基于ProE和ADAMS的木地板连结榫舌和榫槽切削机的设计.doc

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1、 摘要数控切削加工作为制造技术的主要基础工艺，随着制造技术的发展，近年来也取得了很大的进步，进入了以发展高速切削、开发新的切削工艺和加工方法、提供成套技术为特征的发展新阶段。本次毕业设计课题是基于ProE和ADAMS的木地板连结榫舌和榫槽切削机的设计，主要设计出合理的执行机构，先木地板固定后，用铣刀铣木地板的端面，然后通过推杆的推动，将木地板推送到榫舌或者榫槽的成型刀，对木地板进行加工；再设计出合适的减速系统，将电动机的转速减速到执行机构主动件所需的转速。本设计先通过对整个系统的分析，传动的过程分析，再逐一的设计。根据任务给定的数据确定出电动机的型号，在根据电动机和系统所需的速度确定出减速器。

2、本设计主要就是针对减速器的设计。本设计的减速器分为四个部分，轴、齿轮、箱体和附件。根据减速器上分配的传动比先设计高速轴上的齿轮，再设计低速轴上的齿轮，根据齿轮再设计轴，最后进行箱体的设计，根据轴和箱体确定附件的尺寸。整个过程需要用到机械设计、机械原理、材料力学等知识。关键词：切削机；减速系统；三维实体绘图Based on ProE and ADAMS link wood tenon and mortise cutting machine designAbstractManufacturing technology of the main basis for numerical control

3、machining process，with the development of manufacturing technology，also has made great progress in recent years，entered the high speed cutting in development，development of new cutting technology and processing methods，to provide complete sets of technology for the development of the characteristics

4、 of new phase。The graduation design topic is based on ProE and ADAMS link wood tenon and mortise cutting machine design，main actuator design reasonable，first floor after fixation with cutter milling the end face of wooden floor，and then through a push rod，the wood floor is pushed to the tenon and mo

5、rtise slot cutter，was carried out on the wooden floor processing；To design the appropriate deceleration system，will be the speed of the motor deceleration speed required for the actuators are active。This design through the analysis of the whole system first，and drive the process of analysis and desi

6、gn of them one by one。Task according to the given data to determine the type of the motor，in according to determine the required speed reducer motor and system。This design is mainly aimed at the design of the speed reducer。The design of the reducer is divided into four parts，shaft，gear，cabinets and

7、accessories。 According to design first high-speed shaft of reducer on the distribution ratio of the gear，the design on the low speed shaft gear again，according to redesign the gear shaft，the final housing design，according to the shaft and housing to determine the size of the attachment。The whole pro

8、cess need to use mechanical design，mechanical principle，mechanics of materials，etc。Keywords：Cutting machine；Reduction system；Three-dimensional solid drawing。II华北电力大学本科毕业设计（论文）目录摘要IAbstractII1前言11.1课题背景11.2木工机械发展状况11.3本文主要研究内容22总体方案设计32.1 机构工作分析32.2 初步设计方案32.3改进方案一42.4改进方案二42.5 其他考虑分析53执行机构尺寸确定及运动分析6

9、3.1机构系统运动循环图63.2执行机构尺寸设计及分析73.2.1 铣刀3的结构设计：73.2.2推杆4的结构设计83.2.3凸轮2的结构设计：104传动系统设计124.1电动机的选择124.1.1电动机容量的选择124.2传动比计算134.3带轮的设计计算134.4齿轮的设计计算164.5轴的设计194.5.1轴的选材194.5.2高速轴的设计204.5.3高速轴的强度校核224.5.4高速轴承的校核234.5.5低速轴的设计244.5.6输出轴的强度校核254.5.7低速轴承的校核264.6其他设计274.6.1确定滚动轴承的润滑和密封274.6.2回油沟274.6.3确定滚动轴承在箱体座

10、孔中的安装位置274.6.4确定轴承座孔的宽度L274.6.5确定轴伸出箱体外的位置284.7键联接的选择及其校核计算284.7.1选择键的类型和规格284.7.2校核键的强度294.8减速器基本结构的设计与选择304.8.1齿轮的结构设计304.8.2滚动轴承的组合设计304.8.3滚动轴承的配合304.8.4滚动轴承的拆卸304.9轴承盖的选择与尺寸计算314.9.1轴承盖的选择：314.9.2尺寸计算314.10润滑与密封324.11箱体尺寸及附件的设计334.11.1箱体尺寸334.11.2附件的设计345装配图36结论39参考文献40致谢41华北电力大学本科毕业设计（论文）1前言1.

11、1课题背景木材加工技术和木工机械设备发展主要经历了两个历史阶段1。一是从上古时期的石器时代到18世纪末，期间人类的祖先主要使用各种木工工具进行木材加工制造。人类在长期的生产劳动中创造和使用了各种木工工具，最早使用的木工工具是石斧；距今三千年的中国商代和西周时期，已经制成并使用了“商周青铜刀锯”；最古老的木工机床是公元前古埃及人发明的弓形车床；1384年在欧洲出现的以水力、畜力、风力为驱动力的原始框锯机。二是从1777年开始，相继发明了带锯机、车床、刨床等木工机床。18世纪60年代欧洲的“产业革命”使科学技术取得显著进步，机械制造技术有了突破性发展，人类的许多手工工业相继达到机械化，木材加发展，

12、人类的许多手工工业相继达到机械化，木材加工也步入了机械化进程2。1.2木工机械发展状况现在的木工机械行业经过世界各国近230年的不断改进、完善、提高，已发展成为具有120多个系列、4000多种产品的门类齐全、年产值超100亿美元的制造行业。特别是20世纪后半叶，德国、意大利、日本这三个二次世界大战战败国经过几十年的不断探索，把木工机械行业发展成为品种众多的产业部门，使其成为国际木工机械行业发达的国家。此外，美国、英国、法国、中国及中国台湾地区也在国际木工机械行业中占有一席之地。德国、意大利、美国和中国台湾是国际木工机械的主要生产国家和地区，在国际市场供给中占主导地位3；近年中国大陆木机制造业快

13、速发展，出口增幅较大。这些地区的木机行业状况反映了国际木工机械市场的基本格局。中国木工机械行业现状，呈现如下特点：一是行业已经具有相当的规模。据统计，2005年已有生产企业1100家，规模较大的约200家，从业人员10多万，主要分布于长三角、珠三角、东北地区、华北地区。能为木材加工业提供制材、胶合板、刨花板、中高密度纤维板、建筑装修、家具成套加工设备等69大类1100多种木工机械产品。中国已经成为国际木工机械制造大国，年产值超l00亿元，位居世界第三，正在向位居世界第二的意大利逼近。二是进出口贸易呈快速上升趋势。人世以来出口额连年以超过30的速度增长，年出口总额已排世界第三，仅次于德国和意大利

14、。但贸易逆差仍进一步扩大，进出口产品的总体技术水平存在较大差距，出口趋于全球化。中国木工机械设备主要销往欧洲和亚洲，美国、俄罗斯、日本和韩国是最主要的进口国家。三是中国木工机械发展形势喜人。目前中国某些产品如成型立铣、。自动刨、钻孔机、裁板机、立铣和四面刨等木工机械设备已日趋成熟，在外观、性能和技术上进步快，外销价格低廉。销至德国、意大利、美国和加拿大等国的数量也很可观。中国木工机械行业，国企转换机制，乡企调整结构，民企创新技术，外资、合资企业兴起，以顺德、青岛为代表的产业集群呈现出蓬勃发展势头。中国木工机械的发展主要存在三大问题：(1)低价竞争造成恶果。一些濒临破产的企业赔本竞标、恶性降价，

15、扰乱市场。(2)产品研发存在差距。中国产品创新能力差、技术水平低、品种少、质量低、性能差，发达国家木工机械的龙头德国和意大利，产品结构和品种多样、水平高，加工精度、数控普及率、产品功能、噪音指标等都比中国高出一定档次。(3)市场网络有待拓展。中国木工机械的传统是没有代理与经销商网和市场基础，市场渠道不畅，开创国际市场网络建设是必经之路。1.3本文主要研究内容本毕业设计的主要内容是，针对榫舌和榫槽切削机中木地板的推送问题，进行总体方案的设计；确定合理的执行机构，满足工作要求；根据传动系统所需要的功率，选择合适的电动机，设计减速系统，将电动机的转速减速到传动系统主动件所需的转速；最后使用三维绘图软

16、件PROE对传动系统和减速系统的各构件进行设计，并且进行整机装配。2总体方案设计2.1 机构工作分析 当端面铣刀3向下运动，切割地板时，构件2（压板）应处于一直压住工件的状态，推杆4应在端面铣刀3的右面。 因为要实现大批量的生产，端面铣刀3应该在削平工件的右端面后回到原状态，便于推杆4向左推动工件进行加工。另外考虑加工的效率，端面铣刀3削平工件2后，向上移动时，首先构件2（压板）向上移动。推杆4应同时向左移动推动木板进行加工。 当推杆4将工件全部推过固定的榫舌或榫槽成型刀，在工件上的全长上切出榫舌或榫槽后，推杆4将向右移动，退至端面铣刀3右面。 推杆4退到端面铣刀3右面后，新的工件将被放置在工

17、作台上，构件2（压板）将向下运动将工件压住，端面铣刀3将向上运动削平工件右端面。（说明：端面铣刀固定在一个框形构件上，推杆4可穿过框形构件推动工件1运动。）2.2 初步设计方案图2-1 初步设计方案由于初步设计方案考虑的太少，还不能满足设计需要，在初步达到加工的运动要求后，还要考虑构件2（压杆）在压紧工件后，构件2（压板）如果继续向下运动，构件2将可能被破坏，所以将初步设计方案做了以下几种方案的改进。2.3改进方案一考虑到初步方案的问题，其连接距离比较远，结构比较简单，设计精度要求不高，压紧构建所受的力比较小，因此选择凸轮机构，减少了弹簧机构的冲击等因素的影响，并且满足运动所需的轨迹。对其进行

18、方案改进如下图。图2-2 改进方案一2.4改进方案二由于推杆4的运动传力效果不好，而且推杆4的工作荷载较大，不能满足推杆4工作载荷1500 N的要求，因此做了以下的改进。采用齿轮传动和摆杆机构综合，传力效果较好，更符合设计的需要。该机构满足运动所需的轨迹，并且能够承受较大的载荷，故最终选择该方案图2-3 改进方案二2.5 其他考虑分析在考虑机构的方案时，最初想过用凸轮机构来控制推杆4的运动，但是推杆4所要求工作载荷较大，传动力较大，而且推杆4的运动要求的接近匀速，虽然采用摆杆机构，没有凸轮机构的运动效果好，但是齿轮和摆杆机构传动力较大，并且推程运动接近匀速，有急回特性，更符合设计要求。所以最终

19、推杆4采用齿轮传动及摆杆机构的综合。3执行机构尺寸确定及运动分析3.1机构系统运动循环图以主动轮顺时针转过的角度为参考。直角坐标式运动循环图如下：图3-1 推杆、铣刀，压杆的运动循环图3.2执行机构尺寸设计及分析3.2.1 铣刀3的结构设计：图3-2铣刀运动机构示意图考虑到机构的传动角： （3-1）为了保证机构的传动性能良好，应使。取，则。所以 取mm列出构件杆长的方程为： （3-2）得到两杆杆长考虑铣刀3的切割位置：当铣刀3在B点位于最高点时，其上端面应至少在推杆4的上面，当铣刀3在B点位于最低点时，其上端面应在工作台之下一些，设铣刀3的长度为，推杆4宽度为：5则，且所以，取因此： 3.2.

20、2推杆4的结构设计根据国家标准（GB1357-87）规定的标准模数表第一系列0.10.120.150.20.250.30.40.50.60.811.251.522.5345681012162025324050第二系列0.350.70.91.752.252.75(3.25)3.5(3.75)4.55.5(6.5)78(11)14182228(30)3645注：选用模数时,应优先采用第一系列,其次是第二系列，括号内的模数尽可能不用。选择m=3，z=30的齿轮 图3-3 推杆执行机构运动示意图根据运动行程图可知：行程速比系数K=1.4所以极位夹角： （3-3）根据行程图的几何位置关系有： 所以：由几

21、何关系有：在 所以：对于D的坐标：所以D点的坐标为（95，-52）对于E的坐标：设E点的坐标为摆杆的传动角： （3-4）设摆杆在左极限位置时所以所以，E点的坐标为（43,0）又 所以对于推杆4推头应该满足在当摇杆当处于最左边时位置时，左端面应至少到达成型刀的刀口完位置；当摇杆当处于最右边时位置时，左端面应至少在铣刀3的右面。所以，设推杆4的长度为，成型刀宽度为：5 ，铣刀3的框架宽度为：10得：所以，取： 3.2.3凸轮2的结构设计： 图3-4凸轮机构运动示意图选择凸轮的基圆半径，根据规律，选择滚子半径压杆2的行程，推程运动角为，远休止角，回程运动角近休止角为 ，设压杆长，为滚子中心的纵坐标。

22、1.从动件近休程运动方程在近休程段，即时， 2. 从动件推程运动方程推程段采用等速运动规律 （3-5） 3. 从动件远休程运动方程在远休程段，即时, 。4. 从动件回程运动方程 回程段采用等速运动规律 所以，凸轮理论廓线的曲率半径 4传动系统设计4.1电动机的选择在选择电动机的时候，选择Y系列电动机。Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，具有效率高、性能好、振动小、重量轻、性能可靠、安装维修方便等优点。适用于空气中不含易燃、易爆或腐蚀性气体的场所或者驱动无特殊要求的机械设备。4.1.1电动机容量的选择根据设计要求知，要完成设计的生产要求为：80 件/min，则每加工完成一个工件所用的时间t=

23、0.75s。主动轮的转速应为n=80 r/min，对于切端面：由于刀具上下运动的速度相等，位移为20mm因此： 所需的功率为 对于推杆：根据要求，假设推杆4 的形成速度变化系数K=1.4，则完成推程运动所用时间为： 由于要求的推杆4的行程为S4=80mm推杆4在推程运动的平均速度 需要的功率 由于P切、P推不会同时需要，并且P推大于P切很多，因为在选择电动机的时候主要考虑传递推杆的功率及传动效率。根据齿轮传递的效率得，由电机输出，传递到摆杆的效率为取最小传动角由摆杆传递到推杆4的传递效率为：所以 选择电机的功率应大于或等于： 根据Y系列电动机型号大全查表知：型 号额定功率 额定电流 转速 效率

24、 功率因数 堵转转矩堵转电流最大转矩噪声振动速度 重量额定转矩额定电流额定转矩1级2级kWAr/min%COS倍倍倍dB(A)mm/skgY80M2-40.752139074.50.762.36.02.356671.817应选择：三相Y80M1-4型电动机，电机功率为：P额=750w，转速为：n=1390r/min P额=750wP=516.8w满足条件。转轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为D=19mm和E=40mm。4.2传动比计算该机构原动件为一高速电机,其空载转速为1400r/min,但我们所需要的转速是80r/min,总传动比，因此要减速。对于减速装置选择皮带加齿轮的方法。第

25、一级减速采用皮带减速,减为280r/min，传动比。第二级采用齿轮减速，减为80r/min，传动比。4.3带轮的设计计算1.确定计算功率: （4-1）式中：计算功率， P传递的额定功率 工作情况系数，这里取所以2.选择V带的带型根据计算功率和小带轮转速，由机械设计图8-8普通选型图图4-1普通V带选型图选用Z型V带。3.确定带轮的基准直径并验算带速v1）初选小带轮的基准直径。由机械设计表8-3及表8-7取小带轮的基准直径=80mm。2）验算带速v。按式（8-13）验算带的速度 故带速合适。3）计算从动轮的基准直径。根据式，计算从动轮的基准直径4.确定中心距和v带的基准长度1)初定中心距根据公式

26、 （4-2）选择2）计算所需的基准长度 根据公式 （4-3）得1810.87mm由表8-2选带的基准长度=1800mm。3）计算实际中心距a。a=+=500=494.6mm5.验算小带轮上的包角 （）= （4-4）6.计算带的根数Z1）计算单根V带的额定功率由=80mm和=1400，查机械设计表8-5a得=0.36kw。根据=1400，i=5和Z型带，查表8-4b得=0.03kw。查表8-8，得，查表8-2，得1.18，所以=（+）=0.42kw （4-5）2)计算V带的根数z，取2根。7.计算单根V带的预紧力由表8-4得Z型带的单位长度质量q=0.06，由公式 （4-6） 所以由于新带容易松

27、弛，所以对非自动张紧的带传动，安装新带时的预紧力应为的1.5倍。即带的实际初拉力。8、计算带传动的压轴力由公式 （4-7）所以最小压轴力为9、确定带轮的结构和尺寸由机械基础P293 ，“V带轮的结构”判断：当3ddd1(80mm)300mm，可采用H型孔板式或者P型辐板式带轮，小带轮选择H型孔板式。由于dd2300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。因此，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。10.确定带的张紧装置选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。图4-2带轮设计图4.4齿轮的设计计算图4-3齿轮造型图1.选定齿轮类型,精度等级,材料及齿数1）按工作原理简图所示传动方案

28、,选取直齿圆柱齿轮传动。2）木地板切削机为一般工作器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。3）材料选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料40CR(调质)，硬度280HBS,大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数为=24，根据,i=3.5,则大齿轮齿数=84。2.按齿面接触强度计算由设计计算公式进行试算，即 （4-8）确定计算公式内的各个数值1） 选取载荷系数。2） 计算小齿轮传递的转矩。3） 由表10-7选取齿宽系数=1。4） 由表10-6查的材料的弹性系数=189.8。5） 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度

29、极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限6） 由式10-13计算应力循环次数。=60=60 （4-9）=7） 由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.90；=0.958） 计算接触疲劳许用应力。9） 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得=540MPa （4-10）=522.5MPa（2） 计算1） 计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。=52.4mm2） 计算圆周速度v。计算齿宽b3） 计算齿宽与齿高之比。模数齿高所以4） 计算载荷系数。根据v=7.687级精度，由图10-8查得动载系数=0.8;直齿轮，由表10-2查得使用系数;由表10-4用插值法查的7级精度、小齿轮相对

30、支承对称布置时，=1.3。由=10.68,=1.35；故载荷系数K为K=0.8=1.045） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得 （4-11）6） 计算模m。3.按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计 （4-12）(1)确定公式内的各计算数值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限=380MPa；2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.88;3)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4）计算载荷系数K。5) 查取齿形系数。由表10-5查得 ；6）查取应力校正系数。由

31、表10-5查得；7）计算大、小齿轮的,并加以比较。大齿轮的数值大。（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m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m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的能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数乘积有关），可取决于由弯曲强度所得的模数1.33就近圆整为标准值m=1.5。按接触强度算得的分度圆直径=52.4mm，算出小齿轮的齿数则大齿轮的齿数 这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿根弯曲疲劳强度，又满足了齿面接触疲劳强度，并且做到结构紧凑，避免浪费。4、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距 （3）计算齿轮宽度 取 4

32、.5轴的设计4.5.1轴的选材在这个传动系统中总共有两跟传动轴，第一根轴连接V带与齿轮，第二根齿轮连接凸轮与齿轮，第一根轴为高速轴，第二根为低速轴。设计计算如下。轴的选材：因为是一般用轴，所以选材料为45钢 ，调质处理。 查机械设计基础p333 表16.1 ，查取B=637Mpa。查机械设计基础p342 表16.3 ，因为材料是碳素钢，所以取许用弯曲应力 -1b=60Mpa。查机械设计基础p341 表16.2 ， 因为是45钢，所以查取=3040Mpa， C=118107。4.5.2高速轴的设计（1）求高速轴上的功率、转速和转矩因为V带的传动效率=96%，则转速转矩 （2）求作用在齿轮上的力因

33、已知高速级齿轮的的分度圆直径为=45mm故：径向力（3）初步确定轴的最小直径选取轴的材料45钢，调质处理。根据机械设计表15-3，取若取按纯扭转强度估算轴径（最小轴径）： （4-13）最小轴径与V带连接,取若取的过小,则V带连接过程易出现打滑现象所以取。（4）轴的结构设计(a)拟定轴上零件的装配方案高速轴与V带和齿轮连接,装配方案如下图所示:图4-4装配方案图(b)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴的左端=20mm；因为，故，；因轴承受到径向力的作用，故选用深沟球轴承。图4-5轴承 0基础游隙组、标准精度级的深沟球轴承6008，其尺寸为。所以；，故，。取；取螺钉直径，在轴3和5处加套筒，

34、套筒的厚度为,取则，；为了让轴承起巩固作用，所以3轴要比轴承小12mm，齿轮与高速轴采用一体加工的方式。则所以图4-6高速轴4.5.3高速轴的强度校核 （4-14）轴的CD段受扭矩作用，扭矩为扭矩按脉动循环考虑，轴的受力图和弯矩图如下图4-7受力、弯矩图因为由表10-1查表查得因为，所以轴的强度足够，设计合理。4.5.4高速轴承的校核选用的轴承是6006深沟型球轴承。轴承的当量动负荷为P 由机械基础P407表186查得，1.21.8，取=1.2。因为2径向力则 查机械基础P407表185得，X= 1，Y= 0 。P=1.2查机械基础p406表18-3得：ft=1 查机械基础p405得：深沟球轴

35、承的寿命指数为3 ， Cr= 20.8KN；则=1 （4-15）所以预期寿命足够，轴承符合要求。4.5.5低速轴的设计（1）确定轴的最小直径由已知条件可知此减速器传递的功率属中小功率，故选45钢并经调质处理，由表11-1查得，于是得可将其轴径加大5%，即d（2）轴的结构设计(a)拟定轴上零件的装配方案低速轴与齿轮连接,装配方案如下图所示:图4-8装配方案图(b)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴的右端；，故因轴承受到径向力的作用，故选用深沟球轴承。0基础游隙组、标准精度级的深沟球轴承6008，其尺寸为。所以；，故；故取此处轴略长，轴段1处安装套筒，套筒的厚度为=3mm，,4处安装套筒，套

36、筒的厚度为为了起固定作用，此段的宽度比轴承宽度少12mm所以；大齿轮的宽度为35mm，则；略小于，所以， 所以图4-9低速轴图4.5.6输出轴的强度校核因为齿轮传动效率为98%，轴承传动效率为99%，所以转速所以轴的CD段受扭矩作用，扭矩为扭矩按脉动循环考虑，轴的受力图和弯矩图如下图4-10受力、弯矩图因为由表10-1查表查得因为，所以轴的强度足够，设计合理。4.5.7低速轴承的校核选用6008型深沟型球轴承。轴承的当量动负荷为P由机械基础P407表186查得，1.21.8，取=1.2轴上直齿轮的轴向力径向力则 查机械基础P407表185得，X=1 ，Y=0 。查机械基础P406表18-3得：

37、ft=1 ，查机械基础P405得：深沟球轴承的寿命指数为3 ，Cr=22.8KN；则 所以预期寿命足够,轴承符合要求。4.6其他设计4.6.1确定滚动轴承的润滑和密封由于轴承周向速度为1.083m/s 2m/s，宜用轴承内充填油脂来润滑。滚动轴承外侧的密封采用凸缘式轴承盖和毡圈来密封。4.6.2回油沟由于轴承采用脂润滑，因此在箱座凸缘的上表面开设回油沟，以提高箱体剖分面处的密封性能。4.6.3确定滚动轴承在箱体座孔中的安装位置因为轴承采用脂润滑，那么可取轴承内侧端面到箱体的距离为10mm，并设置封油盘，以免润滑脂被齿轮啮合时挤出的或飞溅出来的热油冲刷而流失。4.6.4确定轴承座孔的宽度L，为箱

38、座壁厚，为箱座、箱盖连接螺栓所需的扳手空间，查机械基础表19-1得，取8mm，C118mm，C216mm，L8+18+16+850mm。4.6.5确定轴伸出箱体外的位置采用凸缘式轴承盖，LH3型弹性柱销联轴器，高速轴轴承盖所用螺栓采用规格为GB/T5782 M630，低速轴采用螺栓采用规格为GB/T5782M835为了方便在不拆卸外接零件的情况下，能方便拆下轴承盖，查机械基础，得出A、B的长度，则：高速轴：；低速轴：；由前设定高速轴的，低速轴的可知，满足要求。4.7键联接的选择及其校核计算图4-11键造型图4.7.1选择键的类型和规格轴上零件的周向固定选用A形普通平键，联轴器选用B形普通平键。

39、 高速轴（参考机械基础p471、附录17，袖珍机械设计师手册p835、表15-12a）：根据带轮与轴连接处的轴径20mm，轴长为40mm，查得键的截面尺寸b8mm ，h7mm 根据轮毂宽取键长L20mm 高速齿轮是与轴共同制造，属于齿轮轴。 低速轴：根据安装齿轮处轴径，查得键的截面尺寸，根据轮毂宽取键长=45。根据安装联轴器处轴径，查得键的截面尺寸，取键长L=50mm。根据轮毂宽取键长L50mm（长度比轮毂的长度小10mm）。4.7.2校核键的强度 高速轴轴端处的键的校核：键上所受作用力： ）键的剪切强度 =6080MPa （4-16）所以键的剪切强度足够。）键联接的挤压强度 （4-17）所以

40、键联接的挤压强度足够。 低速轴两键的校核A、 低速轴装齿轮轴段的键的校核：键上所受作用力：）键的剪切强度 所以键的剪切强度足够。）键联接的挤压强度所以键联接的挤压强度足够。B、 低速轴轴端处的键的校核：键上所受作用力 ：）键的剪切强度 所以键的剪切强度足够。）键联接的挤压强度所以键联接的挤压强度足够。4.8减速器基本结构的设计与选择4.8.1齿轮的结构设计 小齿轮：根据机械基础P335及前面设计的齿轮尺寸，可知小齿轮齿根圆直径为48mm，根据轴选择键的尺寸h为7 ，则可以算出齿根圆与轴孔键槽底部的距离，而， 由于x2.5，所以应采用齿轮轴结构。4.8.2滚动轴承的组合设计 高速轴的跨距LL1+

41、L2+L3+L4+L5=208mm，采用分固式结构进行轴系的轴向固定。 低速轴的跨距LL1+L2+L3+L4+L5=218mm，采用分固式结构进行轴系的轴向固定。4.8.3滚动轴承的配合高速轴的轴公差带选用j 6 ，孔公差带选用H 7 ；低速轴的轴公差带选用k 6 ，孔公差带选用H 7 。高速轴：轴颈圆柱度公差/ P 6 = 2.5，外壳孔/ P 6 = 4.0； 端面圆跳动轴肩/ P 6 = 6，外壳孔/ P 6 = 10。低速轴：轴颈圆柱度公差/ P 6 = 4.0，外壳孔/ P 6 = 6； 端面圆跳动轴肩/ P 6 = 10，外壳孔/ P 6 = 15。轴配合面Ra选用IT6磨0.8，端面选用IT6磨3.2；外壳配合面Ra选用IT7车3.2，端面选用IT7车6.3。4.8.4滚动轴承的拆卸安装时，用手锤敲击装配套筒安装；为了方便拆卸，轴肩处露出足够的高度h，还要留有足够的轴向空间L，以便放置拆卸器的钩头。4.9轴承盖的选择与尺寸计算4.9.1轴承盖的选择：选用凸缘式轴承盖，用灰铸铁HT150制造，用螺钉固定在箱体上。其中，轴伸端使用透盖，非轴伸端使用闷盖。4.9.2尺寸计算图4-12端盖图 ）轴伸端处的轴承盖（透盖）尺寸计算 A、高速轴：