，查文献12得:b h l=4mm 4mm 20mm.5.3 轴的校核5.3.1 输出轴（轴3）的校核求作用在齿轮上的力计算支反力1画轴的空间受力图将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；2作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。并确定可能的危险截面。图5.4 输出轴的受力图将计算出的危险截面处的的值列入下表：表5.1 输出轴各危险面处的载荷值载荷水平面h 垂直面v支反力f弯矩m总弯矩扭矩3按弯扭合成应力校核轴的强度已知材料为45钢调质，由文献

38、12表151查得，由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核。根据式15-5以上表中的数据，并取，轴的计算应力：结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够。5.3.2 中间轴（轴2）的校核求作用在齿轮上的力同轴3计算方法：1画轴的空间受力图将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；2作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。并确定可能的危险截面。图5.4 中间轴的受力图将计算出的危险截面处的的值列入下表：表5.2 中间轴各危险面处的载荷值载荷水平面h 垂直面v支反力f弯矩m总弯矩扭矩3按弯扭合成应力校

39、核轴的强度已知材料为45钢调质，由文献12表151查得，由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面c的强度进行校核。根据式15-5以上表中的数据，并取结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够5.3.3 输入轴（轴1）的校核1画轴的空间受力图将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；2作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。并确定可能的危险截面。图5.5 输入轴的受力图 将计算出的危险截面处的的值列入下表：表5.3 输入轴各危险面处的载荷值载荷水平面h 垂直面v支反力f弯矩m 总弯矩扭矩3按弯矩合成应力校核轴的强

40、度已知材料为40cr调质，由文献12表151查得，由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核。根据式15-5以上表中的数据，并取 式（5.20）结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够5.4 轴承的校核轴承的预期计算寿命 式（5.21）5.4.1 输入轴上轴承的校核（1）求两个轴承受到的径向载荷由轴的校核过程可知所以 式（5.22） （2）计算轴承的轴向力查文献13表2-3-18得gb297-84型号轴承所以 式（5.22） 式（5.23）（3）求轴承的动载荷查文献12表13-5得对轴承1 对轴承2 查文献12表13-6取冲击载荷因数（四）计算轴承的寿命 式（5.22）所以

41、 式（5.23） 所以轴承满足寿命要求。5.4.2 中间轴的校核（1）求两个轴承受到的径向载荷由轴的校核过程可知所以（2）计算轴承的轴向力查文献11（gb/t297-1994）得30204型号轴承所以（3）求轴承的动载荷查文献12表13-5得对轴承1 对轴承2 查文献12表13-6取冲击载荷因数（四）计算轴的寿命所以轴承满足寿命要求。5.4.3 输出轴上轴承的校核（1）求两个轴承受到的径向载荷由轴的校核过程可知所以（2）计算轴承的轴向力查文献11（gb/t297-1994）得32006型号轴承所以（3）求轴承的动载荷查文献12表13-5得对轴承1 对轴承2 查文献12表13-6 取冲击载荷因数

42、（四）计算轴的寿命所以轴承满足寿命要求。5.5 键的选择和校核5.5.1 输入轴上联轴器处的键（1）确定键的类型和尺寸由于是静连接，选用a型普通平键。由文献12表9-14（gb/t1095-1979），查得当轴径时键取为。参照大带轮宽与轴配合的毂长和普通平键的长度系列，取键长。（2）强度验算由文献12式（6-1） 式（5.24）式中 由文献12表6-2查取许用挤压应力为，满足强度要求。5.5.2 中间轴上的键（1）确定键的类型和尺寸由于是静连接，选用a型普通平键。由文献12表9-14（gb/t1095-1979），查得当轴径时键取为。由于轴上是两个键，且设计时两键的都为，参照齿轮与轴的配合长度

43、为和普通平键的长度系列，取键长。d=26mm时，（2）强度验算 由文献12式（6-1）当时：式中 由文献12表15-1查取许用挤压应力为，满足强度要求。 当d=26mm时： 5.5.3 输出轴上的键1）齿轮与轴联结处（1）确定键的类型和尺寸由于是静连接，选用a型普通平键。由文献12表9-14（gb/t1095-1979），查得当轴径时键取为参照齿轮与轴的配合长度为和普通平键的长度系列，取键长。（2）强度验算由文献12式（6-1）式中 ，满足强度要求。2） 联轴器处（1）确定键的类型和尺寸由于是静连接，选用a型普通平键。由文献12表9-14（gb/t1095-1979），查得当轴径时键取为。参照半联轴器与轴的配合长度为和普通平键的长度系列，取键长。（2）强度验算由文献12式（6-1）式中 ，满足强度要求。5.6 减速器箱体的设计由文献14表31.机座壁厚： 2.机盖壁厚： 取3.机座凸缘厚度： 4.机盖凸缘厚度：5.机座底凸缘厚度： 6.地脚螺钉直径： 7.地脚螺钉通孔直径：8.地脚螺钉数目：9.沉头座直径：10.轴承旁联接螺栓直径： 11.机盖与机座联接螺栓直径： 12.轴承端盖螺钉直径：13.窥视孔盖螺钉直径：14.定位销直径：15. 到外机壁距离：16. 到凸缘边缘距离：17.轴承旁凸台半径：18.大齿顶圆与内机壁距离： 19.齿轮端面与