毕业设计--步进送料机的设计

步进送料机的设计

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。

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1 送料机构的设计计算

1.1 输送机介绍

输送机（Conveyor）

输送机是在一定的线路上连续输送物料的物料搬运机械，又称连续输送机。输送机可进行水平、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。输送机输送能力大，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。

可以单台输送，也可多台组成或与其他输送设备组成水平或倾斜的输送系统，以满足不同布置形式的作业线需要。 输送机的历史

中国古代的高转筒车和提水的翻车，是现代斗式提升机和刮板输送机的雏形；17世纪中，开始应用架空索道输送散状物料；19世纪中叶，各种现代结构的输送机相继出现。

1868年，在英国出现了带式输送机；1887年，在美国出现了螺旋输送机；1905年，在瑞士出现了钢带式输送机；1906年，在英国和德国出现了惯性输送机。此后，输送机受到机械制造、电机、化工和冶金工业技术进步的影响，不断完善，逐步由完成车间内部的输送，发展到完成在企业内部、企业之间甚至城市之间的物料搬运，成为物料搬运系统机械化和自动化不可缺少的组成部分。 输送机的分类

一.输送机一般按有无牵引件来进行分类

具有牵引件的输送机一般包括牵引件、承载构件、驱动装置、张紧装置、改向装置和支承件等。牵引件用以传递牵引力，可采用输送带、牵引链或钢丝绳；承载构件用以承放物料，有料斗、托架或吊具等；驱动装置给输送机以动力，一般由电动机、减速器和制动器(停止器)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

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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。

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2米到70米。 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。

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（3）斗式提升机 利用均匀固接于无端牵引构件上的一系列料斗，竖向提升物料的连续输送机械。

斗式提升机具有输送量大，提升高度高，运行平稳可靠，寿命长显著优点，本提升机适于输送粉状，粒状及小块状的无磨琢性及磨琢性小的物料，如：煤、水泥、石块、砂、粘土、矿石等，由于提升机的牵引机构是环行链条，因此允许输送温度较高的材料(物料温度不超过250 ℃)。一般输送高度最高可达40米。 2．物流输送机械(如:流水线,流水线设备,输送线,悬挂输送线,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

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。

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；

（5）造型的美观设计，一种设计的美观同样重要，尺寸确定后根据现实的需要和工程上的要求来具体设计机构机型改装，设计出具有创新能力的机构。

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图1

主要机构为曲柄摇杆机构，它类似采用的是一种简易的四杆机构，

连杆机构构件运动形式多样，如可实现转动、摆动、移动和平面或空间复杂运动，从而可用于实现已知运动规律和已知轨迹。此外，低副面接触的结构使连杆机构具有以下一些优点：运动副单位面积所受压力较小，且面接触便于润滑，故磨损减小；制造方便，易获得较高的精度；两构件之间的接触是靠本身的几何封闭来维系的。平面连杆机构的缺点是：一般情况下，只能近似实现给定的运动规律或运动轨迹，且设计较为复杂；当给定的运动要求较多或较复杂时，需要的构件数和运动副数往往较多，这样就使机构结构复杂，工作效率降低，不仅发生自锁的可能性增加，而且机构运动规律对制造、安装误差的敏感性增加；机构中作复杂运动和作往复运动的构件所产生的惯性力难以平衡，在高速时将引起较大的振动和动载荷，故连杆机构常用于速度较低的场合

所有运动副均为转动副的平面四杆机构称为铰链四杆机构，它是平面四杆机构的最基本的型式，其他型式的平面四杆机构都可看作是在它的基础上通过演化而成的。在此机构中，构件4为机架，与机架构成运动副的构件1、3称为连架杆，不与机架组成运动副的构件2称为连杆。若组成转动副的两构件能作整周相对转动，则该转动副称为整转副，否则称为摆动副。与机架组成整转副的连架杆称为曲柄，与机架组成摆动副的连架杆称为摇杆。

曲柄摇杆机构：其中两连架杆一为曲柄另一为摇杆. 我们知道，当连杆上的点处在连杆平面的不同位置时，其曲线形状将有很大的变化，连杆曲线的形状主要有椭圆形、曲边三角形、逗点形、“8”字形、月牙形等，这些形状的连杆曲线分布在连杆平面的不同区域内，在连杆平面内找到一点，使得在平面作相对水平运动，保证输送爪与被传送件没有相对运动，也就是不产生相对磨擦，满足传送件要运动的轨迹要求。

该机构的自由度为2。输入运动从曲柄1传入，摇杆3控制了输送爪5的水平运动。

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方案优点是：运动副都是低副，因此运动副元素都是面接触，压强较小，可承受较大的载荷；有利于润滑，故磨损较小；此外，运动副元素的几何形状比较简单，便于加工制造，易获得较高的精度.还可以改变各构件的相对长度使从动件得到不同的运动规律。缺点是：传递路线较长，易产生较大的误差积累，同时，也使机械效率降低，且不利于高速运动。

综上：所设计方案能满足要求的性能指标；结构简单、紧凑；制造方便，成本较低。

1.3 设计机构的具体尺寸

考虑到行程速比系数(动停时间之比)K=t1/t2=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2

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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 AB=（AF2-AF1）/2=66 连杆 BF=（AF2+AF1）/2=164.08 摇杆 DC=270.42mm AD=119.6mm

将各杆长度圆整后得：AB=66mm BF=164mm DC=Z70mm DF=180mm

使用圆整后的数据作图如下：

图3

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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=270mm DF=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。

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2 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，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3

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3 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。 3.1.1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4

F34=50N

F43X238.24mm=F23X180mm F32Xcos48=F12Xcos41 M=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：

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Pw?M*n/9550kW ?1.646kW

Pd电动机所需工作功率（kW）为：

Pd?Pw?

32?????3 12传动装置的总效率为：

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?1?0.99，滚动轴承效率（一对）?2?0.99，共三对。闭式齿轮传动效率?3?0.97，代入得：

??0.99?0.993?0.972?0.9

pd?pw所需电动机功率为

Ped

??1.646kW?1.83kW0.9

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3.1.2确定电动机转速

送料机构曲柄盘工作转速n=20r/min。

通常，二级圆柱齿轮减速器为

Ped

为2.2kW。

i??8~60 ，故电动机转速的可选范围为：

故可选同步转速为750r/min。

nd?i'n??8~60??20r/min?160~1200r/min3.2 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。

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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 电动额定转速r/min 电效功率因机型号 功率kw 流A 率％ 数cos? Y132S-8 2.2 750 8 5.90.87 重量kg 2.5 起动电流/额定电起动转矩/最大转矩/流 额定转矩 额定转矩 6.0 1.9 2.0 63

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4 联轴器的选用

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。

4.1 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。

4.2 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： 4.2.1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

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值。

这种联轴器一般用于转速n?250r/min,轴的刚度较大，且无剧烈冲击处。

效率

??1?(3~5)fyd，这里f为摩擦系数，一般取为0.12~0.25；y为两轴间径

向位移量，单位为mm；d为轴径，单位为mm。

2）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

00这种联轴器可以允许两轴间有较大的夹角（夹角?最大可35~45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。

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4.2.2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。

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。

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齿轮宽度： b??dd1?37.5mm

取 B4?40mm B3?50mm 因此，得表3如下图：

二级圆柱齿轮减速器齿轮设计参数

` 齿 轮 参 对 数 项 齿数 高速级 Z1 26 Z2 104 低速级 Z1 25 Z2 139 高速级 Z1 齿宽( mm) 40 Z2 35 Z1 50 低速级 Z2 40 分度圆直径( mm) 计算接触应力(MPa) 极限传递功率(kW) 模数(mm) 39 156 37．5 210 变位系数( mm) 计算弯0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 582 572 630 632．5 曲应力(MPa) 307．14 241．57 303．57 249．71 2．9 2．85 齿面硬度(HBS) 中心距 (mm) 小齿轮280 240 280 240 1．5 1．5 97．5 123．75 小齿轮最高转速(r/min) 750 —— 112 —— 最大扭矩(N.mm) 18570 —— 19100 —— 5.4.2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: L0??2?B3??2?(B1?B3)/2??2?155 (2) 调整间隙如下: ?21?10; ?22?10; ?23?10 (3) 轴承端盖螺钉: GB/T5783 M8X25 总长 端盖厚度

l0?35?34.65?

B0?1.2d3?10(9.6) 轴承选6005A

(4) 调整垫片厚度: l?2

(5) 轴承座的厚度: l2???c1?c2?10(凸台高度)?52 (6) 挡油环预定宽度:

Bh?8

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(7) 高速轴轴颈处的线速度：

?dn??25?750v???0.98m/s?2m/s6000060000?dn??25?1440v???1.844m/s?2m/s6000060000 因此，轴承的润滑方式选用油脂润滑，取

一.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:

?3?8

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:d11?A03P2.21?120?3?15.12mm n1750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?15.12?16.03 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:

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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 P?d11?C131n1第I段 16 ??d11?(1?6%)d11(考虑键槽影响) 20（16.03） 54 L11?54 第II段 L2?12?Bhd2?d 33 22 9 24 40 22 第III段 L3??2??3?Bhd3?d1?5L4?B1d4?d1aL5?80d5?d 第IV段 第V段 23 24

2轴的受力分析及计算 轴的受力计算

Ft?2T12?19100??979.49d139

Fr?Fttan??979.49?tan20??356.5Fn?Ft/cos??979.49/cos20??1042.35

3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

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10*25 GB1096-1979

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及键10*40 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1*450

二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 A0?112

P2.69?20.64mm 所以,有该轴的最小轴径为: d21??A032?112?3n2429.85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 Pd21??A032n2第I段 (轴承预选6005B2 25 22 由轴承尺寸确定 ?12) L1?B1?Bh 24

?d22?d21?2?0.1d21 第II段 30 40 d22?(1?12%)d22?(考虑键槽影响) L22?齿宽 d23?d22?2?0.1d22 第III段 36 10 30 50 25 22 L12??4 d24?d22 第IV段 L24?齿宽 d25?d21 第V段 L25?L0??23?B低z1??22?L24??3?B2 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=356.5

Ft2?2T22?71350??5700d225

Fr2?Ft2tan?n?5700?tan20??2074.633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 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10*25 GB1096-1979及键10*40 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1*4

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三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

A0=105,所以,有该轴的最小轴径为:

d31?A03P31.98?105?3?30.33mm n320

考虑到该段开键槽的影响,轴径增大6%,于是有:

d31??(1?6%)d31??1.06?30.33?32.15

标准化取d31?35

L11(由联轴器宽度尺寸确定)=65 L33?B3=35

L34?L0?L1?L2?L3?L6?L7=10 d35?d36?2?0.1d36=35

其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:

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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 30.33 35(32.15) 7 34 38 Pd31??A033n3第I段 ??d31?(1?6%)d31(考虑键槽影响) L11(由曲柄盘宽度尺寸确定) d32?d31?2?0.1d31 第II段 (由毛毡圈尺寸确定) L32?l2??3?B3?l?B0?l0??l d33由轴承尺寸确定 第III段 (轴承预选6007 B3 36 9 ?14) L33?B3 d34?d35?2?2.5 第IV段 38 40 L34?L0?L1?L2?L3?L6?L7 d35?d36?2?0.1d36 第V段 36 20 L35?5 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

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 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10*25 GB1096-1979及键10*40 GB1096-1979。

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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

FrA?FAH2?FAV2?924FrB?FBH?FBV?1151（2）、当量弯矩

22MC?FrB?1151

2??MCMC?(?T3)2?11517.7

（3）、校核

由手册查材料45的强度参数

[??1b]?59MPa C截面当量弯曲应力：

???C?MC11517.7?30.1dC0.1?(45)3

?12.64?[??1b]由计算结果可见C截面安全。

5.4.3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：（表中a=140）

表7 箱体结构尺寸 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱座凸缘厚度 箱盖凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺栓直径 地脚螺栓数目 轴承旁联结螺栓直径 符号 设计依据 0.025a+3≥8 考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于8 0.02a+3≥8 1.5δ 1.5δ1 2.5δ 0.036a+12 a≤250时，n=4 0.75df 28

设计结果 10 108 12 12 20 16 4 12 Δ` δ1 b b1 b2 df n d1 箱盖与箱座联接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 定位销直径 轴承旁凸台半径 凸台高度 外箱壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆距内壁距离 齿轮端面与内壁距离 箱盖、箱座肋厚 .8轴承端盖凸缘厚度 轴承端盖外径 轴承旁联结螺栓距离 安装螺栓直径 螺栓扳手空间与凸缘厚度 至外箱壁距离 至凸缘边距离 沉头座直径 d 2 d3 d4 d R1 h l1 ?1 ?2 m1 、 m t D2 S dx c1min c2min (0.5～0.6)df (0.4～0.5)df (0.3～0.4)df (0.7～0.8) d 2 9 10 7 8 20 50 55 10 10 6.8 12 120 122 c2 根据位置及轴承座外径确定，以便于扳手操作为准 c1+c2+ (5～8) ＞1.2δ ＞δ m1≈0.85δ1 m≈0.85δ (1～1.2) d3 D+(5～5.5) d3 尽量靠近，以Md1和Md3互不干涉为准，一般取S≈D2 M8 13 M10 16 M12 18 M16 22 11 20 14 24 16 26 20 32 Dmin 二减速器附件的设计 1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。

2 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。

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3 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。

4 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。

5 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。

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