1、目錄第一章 設計任務 2頁第二章 總體設計5頁 2.1 確定傳動方案5 頁2.2 刨床選擇合適的電機類型6 頁2.3 V帶設計9頁2.4 齒輪1設計12頁2.5 齒輪2設計16 頁2.6 軸I設計20頁2.7 軸I的受力分析21頁2.8 軸II設計25 頁2.9 軸 III設計31 頁2.10軸 III的受力分析33 頁2.11軸承壽命計算38頁2.12鍵的選擇和校核40 頁2.13 聯軸器及潤滑、密封方式的選擇和設計42 頁2.14減速器箱體相關尺寸的設計43 頁第三章 個人總結45頁參考文獻 47頁第一章 設計任務 設計結果1.1、課程設計題目：牛頭刨床機械傳動系統方案設計1.2、工作原理

2、：牛頭刨床是一種靠刀具的往復直線運動及工作臺的間歇運動來完成工作的平面切削加工的機床。如圖1為其參考示意圖。電動機經過減速傳動裝置（皮帶和齒輪傳動）帶動執行機構（導桿機構和凸輪機構）完成刨刀的往復運動和間歇移動。刨床工作時，刨頭6由曲柄2帶動右行，刨刀進行切削，稱為工作行程。在切削行程H中，前后各有一段0.05H的空刀距離，工作阻力F為常數；刨刀左行時，即為空回行程，此行程無工作阻力。在刨刀空回行程時，由擺動從動件盤形凸輪機構通過四桿機構帶動棘輪機構，棘輪機構帶動螺旋機構使工作臺連同工件在垂直紙面方向上做一次進給運動，以便刨刀繼續切削。 圖1設計結果1.3、設計要求：電動機軸與曲柄軸2平行或垂

3、直，刨刀刀刃E點與鉸鏈點C的垂直距離為50mm，水平距離為1.2H。使用壽命10年，每日一班制工作，載荷有輕微沖擊。允許曲柄2轉速偏差為±5%。要求導桿機構的最大壓力角應為最小值；凸輪機構的最大壓力角應為許用值a之內，擺動從動件9的升，回程運動規律均為等加速等減速運動，其他參數見設計數據。電機同步轉速為1500r/min，執行機構的傳動效率按0995計算，系統有過載保護。按小批量生產規模設計。1.4、設計數據：導桿機構運動分析轉速n2機架lo2o4工作行程H行程速比系數K連桿與導桿之lBC/lO4B483803101.460.25導桿機構動態靜力分析工作阻力Fmax（N）導桿質量m4

4、（kg）滑塊6質量m6（kg）導桿4轉動慣量Js4（kgm2）4520701.1凸輪機構設計從動件最大擺角max從動件桿長lO9D許用壓力角推程運動角o遠休止角s回程運動角o15°12540°75°10°75°1.5、設計內容：1、設計題目（包括設計條件和要求）；2、根據電機轉速和主軸轉速的比值，選擇傳動機構并比較，確定傳動系統方案；3、電動機類型和功率的選擇；4、確定總傳動比、分配各級傳動比；5、計算傳動裝置的運動和動力參數；6、傳動零件（帶傳動及齒輪傳動（或蝸桿傳動）設計計算；7、傳動軸的結構設計及校核；8、滾動軸承的選擇和壽命計算；9、鍵

5、連接的選擇和校核計算；10、聯軸器的選擇計算；11、潤滑劑及潤滑方式、密封裝置的選擇；12、減速器箱體的結構和主要尺寸設計；13、運用計算機軟件設計及繪圖；14、列出主要參考資料并編號；15、設計的心得體會和收獲。1.6、設計工作量：1.7、整個刨床運動方案簡圖，運動循環圖一張（A3），建議采用三維軟件繪制（如proe 等） 設計結果2、傳動軸零件圖1張；傳動零件1張，均要求計算機采用A3圖紙出圖，圖紙格式為留裝訂邊，標題欄、明細欄參考機械設計手冊國標規定；3、設計說明書一份（應包含設計主要內容，在說明書中列出必要的計算公式、設計計算的全部過程。），可打印，封面格式見機械設計課程設計指導書；4

6、、以組為單位進行答辯，答辯要求制作PPT。1.7、設計時間：16周-17周第二章 總體設計 2.1確定傳動方案 設計結果傳動方案圖解如下：2.2刨床選擇合適的電機類型：設計結果按照工作要求和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動機，同步轉速1500r/min,執行機構的傳動效率按0.95計算，系統有過載保護。1. 根據要求取步轉速 n同=1500 r /min2. 根據扭頭刨床設計數據知有效工作行程 H=0.31 m3. 工作機有效功率為 P=1004.4（w）（減速后輸出效率）4. 所以電機所需要的工作效率為：P入=1206（w）（其中分別是：V帶輪、齒輪、軸承、聯軸器傳動的傳動效率及總的傳動效

7、率）5. 為增加電機的應對突變載荷的性能，需要提升它的工作效率，即：Ped=1.3P入=1.31206=1567.8（w）根據以上的計算結果查詢機械設計課程指導書，選取型號為Y90L4，其P額=1.5 KW，n滿=1400 r/min的電機。電機型號Y90L46. 計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比：總傳動比為 =設計結果輪1的傳動比 i2=3.7齒輪2的傳動比 i3=2.6由于n出=，可推出帶傳動的傳動比i1i1=3.037. 計算傳動裝置各軸的轉速：軸 n1=1400 r/min軸n2=462.05 （r/min）軸n3=124.9 （r/min）軸n4=48.03 （r/min）8. 各

8、軸輸入的功率軸P1=P入=1.206 kw軸 P2=P入帶=1.206×0.96=1.158 (kw)軸P3=P2齒1軸承=1.158×0.98×0.99=1.123（kw）軸 P4=P3齒2軸承=1.123×0.98×0.99=1.090 （kw）聯軸器輸入功率 P5=P4軸承=1.090×0.99=1.079 （kw）9. 各軸輸入的轉矩 電動機軸的輸出轉矩Td為設計結果Td=9.55×10=9.55×10×=8226.6 （N·mm） 軸T1=Td=8226.6 N·mm軸T2=

9、T1i1=8226.6×0.96×3.03=23929.5 （N·mm）軸T3=T2齒1軸承i2=23929.5×0.98×0.99×3.7=85900.8 （N·mm）軸T4=T3齒2軸承i3=85900.8×0.98×0.99×2.6=216686.5 =（N·mm）將上述計算匯總于下表，以備查用：軸名功率 P/KW轉矩 T/(N·mm)轉速 n/（r/min）傳動比i效率電機軸1.2068.2266×10140011I軸1.2068.2266×101

10、4003.030.95II軸1.1582.39295×10462.053.70.97III軸1.1238.59008×10124.92.60.97輸出軸1.0902.166865×1048.032.3 V帶設計設計結果1. 確定計算功率Pca查表得工作情況系數KA=1.1，故Pca=KAP=1.1×1.206=1.3266（kw）2. 選擇V帶的帶型根據P、n1由圖選擇Z型。Z型3. 確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v1) 初選小帶輪的基準直徑dd1。由表86和表88,可得取小帶輪的基準直徑dd1=71mmdd1=71mm2) 驗算帶速v。V= =5.2

11、 (m/s)因為5m/s<v<7m/s,故帶速合適。3） 計算大帶輪的基準直徑。.dd2=i·dd1=3.03×71=215.13(mm)根據表可知圓整為dd2=224mmdd2=224mm4. 確定V帶的中心距a和基準長度Ld1) 計算V帶的中心距a0.7（d+d）a2（d+d）0.7（71+224）a2(71+224)206.5a590初定中心距a0=400mm.2) 由式計算帶所需的基準長度Ld0=2a0+(dd1+dd2)+ =2×400+× 295+=1278（mm）設計結果 由表8-2選帶的基準長度Ld=1250mm.Ld=125

12、0mm3) 按式計算實際中心距a0a=a0+=(400+14) =414（mm）5. 驗算小帶輪上的包角=180°-（dd2-dd1）=180°-153*=158.82°90° a=158.82°6. 計算帶的根數z1) 計算單根V帶的額定功率Pr由dd1=71mm和n1=1400r/min,查表得P0=0.294kw查表8-5得P0=0.03 kw查表得K=0.942,KL=1.11，于是Pr=(P0+P0)*K*KL=（0.294+0.03）×0.942×1.11=0.339（KW）2） 計算V帶的根數z.Z=3.9取4

13、根。 V帶取4根7. 計算單根V帶的處拉力的最小值（F0）min由表A型帶的單位長度質量q=0.1kg/m,所以（F0）min=500 =500×+0.06×5.2 =54.37(N)應使帶的實際處拉力F0>(F0)min.設計結果8. 計算壓力軸Fp壓力軸的最小值為（Fp）min=2z(F0)minsin=2×4×54.37×sin=427.55(N)2.4 齒輪1設計設計結果1、 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 按圖1023所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 插床為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。 材料選擇。由表101

14、選擇小齒輪材料為40Cr（調質），小齒輪40Cr硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼，硬度為240HBS，二者材料 大齒45鋼硬度差為40HBS。 選小齒輪齒數Z1=24，大齒輪齒數Z2=3.7×2488.8，取Z2=89。2、 按齒面接觸強度設計由設計計算公式（109a）進行試算，即d1t2.321 確定公式內的各計算數值 試選載荷系數Kt=1.3。 計算小齒輪傳遞的轉矩。T1=2392935（Nmm） 由表107選取齒寬系數=1。 由表106查得材料的彈性影響系數=189.8MPa。 由圖1021d按齒面硬度差的小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限=

15、550MPa。 由式1013計算應力循環次數。N1=60n1jLh =60×462.05×1×10×300×8×16.65×10N2=1.8×10 由圖1019取接觸疲勞壽命系數=0.95;=0.97。 計算接觸疲勞許用應力。取失效率為1，安全系數S=1，由式（1012）得=MPa570MPa=MPa533.5MP 計算計算小齒輪分度圓直徑d1t ，代入中較小的值。設計結果d1t2.322.32·mm 37.43mm 計算圓周速度。=m/s=0.906m/s 計算齒寬b。 b=·d1t =1&#

16、215;37.43mm=37.43mm 計算齒寬與齒高之比。模數 mt=1.5（mm） 模數1.5mm齒高 h2.25mt=2.25×1.56mm3.51mm=10.66 計算載荷系數。根據=0.906m/s，7級精度，由圖108查得動載系數=1.05；直齒輪，1;由表102查得使用系數=1.25;由表104用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，1.416；由=10.66，1.416查圖1013得1.32；故載荷系數1.25×1.05×1×1.4161.8585 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式（1010a）得37.43×

17、;mm=42.166mm 計算模數m。=mm=1.757mm3、 按齒根彎曲強度設計設計結果由式（105）得彎曲強度的設計公式為m 確定公式內的各計算數值 由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限500MPa;大齒輪的彎曲強度極限380MPa 由圖1018取彎曲疲勞強度壽命系數=0.91,=0.93 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式（1012）得MPa=325MPaMPa=252.43MPa 計算載荷系數K。1.25×1.05×1×1.32=1.7325 查取齒形系數。由表105查得 2.65，2.20 查取應力校正系數。由表105查得

18、1.58,1.78 計算大、小齒輪的并加以比較。=0.012883=0.015513設計計算。mmm=1.31mm設計結果對比計算結果是由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m 的大小主要取決于彎曲強度的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數和齒數的乘積）有關，可取彎曲強度算得的模數1.31并就近圓整為標準值m = 1.5 mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1 = 42.166 mm，算出小齒輪齒數。Z1 = = 28大齒輪齒數Z2 = u×Z1 = 3.7×28 = 103.6；取Z2=104。4、幾何

19、尺寸計算。（1）計算分度圓直徑d1 = Z1× m = 28×1.5mm= 42 mmd1=42mmd2 = Z2× m = 104×1.5mm= 156 mmd2=156mm（2）計算中心距a = mm= 99mm a=99mm（3）計算齒輪寬度b = = 1×42= 42（mm），可取B1 = 42mm ； B2 = 47 mmB1 = 42mm（5）結構設計及繪制齒輪零件圖。B2 = 47 mm2.5 齒輪2設計設計結果4、 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 按圖1023所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 插床為一般工作機器，速度不

20、高，故選用7級精度。 材料選擇。由表101選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為小齒輪40Cr280HBS，大齒輪材料為45鋼，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 大齒45鋼 選小齒輪齒數Z1=24，大齒輪齒數Z2=2.6×2462.4，取Z2=62。5、 按齒面接觸強度設計由設計計算公式（109a）進行試算，即d1t2.322 確定公式內的各計算數值 試選載荷系數Kt=1.3。 計算小齒輪傳遞的轉矩。T1=85900.8（Nmm） 由表107選取齒寬系數=1。 由表106查得材料的彈性影響系數=189.8MPa。 由圖1021d按齒面硬度差的小齒輪的接觸疲勞強度極限

21、=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa。 由式1013計算應力循環次數。N1=60n1jLh =60×124.9×1×10×300×8×11.79856×10N2=6.9175×10 由圖1019取接觸疲勞壽命系數=0.97;=0.99。 計算接觸疲勞許用應力。取失效率為1，安全系數S=1，由式（1012）得=MPa582MPa=MPa594MP 計算 計算小齒輪分度圓直徑d1t ，代入中較小的值。設計結果d1t2.322.32·mm 58.20mm 計算圓周速度。=m/s=0.38m/s

22、 計算齒寬b。 b=·d1t =1×58.20mm=58.20mm 計算齒寬與齒高之比。模數 mt=2.425（mm）齒高 h2.25mt=2.25×2.425mm5.46mm=10.66 計算載荷系數。根據=0.38m/s，7級精度，由圖108查得動載系數=1；直齒輪，1;由表102查得使用系數=1.25;由表104用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，1.421；由=10.66，1.421查圖1013得1.34；故載荷系數1.25×1×1×1.4211.776 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式（1010a）

23、得58.20×mm=64.58mm 計算模數m。=mm=2.69mm6、 按齒根彎曲強度設計設計結果由式（105）得彎曲強度的設計公式為m 確定公式內的各計算數值 由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限500MPa;大齒輪的彎曲強度極限380MPa 由圖1018取彎曲疲勞強度壽命系數=0.98,=0.99 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式（1012）得MPa=350MPaMPa=268.7MPa 計算載荷系數K。1.25×1×1×1.34=1.675 查取齒形系數。由表105查得 2.65，2.272 查取應力校正系數。由表1

24、05查得 1.58,1.734 計算大、小齒輪的并加以比較。=0.01196=0.01466設計計算。mmm=1.98mm設計結果對比計算結果是由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m 的大小主要取決于彎曲強度的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數和齒數的乘積）有關，可取彎曲強度算得的模數1.98并就近圓整為標準值m = 2 mm，按接觸強度算得的分度圓直徑模數m = 2 mmd1 = 64.58 mm，算出小齒輪齒數。Z1 = = 32Z1 =32大齒輪齒數Z2 = u×Z1 = 2.6×32 = 8

25、3.2；取Z2=83。Z2=834、幾何尺寸計算。（1）計算分度圓直徑d1 = Z1× m = 24×2mm= 48 mmd1 =48mmd2 = Z2× m = 83×2mm= 166mmd2 =166mm（2）計算中心距a = mm= 107mma =107mm（3）計算齒輪寬度b = = 1×48= 48（mm），可取B1 = 48mm ； B2 =53 mmB1 = 48mm（5）結構設計及繪制齒輪零件圖。B2 =53 mm2.6 軸I設計設計結果1.軸徑計算：軸的最小直徑dd=A0=112×=15.2（mm）圓整以及查詢機械

26、設計手冊可取d=20mm，d=20mm即連接V帶輪的直徑=20mm查詢手冊可知，軸徑=25mm，毛氈外圈D=39 mm，氈圈內徑=24mm=+2×（0.070.1）=28.5mm30 mm查詢軸承的標準，取=30 mm，即選用深溝球軸承6206=30 mm查詢軸承系列數可知da=36 mm，即=36 mm=36 mm2.長度確定：（1）、查詢帶輪槽數據可知，f=7，e=12，有4根帶輪，即L=3e+2f=50mm，取L=48mmL=48mm（2）、軸承端蓋的總寬度為20mm，取端蓋的外端面與V帶輪右端的距離l=30mm，故取L=50mmL=50mm（3）、查詢數據得，軸承的寬度B=1

27、6mm，擋油板取12mm，所以l=16+12+2+8=38（mm）l=38mm（4）、從右端往左端確定，L情況與L一樣，故取長度L =L=38mmL=38mm（5）、根據齒輪計算可知，L取47mm（6）、根據軸長度確定L長度為61.5mm綜上所述可知，軸箱體內的長度為124.5mm2.7 軸I受力分析：設計結果F由帶輪設計結果知為F=427.55N 8211553.5FFFFFFFBC DE假設受力方向如圖所示,則豎直方向受力如圖所示.82115 53.5FFFF則，設計結果即427.55107101.275168.5+53.5=0。由上式可得，水平方向受力如圖所示FF53.5F 115 82

28、則由上式可得，設計結果M()x(mm)35059.1103.2-4010.36豎直方向彎距圖M()x(mm)-41595.5水平方向彎距圖設計結果M () x(mm)35059.141788.4彎距合成圖T ()x(mm)23929.5 扭距圖校核軸的強度：強度條件為=8.05=60強度條件滿足2.8 軸II設計設計結果 一 、 根據軸三的設計，軸二可以選用深溝球軸承6207，其內徑為35mm，即 因為2段為齒輪軸，da=45mm，即 第三段是退刀槽，取直徑為=34mm，=34mm 第六段是裝軸承的，根據對稱設計，使用統一型號的軸承6207，直徑一樣為35mm。35mm 故 （mm） 故 （m

29、m）二 、 ， 軸承寬B =17mm,故 L（mm）L L等于齒輪寬度 故 L=53 mmL=53 mm L為退刀槽取5 故 L=5 mmL=5 mm L為軸環寬度 故 L=1.4=5.6 mm6 mmL=6 mm L為安裝齒輪處 故 L=B2=422=40（mm）L=40mm L從右端開始確定 設計結果故 L= B+8+2+2.5=17+12+8+2.5+2+2=43.5（mm）L=43.5mm三、軸2的受力分析：FFFFFFFyxzABCDFFFF55mm57.5mm53mm設計結果 FFFFABCD根據圖可知F=F·Tan=·Tan20°=×Tan

30、20°=414.7（N）F=414.7NF= F·Tan=·Tan20°=×Tan20°=1302.7（N）F=1302.7N由F= F+ F+ F= F·l- F·l+ F·l即414.7= F+1302.7+ F1320.7×55-414.7×122.5+ 165.5F=0由上式可得，F=-1039.0N F=151.0NF=-1039.0N根據圖可知F=151.0NF=1139.5（N）F=1139.5NF=3579.2（N）F=3579.2N則F+F=F+F設計結果=F

31、3;l+F·l-F·l即F+F=4718.73579.2×55+1139.5×112.5-165.5 F=0由上式可得，F =2754.8N F=1963.9NF =2754.8NF=1963.9NM（N·mm）x（mm）71648.58003根據圖所得的彎矩圖設計結果M（N·mm）x（mm）167600.7104086.7根據圖所得的彎矩圖M（N·mm）x（mm）167600.7104393.9合成彎矩圖設計結果T(N·mm)x（mm）85900.8 扭矩圖T(N·mm)x（mm）167600.7175

32、346.6116423.8104393.9彎矩合成圖校核軸的強度：根據彎扭合成圖,分析出B、C點為危險截面則強度條件為=31.33=60=2.57=60滿足強度條件2.9 軸III設計設計結果1、 確定各臺肩的直徑 從軸的左邊開始往右邊確定該軸選用45鋼，故取。可計算軸的最小直徑為：圓整，取=32mm。=32mm下一個臺肩直徑為：取，試選深溝球軸承6209， 取，根據優先數系可選取 取現從右邊往左邊確定：，取，此處為軸承臺肩，故需要選用優先數系取根據聯軸器長度確定第一段臺肩的長度，由查課程設計指導書p140表13.6 取滑塊聯軸器KL5 取M16 根據指導書P26 表4.2 根據選取的軸承型號

33、，可查的B=19，擋油板總長20mm，右端軸承上長度需增長2mm，故所以 軸套B=10.5mm該臺階用來放置齒輪，需要留一段距離用下一段的軸套來卡住齒輪，軸環的長度： 取根據第一根軸確認的箱體內長度，可得2.10軸III的受力分析：設計結果ABCDyxzFFFFFFDABFFF 圖64119.5130.5C設計結果圖DA BFF64mm119.5mm130.5mmCF根據圖可知F= F=1302.7NF= F=1302.7NF= F+ F= F·l- F·l=0即1302.7= F+ F1302.7×64-183.5 F=0由上式可得，F=848.4N F=454

34、.3NF=848.4N根據圖可知F=454.3N F= F=3579.2NF= F=3579.2NF= F+ F= F·l- F·l=0即3579.2= F+ F3579.2×64-183.5 F=0設計結果由上式可得，F=2330.9NF=2330.9N F=1248.3N F=1248.3NM（N·mm）54297.6x（mm）根據圖所得的彎矩圖M（N·mm）x（mm）根據圖所得的彎矩圖-149177.6設計結果M（N·mm）x（mm）158752 合成彎矩圖T（N·mm）x（mm）216686.5 扭矩圖設計結果N&#

35、183;mmx（mm）158752205185.7130011.9 彎扭合成圖校核軸的強度：根據彎扭合成圖，分析出B點為危險截面強度條件為=11.68=60強度符合要求2.11軸承壽命計算設計結果6206: n=462.5r/min c=19.5*10N F=767.3N F=361.7N F=74.96N F=0 F=777.6N F= F= 由F=0可知<e, 根據表可得深溝球軸承的最小e值為0.22 x=1,y=0 查表 f=1.2 P= f(xF+Y F) 所以p=1.2*1*848.28=1017.936N p=1.2*1*781.20=937.44N 由得6207: n=12

36、4.9r/min c=25.7*10N F=1039.0N F=2754.8N F=151.0N F=0 F=1963.9N F= F= 由F=0可知<e, 根據表可得深溝球軸承的最小e值為0.22 x=1,y=0 查表 f=1.2 設計結果P= f(xF+Y F) 所以p=1.2*1*2944.22=3533.064N =1.2*1*1969.70=2623.64N 由得6209: n=48.03r/min c=31.7*10N F=848.4N F=2330.9N F=454.3N F=0 F=1248.3N F= F= 由F=0可知<e, 根據表可得深溝球軸承的最小e值為0.

37、22 x=1,y=0 查表 f=1.2 P= f(xF+Y F) 所以p=1.2*1*2480.50=2976.6N p=1.2*1*1328.40=1594.08N 由得2.12 鍵的選擇和校核設計結果（1）：軸1上大帶輪上的鍵選擇使用單圓頭普通平鍵（C型）根據軸大小的計算，最小出軸直徑（即 大帶輪上的軸直徑為20mm），所以根據機械設計課程設計指導書P116中鍵的推薦表格可選鍵的公稱尺寸為：故 該鍵的代號為： 鍵C GB/T 1096 強度校核材料選用為 45鋼 輕微沖擊故 符合強度要求 （2）：軸2上的大齒輪處的鍵選用雙圓頭普通平鍵（A型）根據軸的大小，知此處的軸直徑為56mm，故取鍵的

38、公稱尺寸為：故 該鍵的代號為：鍵A GB/T 1096 強度校核材料選用為 45鋼 輕微沖擊故 符合強度要求 符合強度要求（3）：軸3上的大齒輪處的鍵選用雙圓頭普通平鍵（A型）根據軸的大小，知此處的軸直徑為40mm，故取鍵的公稱尺寸為：故 該鍵的代號為：鍵A GB/T 1096 強度校核材料選用為 45鋼 輕微沖擊故 符合強度要求 符合強度要求（4）：軸3上聯軸器的鍵選用半圓頭普通平鍵（C型） 根據軸的大小，知此處的軸直徑為32mm，故取鍵的公稱尺寸為：故 該鍵的代號為：鍵A GB/T 1096 強度校核設計結果材料選用為 45鋼 輕微沖擊故 符合強度要求 符合強度要求2.13 聯軸器及潤滑、

39、密封方式的選擇和設計設計結果（1）：聯軸器的選擇設計計算： 計算軸上的最大轉矩： 查詢機械設計課程設計手冊P141，表13.6得，選用KL5 (2) 潤滑劑及潤滑方式、密封裝置的選擇：齒輪傳動潤滑劑的選擇齒輪圓周速度、軸上的齒輪圓周速度=1.09（m/s）12 m/s大=1.04（m/s）12 m/s小=0.43（m/s）12 m/s綜上所述，齒輪圓周速度均小于12 m/s，選用油浸潤滑方式查詢課本P234表1011和表1012，選擇GB59031995 牌號為100的潤滑劑軸承潤滑方式：軸承dn值 d2n2=30×462.05=1.39×10 (mmr/min)d3n3=

40、35×124.9=0.44×10 (mmr/min)d4n4=45×48.03=0.22×10 (mmr/min)查課本P332表1310，選取軸承潤滑方式為脂潤滑查詢機械設計課程指導書P96，選擇通用鋰基潤滑脂（GB/T73241994）3號潤滑脂密封方式：軸承與箱體內部因潤滑方式的不同選擋油環密封。在軸伸處用毛氈密封，不是軸伸處用悶蓋加墊圈密封。2.14減速器箱體相關尺寸的設計設計結果電機選擇型號為：Y90L-4選用鑄件減速機體，根據以上選擇按照機械設計課程設計指導書中的P25頁 表4-1 鑄件減速器機體結構尺寸計算表，可得如下計算結果：機座壁厚：=

41、0.025a+3 mm8 mm（選用的是二級圓柱直齒輪減速器，a為二級齒輪變速的齒輪中心距離中較大的一個，根據前面計算為107mm）。 所以：=0.025*107+3=5.675<8mm，所以選用=8mm。機蓋壁厚：=0.02a+3mm8 mm，=0.025*107+3=5.14<8mm，故選用=8mm機座凸緣厚度：機蓋凸緣厚度：機座底凸緣厚度：地腳螺釘直徑：，取地腳螺釘數目：a250mm時，取n=4軸承旁連接螺栓直徑 ：機蓋與機座連接螺栓直徑：，取連接螺栓的間距：=軸承端蓋螺釘直徑：，取窺視孔蓋螺釘直徑： ，取定位銷直徑： ，取：，沒有凸緣 ：,：,設計結果軸承旁凸臺半徑： 凸臺高度： h 根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準（見圖4.44）外機壁至軸承座端面距離：,取內機壁至軸承座端面距離： ，大齒輪頂圓（蝸輪外圓）與內機壁距離： =10mm。齒輪（錐齒輪或蝸輪輪榖）端面與內機壁距離： 機蓋、機座肋厚：軸承端蓋外徑軸承端蓋凸緣厚度： ，取軸承旁連接螺栓距離： s 盡量靠近，以第三章 個人總結 計算結果兩周的課程設計結束了。