榫槽成形半自动切削机说明书

1、 机械设计综合课程设计 机械设计课程设计计算说明书设计题目 榫槽成形半自动切削机 院 班设计者 指导老师 2012 年6 月1 日北京航空航天大学II 前 言这次课程设计是机械制造与自动化的一个十分重要的学习环节，是对三年以来所学的机械方面的知识进行了一次全面的检查、巩固和提高。这次课程设计是应用所学基础理论、专业知识与技能去分析和解决生产实际问题的一次综合训练。把所学的知识能够综合运用到实际零件的加工当中。通过这次设计使我们巩固了所学的知识理论，加深了印象，使我们能够运用所学到的专业知识解决一些具体的问题。此次课程设计涉及的知识面有机械制图、公差配合、机械设计基础、机械工艺等专业知识、CAX

2、A等基础知识。通过这次课程设计我发现了自己还有许多知识没有掌握牢固，还需要继续坚持不懈的努力与学习。但更多的感触是通过这次毕业设计使我提高、巩固、扩大了自己所学到的理论知识与技能，提高自己设计计算、制图、编写技术文件的能力，学会正确使用技术资料、标准手册等工具书，并在这次设计中培养了我们对机械设计的独立工作能力、初步树立了正确的实际思想，掌握了一定的机械加工设计方法步骤和思路为以后的学习与设计工作打下了良好的基础。II目录绪论1 11设计题目1 12原始数据及设计要求1 13 设计任务2第一章 机构运动简图设计与选择3 11 方案设计3 12 方案的运动分析4第二章 电动机的选择7 21电动机

3、容量的选择7 22电动机转速的选择8第三章 传动比的分配及动力参数9 31 榫槽切削机的总传动比分配9 32 各项动力参数计算9第四章 减速器传动零件的设计计算12 41第一级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算12 42第二级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算19第五章 轴的设计28 51高速轴结构设计及其计算校核28 52中间轴结构设计及其计算校核33 53低速轴结构设计及其计算校核39第六章 滚动轴承的选择与校核45 61高速轴轴承6205寿命校核45 62 中间轴轴承6206寿命校核46 63 低速轴轴承6208寿命校核47第七章 键的选择与校核49 71高速轴上键的选择与校核49 72中间轴的键的选择

4、与校核49 73低速轴的键的选择与校核50第八章 箱体和附件的设计52 81联轴器的选择52 82 箱体各尺寸设计53 83减速器附件设计54第九章 设计心得体会59参考文献60I绪论 11设计题目 设计榫槽成型半自动切削机。切削机的组成框图如下图所示。该机器为木工机械，其功能是将木质长方形块切削出榫槽，其执行系统工作过程如下图所示。先由构件2压紧工作台上的工件，接着端面铣刀3将工件的右端面切平，然后构件2松开工件，推杆4推动工件向左直线移动，通过固定的榫槽刀，在工件上的全长上开出榫槽。12原始数据及设计要求原始数据见下表（单位：mm）：XYHLL2L3L4L5L6L7502201070307

5、030201820设计要求及任务：推杆在推动工件切削榫槽过程中，要求工件作近似等速运动。共加工5台，室内工作，载荷有轻微冲击，原动机为三相交流电动机，使用期限为10年，每年工作300天，每天工作16小时，每半年作一次保养，大修期为3年。其他设计参数如下1：工作载荷为3500N，端面载荷2200N，工作效率50件/分13 设计任务1). 设计机构系统总体运动方案，画出系统运动简图，完成系统运动方案论证报告。2). 完成传动系统或执行系统的结构设计，画出传动系统或执行系统的装配图。3). 设计主要零件，完成2张零件工作图。4). 完成设计说明书一份。第一章 机构运动简图设计与选择11 方案设计a.

6、说明 1.通过两个凸轮分别控制工件压紧和推杆的工作，再用一曲柄滑块机构(长杆109mm，短杆42.3mm)控制刀的切削 2.一个周期开始时，工件被压紧，进行切削；完全切削完之后工件被松开，之后推杆推动工件；得到榫槽后推杆退出，刀具上升；进入下一个周期 3.由题意知周期为2sb.优缺点 优点：由于整个机构大部分为连杆机构，结构较为紧凑，工艺性好，能实现机构所要求的所有动作。通过连杆机构可以实现急回特性，可以实现推杆的快速返回，且传递的载荷允许值较大。缺点：整个执行机构需要同时匹配三个运动，且三个运动之间有时间先后关系，行程匹配难度较大。推杆机构是切削的主要部件，要求切削过程中速度平稳，近似为匀速

7、运动，而连杆机构工作不能保证速度的恒定。同时推杆作为主要工作部件没有过载保护。12 方案的运动分析a压紧和端面切削部分曲柄滑块机构(长杆109mm，短杆42.3mm)b推杆运动部分c运动分析 推杆行程S4至少为L+L2+L5=120，可选用120。推动工件时力较大，速度需慢一点，所以设计推进时间为1s，退出时间为0.5s，等待时间为0.5s。 压紧凸轮压紧时间为0.25s，即可保证整个切削过程都压紧了，在推杆推进时又已经松开。d凸轮轮廓设计推杆凸轮行程图压紧凸轮行程图e根据凸轮行程图可作出凸轮轮廓线（采用作图法）推杆凸轮压紧凸轮第 5 页 机械设计综合课程设计 第二章 电动机的选择Y系列全封闭

8、自扇冷式笼型三相异步电动机具有效率高、性能好、振动小等优点。适用于空气中不含易燃、易爆或腐蚀性气体的场所或无特殊要求的机械上。21电动机容量的选择由工作情况可知，工作轴每转动一周，榫槽切削刀就切木块一次，同时推杆推动工件一次，而根据生产效率为每分钟50件，故每生产一件产品需要1.2秒。又由设计凸轮的形状，凸轮在一周的半圈里工作，另半圈处于近休位置，最大功率即为推杆推动工件时的功率。根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率设：V带效率1=0.96轴承的传动效率(一对)2=0.99闭式齿轮传动效率3=0.97移动副效率4=0.99凸轮效率5=0.9传动系统的总效率为所需电动机的功率为由电动机的最小

9、输出功率要求，查表可选择Y系列三相异步电动机且满足的条件，电动机额定功率应取0.75KW。22电动机转速的选择根据榫槽切削机的主轴转速（30r/min），按照理想情况，输出轴每转动一周榫槽切刀就切削木块一次，进行一次榫槽切削动作，以此为依据可知，榫槽切削机输出轴的转速应该等于切削机的切削机的工作效率，即榫槽切削机输出轴的转速为按要求选取同步转速为910r/min的电动机，对应于额定功率为0.75kw的电动机型号应为Y90S6型表21电动机性能电动机型号额 定功 率（kw）同 步转 速(r/min)满 载转 速(r/min)总传动比Y90S60.75100091030.3查看电动机表可知此电动机

10、的中心高为H=90mm,转轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为D=24mm和E=50mm。 第三章 传动比的分配及动力参数31 榫槽切削机的总传动比分配 (1)总传动比为 (2)分配传动装置各级传动比取V带的传动比i01=3，则减速器的传动比i为取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比则低速级传动比32 各项动力参数计算0轴（电动机轴）1轴（高速轴）2轴（中间轴）3轴（低速轴）表31传动系统的总参数轴名电动机轴1轴2轴3轴功率P/kw输入0.720.690.66输出0.6420.710.680.65转矩T/Nm输入22.6781.69210.24输出7.822.3780.87208.14转速

11、n/(r/min)910303.380.6629.98传动比i33.762.691效率0.960.960.98第四章 减速器传动零件的设计计算41第一级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算11.选择配对齿轮的精度等级、材料、齿数初选及螺旋角初定a) 榫槽切削机为一般的工作机器，速度不高，冲击振动不大，而且所加工的零件为硬度并不高的木料，故可选择齿轮精度为7级或8级，在此设计计算中选择8级。b) 材料：齿轮在工作是受到的是交变作用力，要求齿轮的材质为里韧外硬，一般制造齿轮的材料为调质钢或渗碳钢，在此设计计算中选择调质钢。同时由于小齿轮直接与轴作为一体，所以小齿轮材料选择为45钢（调质处理，硬度为260HB

12、S），大齿轮材料选择为45钢（调质处理，硬度为240HBS），两者硬度相差20HBS。c) 标准齿轮的最少齿数为17，齿轮的模数选择第一系列，两啮合齿轮齿数互质，螺旋角范围8至25，小齿轮的宽度比大齿轮的宽度大5至10mm。12齿轮参数设计计算a)选择材料和精度等级考虑主动齿轮的转速不是很高，传动尺寸未严格限制，批量较小，小齿轮选用45钢，调质处理硬度为HB=241-286，平均取为260HB。大齿轮选用45钢，调质处理，硬度HB=229-286,平均取为240HB。同侧齿面精度选8级精度。b)初步估算小齿轮的直径由附录B中的B1，查得计算小齿轮传递的转矩由表214可选取齿宽系数=1，初步计算

13、许用接触应力由图224查得接触疲劳强度极限（失效概率为1%）。则初步有试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得初取小齿轮的分度圆直径为d1=40mmc)确定基本参数计算小齿轮圆周速度和校核精度等级查表21，取8级精度合理 初取齿数为=31，取为117确定模数查表24，取mn=1.25 确定螺旋角为小齿轮的直径为大齿轮的直径为初步取齿宽为校核传动误差，齿数未作圆整，传动比不变d)校核齿面接触疲劳强度由式25校核齿面解除疲劳强度d-1 计算齿面接触应力节点区域系数由图217查取，非变位斜齿轮弹性系数由表215查得，重合性系数的计算公式由断面重合度和纵向重合度确定。其中端面重合度为由表25可得由于无变位，

14、端面啮合角，因此端面重合度为纵向重合度为因为，故。螺旋角系数使用系数由表27查得，动载荷系数由表26查得齿间载荷分配系数查表28。其中齿向载荷分布系数查表29，其中非对称支承，调质齿轮的精度为8级精度齿面接触应力为d-2 计算许用接触应力由式216其中接触强度寿命系数由图227查得计算的应力循环次数为由图可以选择齿面工作硬化系数为接触强度尺寸由表218查得润滑油膜影响系数为接触最小安全系数查表217（一般可靠性），许用接触应力为d-3 验算（取和中的较小者进行比较），接触疲劳强度较为合适，齿轮无需进行调整。e) 确定主要的传动尺寸中心距为进行中心距圆整，取a=95mm由公式可求得精确的螺旋角为

15、f）齿根完全疲劳强度验算由式211进行齿根弯曲疲劳强度校核f-1 计算齿根弯曲应力使用系数、动载荷系数和齿间载荷非配系数同疲劳接触强度。齿向载荷分布系数由图29查得，其中：齿形系数由图220（非变位）查得，；应力修正系数由图221查得，重合度系数为螺旋角系数由图222查得，齿根弯曲应力为f-2 计算许用弯曲应力由式217计算许用弯曲应力：实验齿轮的齿根弯曲疲劳极限由图230查得。弯曲强度最小安全系数由表217查得，。弯曲强度尺寸系数由图233查得。弯曲强度寿命系数，由图232查得（应力循环次数同接触疲劳强度校核），查得。应力修正系数相对齿根圆角敏感及表面状况系数为许用齿根弯曲应力为f-3 弯曲

16、疲劳强度校核弯曲疲劳强度校核合格g）静强度校核因传动无严重过载，故不作静强度校核42第二级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算11.选择配对齿轮的精度等级、材料、齿数初选及螺旋角初定a) 榫槽切削机为一般的工作机器，速度不高，冲击振动不大，而且所加工的零件为硬度并不高的木料，故可选择齿轮精度为7级或8级，在此设计计算中选择8级。b) 材料：齿轮在工作是受到的是交变作用力，要求齿轮的材质为里韧外硬，一般制造齿轮的材料为调质钢或渗碳钢，在此设计计算中选择调质钢。同时由于小齿轮直接与轴作为一体，所以小齿轮材料选择为45钢（调质处理，硬度为260HBS），大齿轮材料选择为45钢（调质处理，硬度为240HBS），

17、两者硬度相差20HBS。c) 标准齿轮的最少齿数为17，齿轮的模数选择第一系列，两啮合齿轮齿数互质，螺旋角范围8至25，小齿轮的宽度比大齿轮的宽度大5至10mm。12齿轮参数设计计算a)选择材料和精度等级考虑主动齿轮的转速不是很高，传动尺寸未严格限制，批量较小，小齿轮选用45钢，调质处理硬度为HB=241-286，平均取为260HB。大齿轮选用45钢，调质处理，硬度HB=229-286,平均取为240HB。同侧齿面精度选8级精度。b)初步估算小齿轮的直径由附录B中的B1，查得计算小齿轮传递的转矩由表214可选取齿宽系数=1，初步计算许用接触应力由图224查得接触疲劳强度极限（失效概率为1%）。

18、则初步有试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得初取小齿轮的分度圆直径为d1=60mmc)确定基本参数计算小齿轮圆周速度和校核精度等级查表21，取8级精度合理 初取齿数为=38，取为103确定模数查表24，取mn=1.5 确定螺旋角为小齿轮的直径为大齿轮的直径为初步取齿宽为校核传动误差，齿数未作圆整，传动比不变d)校核齿面接触疲劳强度由式25校核齿面解除疲劳强度d-1 计算齿面接触应力节点区域系数由图217查取，非变位斜齿轮弹性系数由表215查得，重合性系数的计算公式由断面重合度和纵向重合度确定。其中端面重合度为由表25可得由于无变位，端面啮合角，因此端面重合度为纵向重合度为因为，故。螺旋角系数使用

19、系数由表27查得，动载荷系数由表26查得齿间载荷分配系数查表28。其中齿向载荷分布系数查表29，其中非对称支承，调质齿轮的精度为8级精度齿面接触应力为d-2 计算许用接触应力由式216其中接触强度寿命系数由图227查得计算的应力循环次数为由图可以选择齿面工作硬化系数为接触强度尺寸由表218查得润滑油膜影响系数为接触最小安全系数查表217（一般可靠性），许用接触应力为d-3 验算（取和中的较小者进行比较），接触疲劳强度较为合适，齿轮无需进行调整。e) 确定主要的传动尺寸中心距为进行中心距圆整，取a=111mm由公式可求得精确的螺旋角为f）齿根完全疲劳强度验算由式211进行齿根弯曲疲劳强度校核f-

20、1 计算齿根弯曲应力使用系数、动载荷系数和齿间载荷非配系数同疲劳接触强度。齿向载荷分布系数由图29查得，其中：齿形系数由图220（非变位）查得，；应力修正系数由图221查得，重合度系数为螺旋角系数由图222查得，齿根弯曲应力为f-2 计算许用弯曲应力由式217计算许用弯曲应力：实验齿轮的齿根弯曲疲劳极限由图230查得。弯曲强度最小安全系数由表217查得，。弯曲强度尺寸系数由图233查得。弯曲强度寿命系数，由图232查得（应力循环次数同接触疲劳强度校核），查得。应力修正系数相对齿根圆角敏感及表面状况系数为许用齿根弯曲应力为f-3 弯曲疲劳强度校核弯曲疲劳强度校核合格g）静强度校核因传动无严重过载

21、，故不作静强度校核第五章 轴的设计51高速轴结构设计及其计算校核a)选择材料和热处理方式根据工作条件，小齿轮的直径（40mm）较小，采用齿轮轴结构，轴的材料和热处理与齿轮的材料和热处理一致，采用45钢调质处理。b)高速轴最小直径的确定按扭转强度法进行最小直径估算，即 初算轴径，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。值由表13确定： 因高速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽。则 由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结，则外伸段轴径与电动机轴径不得相差太大，否则难以选择合适的联轴器。所选电动机型号为Y90S6，取 ，为电动机轴直径，同时考虑到小齿轮的直径，综合考虑各因素，取 。

22、c)高速轴的结构设计各轴段直径长度的确定：滚动轴承处轴段，滚动轴承选为6205 ：由轴承宽度和套筒确定，取 L1=27mm：高速级小齿轮轴端，由齿轮传动确定轴径，d2=42mm：由齿轮传动确定 L2=54mm：过渡段轴段，由前后轴段直径确定d3=32mm：由箱体机构尺寸和轴承位置确定 L3=91mm：滚动轴承处轴段，滚动轴承选为6205 ：轴承宽度确定 L4=27mm：密封轴段 ：由箱体结构确定L5=35mm ：外伸轴段 ：由联轴器确定L6=40mm13045d)轴的空间受力分析其中B到齿轮中心O的距离为BC=45mm，AC=130mm输入的转矩为齿轮周向力齿轮径向力齿轮轴向力e)计算轴承的支

23、反力，绘出水平面和垂直面的弯矩图和13045e-1 垂直面（YZ平面）的支反力和弯矩计算如下：垂直面弯矩图108914Nmme-2水平面（XY平面）的支反力和弯矩计算如下水平面弯矩图1600313629.6f) 计算并绘制合成弯矩图根据可得合成弯矩图110083109763g）计算扭矩并绘制扭矩图扭矩图22670h)计算并绘制当量弯矩图转矩按脉动循环考虑，取。由表12查得，由表14查得,则由公式可求得危险截面O处的当量弯矩当量弯矩图10992313148110866i) 按弯扭合成应力校核轴的强度由表14查得许用弯曲应力为，由式13进行校核，截面O的弯曲应力为显然强度满足要求，振动和刚度校拉计

24、算略。52中间轴结构设计及其计算校核 a)选择材料和热处理方式根据工作条件，小齿轮的直径较小（d=60mm），采用齿轮轴结构，轴的材料和热处理与齿轮的材料和热处理一致，采用45钢调质处理。b)中间轴最小直径的确定按扭转强度法进行最小直径估算，即 初算轴径，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。值由表13确定： 由于中间轴上存在第二级齿轮的小齿轮，且该小齿轮的直径为60mm，轴段过度时直径变化不能过大，综合考虑各方面因素，最后选定最小轴径，且该处的轴段用于安放轴承。 c)中间轴的结构设计各轴段直径长度的确定d1：滚动轴承处轴段，滚动轴承选为6206 d1=30mmL1：由轴承宽度和

25、套筒确定，取L1=34mmd2：小齿轮轴段，由齿轮啮合确定轴径d2=63mmL2：由齿轮啮合传动确定 L2=78mmd3：过渡轴段，由于轴径过渡不能太大，选取d3=48mmL3：由箱体结构等确定L3=10mmd4：安装第一级大齿轮轴段，选取d4=40mmL4： 由齿轮和箱体结构等确定L4=45mmd5：轴承安放轴段，选取轴承6206 d5=30mmL5： 由套筒和轴承宽度等确定 L5=42mm60d)轴的空间受力分析3176其中BD=60mm，DC=76mm CA=31mm输入的转矩为大齿轮受力计算小齿轮受力计算317660e)计算轴承的支反力，绘出水平面和垂直面的弯矩图和e-1 垂直面（YZ

26、平面）的支反力和弯矩计算如下：垂直面弯矩8130373684e-2水平面（XY平面）的支反力和弯矩计算如下水平弯矩图（画图中取相反的符号）34906277441433230480f) 计算并绘制合成弯矩图合成弯矩图8847986672817795586g）计算扭矩并绘制扭矩图扭矩图81690h)计算并绘制当量弯矩图转矩按脉动循环考虑，取。由表12查得，由表14查得,则由公式可求得危险截面处C和D的当量弯矩当量弯矩图9451358850i) 按弯扭合成应力校核轴的强度由表14查得许用弯曲应力为，由式13进行校核，截面D的弯曲应力为在截面C处的弯曲应力为显然强度满足要求，振动和刚度校拉计算略。53

27、低速轴结构设计及其计算校核 a)选择材料和热处理方式根据工作条件，低速轴采用45钢调质处理。b)低速轴最小直径的确定按扭转强度法进行最小直径估算，即 初算轴径，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。值由表13确定： 因高速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽 最小轴径确定35mm，外伸轴接联轴器c)低速轴的结构设计各轴段直径长度的确定：外伸轴段， ：由联轴器确定，取L1=82mm：密封轴段 d2=36mm：由箱体结构确定 L2=37mm：安放轴承轴段 选用轴承6208 d3=40mm：由轴承宽度确定 L3=30mm：过渡轴段， d4=46mm：由箱体结构确定 L4=62mm：齿轮

28、定位贴合轴段 d5=52mm： 选用：齿轮安装轴段 d6=46mm：由齿轮结构确定 L6=69mm：滚动轴承安装轴段，选用轴承6208 d7=40mm：由轴承宽度和套筒宽度确定 L7=42mmd)轴的空间受力分析64110齿轮受力计算e)计算轴承的支反力，绘出水平面和垂直面的弯矩图和64110e-1 垂直面（YZ平面）的支反力和弯矩计算如下垂直面弯矩图189310e-2水平面（XY平面）的支反力和弯矩计算如下；水平弯矩图11136113870f) 计算并绘制合成弯矩图根据 可得合成弯矩图1896377231860 g）计算扭矩并绘制扭矩图转矩图210240h)计算并绘制当量弯矩图转矩按脉动循环

29、考虑，取。由表12查得，由表14查得,则由公式可求得危险截面O处的当量弯矩当量弯矩图261969i) 按弯扭合成应力校核轴的强度由表14查得许用弯曲应力为，由式13进行校核，截面O的弯曲应力为显然强度满足要求，振动和刚度校拉计算略。第六章 滚动轴承的选择与校核根据载荷及速度情况，拟选用深沟球轴承02系列，由前面轴的设计，已初选三轴上的轴承分别为（表663）高速轴：6205 基本参数：中间轴：6206 基本参数：低速轴：6208 基本参数：轴承的预期寿命与整机的寿命相同，为，若轴承寿命偏下，可以选择三年更换一次。61高速轴轴承6205寿命校核a) 计算轴承的径向载荷和轴向载荷b) 计算径向当量动

30、载荷对于轴承1，查表663，取由于，取冲击载荷系数对于轴承2，取冲击载荷系数取两者较大者进行校核c) 计算轴承寿命由式88 ，其中轴承寿命 显然轴承寿命符合要求d）校核极限转速由于减速器转速很小，该系列轴承极限转速较高，故不需做极限转速校核62 中间轴轴承6206寿命校核a) 计算轴承的径向载荷和轴向载荷b) 计算径向当量动载荷对于轴承1，查表663，取由于，取冲击载荷系数对于轴承2，取冲击载荷系数取两者较大者进行校核c) 计算轴承寿命由式88 ，其中轴承寿命 显然轴承寿命符合要求d）校核极限转速由于减速器转速很小，该系列轴承极限转速较高，故不需做极限转速校核63 低速轴轴承6208寿命校核a

31、) 计算轴承的径向载荷和轴向载荷b) 计算径向当量动载荷对于轴承1，查表663，取由于，取冲击载荷系数对于轴承2，取冲击载荷系数取两者较大者进行校核c) 计算轴承寿命由式88 ，其中轴承寿命 显然轴承寿命符合要求d）校核极限转速由于减速器转速很小，该系列轴承极限转速较高，故不需做极限转速校核第七章 键的选择与校核71高速轴上键的选择与校核外伸轴段接联轴器，初选A型平键，材料为45钢。轴段直径和长度如下。查表657，初选键A 键宽 ，键高 ，键长 。查表71，键的许用挤压应力取为 。由公式71,72进行校核 其中代入得：则键的挤压强度满足要求 72中间轴的键的选择与校核一般8级以上精度的齿轮有定

32、心精度要求，应选用平键连接，初选A型平键，材料为45钢。齿轮连接处轴段直径和长度如下。查表657，初选 键 键宽 ，键高 ，键长 。查表71，键的许用挤压应力取为。由公式71,72进行校核 代入得：则键的挤压强度满足要求73低速轴的键的选择与校核a)低速级大齿轮配合轴段键的选用一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接，初选A型平键，材料为45钢。低速轴上轴段与低速级大齿轮配合，齿轮配合处轴段直径和长度如下。查表657，初选 键 键宽 ，键高 ，键长 。查表71，键的许用挤压应力取为。由公式71,72进行校核 其中代入得：则键的挤压强度满足要求b) 外伸轴段键的选用外伸轴段接联轴器，

33、初选用C型平键，材料为45钢。外伸轴段的直径和长度如下所示。查表657，初选键 键宽 ，键高 ，键长 。查表71，键的许用挤压应力取为。由公式71,72进行校核 其中代入得：键的挤压强度满足要求第八章 箱体和附件的设计81联轴器的选择a) 高速轴联轴器选择根据工作要求，高速轴工作较为平稳，转速较低，高速轴选用弹性柱销联轴器。高速轴的转速为 查表6100，选LX1弹性柱销联轴器，其公称转矩为，许用转速，故适用。由于高速轴外伸轴段部分轴径较小，电机轴（主动轴）的外伸部分轴径，按需要进行联轴器的加工。该联轴器表示如下LX1联轴器主动轴（电机轴）：Y型轴孔，A型键槽，从动轴(高速轴）：Y型轴孔，A型键

34、槽，b) 低速轴联轴器选择根据低速轴的工作要求，载荷较平稳，低速轴选用弹性柱销联轴器。低速轴的转速为 ，传递转矩查表6100，选LX3弹性柱销联轴器，其公称转矩为，许用转速，故适用。低速轴外伸轴段（主动轴）轴径，带轮轴（从动轴）的连接轴端取为轴径，该联轴器表示如下LX3联轴器主动轴（低速轴）：Y型轴孔，A型键槽，从动轴(带轮轴）：J型轴孔，B型键槽，82 箱体各尺寸设计为便宜箱体内的零件拆装，结构形式采用剖分式。在保证箱体强度和刚度的条件下，考虑结构紧凑、制造方便等要求，由经验公式算得箱体的各部位的尺寸见下表：表81名称符号结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱座、箱盖、凸缘厚度12，12，20地脚螺栓直

35、径及数目16，4轴承旁联结螺栓直径及数目12， 8箱盖箱座联结螺栓直径及数目10, 4轴承小中端盖螺钉直径及数目6， 16大轴承端盖螺钉直径及数目8， 8窥视孔盖螺钉及数目6， 4定位销直径及数目8， 2轴承旁凸台半径16凸台高度40外箱壁距轴承座端面的距离42大齿轮顶部距内壁距离12齿轮端面距内壁的距离9箱盖箱座肋厚7， 7轴承端盖凸缘厚度983减速器附件设计a)窥视孔盖为了便于观察箱内传动齿轮的工作情况，在箱盖的顶部设有观察孔，上面安装通气器，观察孔盖具体参数如下所示窥视孔厚度为4mmb)通气器选择为了使箱内气体与大气联通，在箱盖顶部设有通气器，规格选为c) 油标设计为了便于测量箱座内润滑油的高度，以确定减速器是否正常润滑，在箱座一侧装有杆式油标，具体参数如下选取油标型号C型，M12d)油塞设计为了便于更换箱体内的润滑油，在箱体底部设有放油孔和油塞，具体参数如下所示选择油塞e) 起吊装置设计起吊装