棒料校直机执行机构与传动系统设计论文.doc

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1、目 录1 引言22 设计数据与要求23 工作原理的确定34 执行机构和传动系统运动方案的拟定54.1 执行机构运动方案的拟定54.2 传动系统运动方案的拟定65 执行机构设计65.1 执行机构设计计算的准备65.2 凸轮曲线的计算85.2.1 凸轮机构的基本尺寸85.2.2 求理论廓线85.2.3 求工作廓线96 传动系统设计116.1 带传动设计116.1.1 电动机的选择116.1.2 V带传动的设计计算126.2 V 带轮的设计166.3 减速器斜齿轮传动166.4 轴的设计20致谢26参考文献26摘 要：棒料校直是机械零件加工前的一道准备工序。而校直机就是用来对轴类零件进行校直的机器，

2、通过校直以便获得理想的直线度或回转精度要求，从而保证零件能够达到要求的装配精度。本文主要对校直机的执行机构和传动系统进行了设计，其中包括凸轮机构、带传动、齿轮传动、减速器等。关键字：校直；精度；执行机构；传动系统1 引言 校直机就是用来对轴杆类零部件进行校直的机器，通过校直以便获得理想的直线度要求或回转精度要求，保证零部件能够达到装配的精度或获得下道工序最小切削加工余量。校直侠义上是指针对回转类零部件的弯曲校直，例如：阶梯齿轮轴、电枢轴、花键轴、活塞杆、半轴、光轴、齿条、石油转杆等；广义上校直包括盘圆、丝杠、螺纹杆、钻头、直线导轨、多边形及椭圆杆类零部件不规则形截面杆类零部件等。同时需要注意的

3、是校直仅限于金属材料，因为微观下的非金属材料分子结构在外力的作用下不具有移动重组的稳定性，即外在表现形式体现在可延展性、韧性与塑形的同时存在。 随着机械工业的迅速发展，大批量轴杆类产品被广泛应用，于是校直机便应运而生。手动液压式压力机就是其中之一。手动压力机的出现满足了当时轴杆类的校直工艺要求，在一定意义上促进了工业的发展。随着机械工业的进步，特别是现代汽车、纺织、石油钻探等工业日益蓬勃的发展，手动压力机在校直方面的不足日益凸显。手动校直方式不但人工成本高、校直速度慢，满足不了大批量生产加工的需要，而且产品的精度等级低，无法实现高精度轴类的工艺要求，容易断轴及产生裂纹，无法实现自动流水线作业。

4、自动校直机的出现改善了这种状况，自动校直机能够实现自动上下料、自动装夹、自动旋转测量、自动校直机、自动检测裂纹，并且在校直精度、校直节拍、校直种类上较手动压力机相比有很大提高，同时能够节省大量的人工成本、减轻工人的劳动强度。但是，在设备成本上自动校直机是手动校直机的2-10倍，这也是手动校直机至今仍沿存的原因之一。可以说校直工艺是一种古老的方式，而自动校直机是依赖汽车工业的发展而发展起来的一种新产品。 国内从二十世纪90年代初，有一些企业院校和科研机构开展了自动校直机的研发工作。到目前为止，在国内市场比较有影响的是长春试验机械研究所研制的系列产品。现在以该系列产品为例，概述自动校直机在国内的发

5、展历程。1、合作生产校直机2、研发自主知识产权的自动校直机3、研发JJC系列机械式校直机4、校直机的系列化设计5、研发校直机新的测控系统6、校直机的个性化设计。2 设计数据与要求需校直的棒料材料为45钢，棒料校直机其他原始设计数据如表21所示。表21 棒料校直机原始设计数据分组 直径d2(mm)长度L(mm)校直前最大曲率半径(mm)最大校直力(KN)棒料在校直时转数(转)生产率(根/分)1234151822251001001001005004003002001.01.21.41.5543215012010080注：室内工作，希望冲击振动小；原动机为三相交流电动机，使用期限为10年，每年工作3

6、00天，每天工作16小时，每半年作一次保养，大修期为3年。3 工作原理的确定1) 用平面压板搓滚棒料校直(图3-1)。此方法的优点是简单易行，缺点是因材料的回弹，材料校得不很直。2) 用槽压板搓滚棒料校直。考虑到“纠枉必须过正”，故将静搓板作成带槽的形状，动、静搓板的横截面作成图3-2所示形状。用这种方法既可能将弯的棒料校直，但也可能将直的棒料弄弯了，不很理想。3) 用压杆校直。设计一个类似于图3-3所示的机械装置，通过一电动机，一方面让棒料回转，另一方面通过凸轮使压杆的压下量逐渐减小，以达到校直的目的。其优点是可将棒料校得很直；缺点是生产率低，装卸棒料需停车。4) 用斜槽压板搓滚校直。静搓板

7、的纵截面形状如图3-4所示，其槽深是由深变浅而最后消失。其工作原理与上一方案使压下量逐渐减小是相同的，故也能将棒料校得很直。其缺点是动搓板作往复运动，有空程，生产效率不够高。虽可利用如图所示的偏置曲柄滑块机构的急回作用，来减少空程损失，但因动搓板质量大，又作往复运动，其所产生的惯性力不易平衡，限制了机器运转速度的提高，故生产率仍不理想。5) 行星式搓滚校直。如图3-5示，其动搓板变成了滚子1，作连续回转运动，静搓板变成弧形构件3，其上开的槽也是由深变浅而最后消失。这种方案不仅能将棒料校得很直，而且自动化程度和生产率高，所以最后确定采用此工作原理。图3-1平面压板搓滚棒料校直 图3-2 槽压板搓

8、滚棒料校直 图3-3 压杆校直图3-4 斜槽压板搓滚校直 图3-5 行星式搓滚校直4 执行机构和传动系统运动方案的拟定4.1 执行机构运动方案的拟定行星式棒料校直机有两个执行构件，即动搓板滚子和送料滑块。动搓板滚子的运动为单方向等速连续转动，可将其直接装在机器主轴上。送料滑块的运动为往复移动。图4-1 曲柄（或凸轮）每转一周送出一根棒料。由于凸轮机构能使送料机构的动作和搓板滚子的运动能更好的协调，故图b）的执行机构运动方案优于图a），下面设计计算针对图b）方案进行。a) b)图4-1 行星式棒料校直机执行机构运动方案4.2 传动系统运动方案的拟定初步拟定的传动方案如图42所示。驱使动搓板滚子1

9、转动的为主传动链，为提高其传动效率，主传动链应尽可能简短，而且还要求冲击振动小，故图中采用了一级带传动和一级齿轮传动。传动链的第一级采用带传动有下列优点：电动机的布置较自由，电动机的安精度要求较低，带传动有缓冲减振和过载保安作用。图4-2 行星式棒料校直机传动方案5 执行机构设计5.1 执行机构设计计算的准备由于动搓板滚子1直接装在机器主轴上，只有执行构件，没有执行机构，故只需对送料机构进行设计。对于图41b）所示得运动方案，送料机构的设计，实际上就是摆动推杆盘状凸轮机构的设计。凸轮轴的转动是由滚子轴（传动主轴）的转动经过齿轮机构传动减速而得到的。下面来讨论滚子轴与凸轮轴间的传动比应如何确定。

10、应注意在校直棒料时，不允许两根棒料同时进入校直区，否则将因两根棒料的相互干扰，可能一根棒料也未被校直。所以一定要待前一根棒料退出落下后，后一根棒料才能进入校直区。设滚子1的直径，棒料的直径为，校直区的工作角为，从棒料进入到退出工作区，滚子1的转角为。因在棒料校直时的运动状态跟行星轮系传动一样，弧形搓板相当于固定的内齿轮，其内经为，角相当于行星架的转角，根据周转轮系的计算式，即可求得滚子1的相应转角，即【3】故设已确定为了校直棒料，棒料需在校直区转过的转数为，校直区的工作角为，则滚子1的直径，可由下式确定：为了保证不出现两根棒料同时在校直区的现象，应在滚子1转过角度时，送料凸轮4才转一转，由此可

11、定出齿轮的传动比为图中采用了一级齿轮减速(轮为过轮，用它主要是为了协调中心距)。若一级齿轮减速不能满足要求时，可考虑用二级或三级齿轮减速。对于第一组数据，并设校直区的工作角为1200，则由上面公式可求得滚子1的直径240mm，滚子1的转角为2550，故取j1=2600,从而求得齿轮的传动比为ig0.722。故取Zc26，Za36。送料滑块应将棒料推送到A点，设推送距离对应的圆心角为300，则可求得滑块行程约为120mm，若取摆杆长lCF400mm，则其摆角为17.25o。5.2 凸轮曲线的计算5.2.1 凸轮机构的基本尺寸初步确定凸轮的基圆半径为50mm，推杆滚子半径为10mm，其次要选定推杆

12、的运动规律，因为工作条件为高速轻载，应选用amax和jmax较小的运动规律，以保证推杆运动的平稳性和工作精度。由表5-1可知，推程可选用正弦加速度运动规律，回程运动可选用五次多项式运动规律。图5-1 推杆的运动规律图5-25.2.2 求理论廓线对于对心直动滚子推杆盘形凸轮机构，凸轮廓线的坐标公式为 (1)5 (2)对于对心直动滚子而说，e=0,，代入（1）（2），求得，;式中位移s应分段计算。1)推程阶段 2)远休止阶段 3) 回程阶段 4）近休止阶段 推程段的压力角和回程段的压力角1取计算间隔为5，将以上各相应值代入式（1）（2）计算理论廓线上各点的坐标值。在计算时应注意：在推程阶段取=1，

13、在远休止阶段取=01+2，在回程阶段取=01+02+3，在近休止阶段=01+02+03+4。5.2.3 求工作廓线5其中：1）推程阶段 2)远休止阶段 3)回程阶段 3=0, /3 4)近休止阶段 计算结果可得凸轮工作廓线各点的坐标见下表5-1表5-1xy053503553600.0004.359-8.682-4.3580.00050.00049.82649.24049.81050.0000.0003.602.-6.946-3.4860.00040.00039.85539.39239.84740.000推程阶段的最大压力角为18.374，相应的凸轮转角为45；回程阶段的最大压力角为25.037

14、，相应的凸轮转角为210。凸轮轮廓曲线如下图所示。 图5-36 传动系统设计6.1 带传动设计6.1.1 电动机的选择原动机选为Y100L2-4异步电动机，电动机额定功率P=3KW ，满载转速n=1420rpm，则传动系统的总传动比为in/n1，其中n1为滚子1的转速。对于第一组数据，n12600150/3600 =108.3，总传动比为i13.11，若取带传动的传动比为ib3.0,则齿轮减速器的传动比为ig13.11/3.0=4.3，故采用单级斜齿圆柱齿轮减速器。总=带齿轮联轴器5 =0.960.9820.97=0.914（1）电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总 =10002/10

15、000.914=2.2KW（2）计算各轴的功率（KW）P3=2.20KW P2=P3带=2.200.96=2.12KW P1=P2轴承齿轮=2.120.980.96 =2.00KW（3）计算各轴扭矩（Nmm）T3=9.55106P3/n3=9.551062.2/1415 =15739Nmm T2=9.55106P2/n2=9.551062.12/458.2 =46837.1NmmTI=9.55106P1/n1=9.551o62.0/108 =187462.9Nmm6.1.2 V带传动的设计计算 （1）设计 V 带传动时一般已知的条件是： 1）传动的功率 P=3kw ； 2）大、小带轮的转速 n

16、2 =472m/s和 n1=1416m/s ；3）传动的用途、工作情况和原动机类型以及工作制度； 4）对传动的尺寸要求等。 （2）设计计算的主要内容包括确定： 1） V 带的型号、长度和根数； 2）中心距； 3）带轮基准直径及结构尺寸；4）作用在轴上的压力等。（3）带传动设计计算步骤如下： 1）确定计算功率 Pd 带在工作时，欲传递的额定功率 P一定时，由于传动的用途、工作情况和原动机类型以及工作制度等工况不同，带传动传递的功率会有变化，因此为设计安全可靠，按计算功率 Pd 设计：Pca KAP kW。式中： P传递的额定功率kW ；KA工况系数，见表 6-1 。 表 6-1 工况系数KA工况

17、KA空、轻载启动重载启动1616载荷变动较小液体搅拌机、通风机和鼓风机（ 7.5kW ）、离心式水泵和压缩机、轻载荷输送机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式输送机（不均匀负荷）、通风机（ 7.5kW ）、旋转式水泵和压缩机（非离心式）、发电机、金属切削机床、印刷机、旋转筛、锯木机和木工机械1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大制砖机、斗式提升机、往复式水泵和压缩机、起重机、磨粉机、冲剪机床、橡胶机械、振动筛、纺织机械、重载输送机1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）、磨碎机（球磨、棒磨、管磨）1.31.41.51.51.61.8注：1

18、. 空、轻载启动电动机（交流启动、三角启动、直流并励）、四缸以上的内燃机、装有离心式离合器、液力联轴器的动力机； 2. 重载启动电动机（联机交流启动、直流复励或串励）、四缸以下的内燃机。 3. 启动频繁，经常正反转，工作条件恶劣时，普通 V 带KA应乘以 1.2 。因载荷变动小，且每天工作16小时，故KA取1.1；所以 Pca=1.1*3=3.3kw6.1.3 选择 V 带型号 根据计算功率 Pca 和小带轮转速 n1 由图 6-1选择普通 V 带型号,当在两种型号的交线附近时，若取截面尺寸小的带型，带的弯曲应力较小，但带的根数多，当带的根数太多，则可取大一型号的带；截面尺寸大的带型，传动的中

19、心距、带轮直径大，但带的根数少。可以对两种型号同时计算，最后选择较好的一种。 图 6-1普通 V 带选型图（注：Y型主要传递运动，故未列入图内）已计算得，小带轮转速为1416（r/min）,Pd=3.3kw；由图6-1可以得出选用A带。6.1.4 确定带轮基准直径和 为提高带的寿命，应减小带的弯曲应力。条件允许时尽量采用较大的带轮直径，但这使传动的轮廓尺寸增大。一般根据 V 带的型号，参考表选取 dd1 d min ，比规定的最小基准直径略大些，故选取dd1=90mm。大带轮基准直径可按【1】计算，常按带轮直径系列圆整，V 带带轮基准直径系列见表 6-2 。这时 dd2 可不圆整。 取。表 6

20、-2 V 带带轮基准直径系列带型基准直径YZABCDE20，22.4，28，31.5，40，45，50，56，63，71，80，90，100，112，12550，56，63，71，80，90，100，112，125，132，140，150，160，180，200，224，250，280，315，400，500，63075，80，85，90，95，100，106，112，118，125，132，140，150，160，180，200，224，250，280，315，355，400，450，500，560，630，710125，132，140，150，160，170，180，200，224，250

21、，280，315，355，400，450，500，560，600，630，710，750，800，900，1000，1120200，212，224，236，250，265，280，300，315，335，400，450，500，560，600，630，710，750，800，900，1000，1130，1400，1600，2000355，375，400，425，450，475，500，560，600，630，710，750，800，900，1000，1060，1120，1400，1500，1600，1800，2000500，530，560，600，630，670，710，800，900，100

22、0，1120，1250，1400，1500，1600，1800，2000，2240，25006.1.5 验算带的速度 v 由P=F*V/1000可知，当传递的功率一定时，带速愈高，则所需有效圆周力 F 愈小，因而 V 带的根数可减少。但带速过高，带的离心拉力显著增大，减小了带与带轮间的接触压力，从而降低了传动的工作能力。同时，带速过高，使带在单位时间内绕过带轮的次数增加，应力变化频繁，从而降低了带的疲劳寿命。由表 745 可见，当带速达到某值后，不利因素将使基本额定功率降低。所以带速一般在 v =5-25m /s 内为宜，在 v =20-25m /s 范围内最有利。如带速过高（Y、Z 、A 、

23、B 、C 型v 25m /s ；D 、E型 v30m /s）时，应重选较小的带轮基准直径。,因为56.7825,符合标准，故V取6.78mm。6.1.6 确定中心距 a 和 V 带基准长度 Ld根据结构要求初定中心距 a0。中心距小则结构紧凑，但小带轮上包角减小，带传动的工作能力降低，同时由于中心距小， V 带的长度短，在一定速度下，单位时间内的应力循环次数增多而导致使用寿命的降低，所以中心距不宜取得太小。但也不宜太大，太大除有相反的利弊外，速度较高时还易引起带的颤动。 对于 V 带传动一般可取 0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2），故初定a0=500。初选 a 0 后， V 带初

24、算的基准长度 Ld0可根据几何关系由下式计算由上式算得Ld1582mm，应由表 82【4】基准长度Ld=1600mm，然后再确定实际中心距 a 。 由于 V 带传动的中心距一般是可以调整的，所以可用下式近似计算 a 值 aa0+(Ld-Ld0)/2=509mm考虑到为安装 V 带而必须的调整余量，因此，最小中心距为 a min = a 0.015 Ld=485mm 如 V 带的初拉力靠加大中心距获得，则实际中心距应能调大。又考虑到使用中的多次调整，最大中心距应为 a max = a +0.03 Ld=557mm 故中心距的变化范围为485557mm6.1.7 验算小带轮上的包角小带轮上的包角可

25、按下式计算 1为使带传动有一定的工作能力，一般要求（特殊情况允许）。由（ 7-25 ）【1】得， =157.81206.1.8 确定 V 带根数 z (1) 计算单根V带的额定功率Pr由dd1=90mm和n1=1416r/min，查表得P0=0.93kw。根据n1=1416r/min，i=0.3和A型带，查表84a8得P0=0.15kw。查表858得Ka=0.93，查表82得KL=1.01Pr=(P0+P0)*Ka*KL=（0.93+0.15）*0.93*1.011.02kw8（2）计算V带根数zZ= Pca/Pr=3.3/1.02=3.24，取4根6.1.9 计算单根V带的初拉力的最小值（F

26、0）min由表3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以（F0）min=500*（2.5-Ka）*Pca/ Ka+qv2=112N9应使带的实际拉力F0（F0）min。6.2.0计算压轴力压轴力的最小值为（Fp）min=2z（F0）min/2=879N。6.2 V 带轮的设计6.2.1 V带轮设计的要求设计V带轮应满足的要求有：质量小、结构工艺性好、无过大的铸造内应力、质量分布均匀，转速高时要经过动平衡；轮槽工作面要精细加工（表面粗糙度一般为 ），以减少带的磨损；各轮槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以使载荷分布较为均匀等。6.2.2 带轮的材料带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为HT

27、150和HT20086.2.3 结构尺寸铸铁制V带轮的典型结构有以下几种：实心式、 腹板式、 孔板式和轮辐式。带轮基准直径dd2.5d（d为轴的直径，单位为mm）时，可采用实心式结构。当2.5ddd300mm时，带轮常采用腹板式带轮结构当D1-d1100mm时，带轮通常采用孔板式结构。当dd300mm时，带轮常采用轮辐式带轮结构。故应选腹板式。带轮的结构设计，主要是根据带轮的基准直径选择结构形式；根据带的截型确定槽轮尺寸；带轮的其它结构尺寸通常按经验公式计算确定。确定了带轮的各部分尺寸后，即可绘制出零件图，并按工艺要求注出相应的技术要求等。带轮轮毂部分通常采用键联接。带轮轮毂部分通常采用键联接

28、。6.3 减速器斜齿轮传动图6-26.3.1 选择精度等级、材料及齿数1） 选用斜齿圆柱齿轮传动 ；2） 因转速不高，故选用7级精度，；3） 材料选择。由表5材料为40cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS；4） 选取小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=；5） 选取螺旋角。初选螺旋角。6.3.2 齿面接触强度的设计【2】（1） 确定公式中的各计算数值1） 试选Kt=1.6.2） 由图1030选取区域系数ZH=2.433。3） 由图1026查得，则。4） 许用接触应力5） 由表107选取齿宽系数。6） 计算小齿轮传递的转矩。（2）

29、 计算 1）试算小齿轮分度圆直径，由公式求得6.3.3 计算圆周速度6.3.4 计算齿宽b及模数m 6.3.5 计算纵向重合度96.3.6 计算载荷系数 已知使用系数，根据，7级精度，由图2查得动载系数；由表2查得的值与直齿轮的相同，故；由图2查得；由表2查得。故载荷系数。6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由公式（1010a）36.3.7 计算模数按齿根弯曲强度设计（1）确定计算参数（2）计算载荷系数。根据纵向重合度，从图10286查得螺旋角影响系数。计算当量齿数。 4） 查取齿形系数。由表1055查得；【7】6.3.8 查取应力校正系数由表1055查得；计算大小齿轮的并加以比较。

30、大齿数的数值大。设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取，则。6.3.9 计算中心距将中心距圆整为109mm。按圆整后的中心距修正螺旋角【7】 因值改变不多，故参数、等不必修正。6.3.10 计算大小齿轮的分度圆直径【7】6.3.11 计算齿轮宽度【7】 圆整后取B2=55mm；B1=60mm.结构设计以大齿轮为例，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，小于500mm，故采用腹板式结构。6.4 轴的设计图6-36.4.1 输入轴的设计计算1

31、、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217-255HBS。根据课本P235（10-2）7式，并查表10-27，取c=115d115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=19.7(1+5%)mm=20.69故选d=22mm2、轴的结构设计（1）轴的零件定位，固定和装配单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度初

32、选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。（3）按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=300mm求转矩：已知T3=271Nm求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）7式得Ft=2T3/d2=2271103/300=1806.7N 求径向力Fr根据课本P127（6-35）7式得Fr=Fttan=1806.70.36379=657.2N两轴承对称LA=LB=49mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=657.2/

33、2=328.6N FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N(2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=328.649=16.1Nm(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=903.3549=44.26Nm(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2 =（16.12+44.262）1/2=47.1Nm(5)计算当量弯矩：根据课本P2355得=1Mec=MC2+(*T)21/2=47.12+(1271)21/2 =275.06Nm(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）5e=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1453)

34、=1.36Mpa-1b=60Mpa故此轴强度足够6.4.2 滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命1030016=48000h1、计算输入轴承（1）已知n=472r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N初先两轴承为角接触球轴承7206AC型根据课本P265（11-12）5得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N（2）FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=3

35、15.1N/500.2N=0.63根据课本P263表（11-8）5得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248720h故预期寿命足够。2、计算输出轴承(1)已知n=108r/minFa=0 FR=FAZ=903.35N试选7207AC型角接触球轴承；根据课本P265表（11-12）5得FS=0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63903.35=569.1N(2)计算轴向载荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=569.1/903

36、.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根据课本P263表（11-8）5得：e=0.68FA1/FR1e 故x1=1 y1=0FA2/FR248720h【9】故此轴承合格。6.4.3 键联接的选择及校核计算1、轴径d1=22mm,L1=50mm查手册得3，选用C型平键，得：键A 87 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mmT2=48Nm h=7mm根据课本P243（10-5）9式得p=4T2/dhl=448000/22742=29.68MpaR(110Mpa)2、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=35mm L3=48mm T=271Nm查手册P518

37、 选A型平键键108 GB1096-79l=L3-b=48-10=38mm h=8mm p=4T/dhl=4271000/35838 =101.87Mpap(110Mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm查手册P51 8选用A型平键键1610 GB1096-79l=L2-b=50-16=34mm h=10mm据课本P243式（10-5）9得p=4T/dhl=46100/511034=60.3Mpap6.4.4 减速器箱体、箱盖及附件的设计计算1、箱体箱盖的主要尺寸(1)箱座壁厚 z=0.025a+1=0.025122.5+1=4.0625 取

38、z=8(2)箱盖壁厚 z1=0.02a+1=0.02122.5+1=3.45 取z=7(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.58=12(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.58=12(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.58=20(6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=0.036122.5+12=16.41(取18) (7)地脚螺钉数目n=4 (因为a250) (8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.7518= 13.5 (取14) (9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.5518=9.9 (取10) (10)连接螺栓d2的间距L=150-200(11

39、)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.418=7.2(取8) (12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.318=5.4 (取6)(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.810=8(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1(15)Df.d2(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1C2（510）(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：9.6 mm (19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm (20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm (21)轴承端盖外径D（555）d3 D轴承外径(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取SD2.2、减速器附件的选择1）通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M181.52）油面指示器选用游标尺M12。3）起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳；4）放油螺塞选用外六角油塞及垫片M181.5。根据机械设计基础课程设计9表5.3选择适当型号：起盖螺钉型号：GB/T5780 M1830,材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M8X12,材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M8