数控机床自动排屑装置设计论文

摘 要

本次毕业设计题目是数控机床的自动排屑装置设计。本人致力于整机机械系统的设计，即包括电动机的选择，带传动设计，减速器的设计，链传动的设计，排屑装置外形的设计。设计思路是从排屑机的性能和动作要求入手，并以国内的质量和技术性能接近设计要求的排屑机为基础，研究国外的先进机型，设计出市场需求的以经济为第一设计原则的适用于数控机床的排屑装置。图纸采用Auto CAD 绘制。经过认真地设计计算,查找资料撰写设计论文。

本文的排屑装置,它是针对市场的需要而设计的，从而能有效地满足当今市场上对排屑装置的需求,它具有如下的优点:传动平稳，传动效率搞，生产效率高，劳动强度低，产品质量好，经济性好，人性化等优点。

关键词 数控机床，排屑装置，机械系统

数控机床自动排屑装置设计论文

ABSTRACT

My graduation project is the subject of CNC machine tools automatically Paixie design. I am 忽略mitted myself to mechanical systems design, including the choice of motor, belt drive design, reducer design, chain drive design. Paixie design ideas from the machine's performance and movements start with requirements and to the quality of domestic and technical performance close to the design requirements of the Paixie based to the advanced foreign models, the development of market demand in the economy as the first design CNC machine tools in the application of the principle of the Paixie devices. Auto CAD drawings by drawing. Through careful design and calculate, designed to find information to write papers.

This paper designed Paixie device, it is against the needs of the market designed so that they could effectively meet the market today Paixie on the demand, it has the following advantages: a smooth transmission, engage in transmission efficiency, productivity, Low labour intensity, product quality, economic, and human advantages

Key words CNC machine tools, Paixie devices, mechanical systems

II

****本科毕业设计（论文） 目录

目 录

摘 要 ·································································································· I ABSTRACT ························································································ II

1 绪 论 ···························································································· 1

1.1 本课题研究目的与意义 ·············································································· 1

1.2 本课题国内外发展概况 ·············································································· 1 1.3 自动排屑装置的发展趋势 ··········································································· 1

2 系统总体方案的确定········································································· 3

2.1 设计思想 ································································································· 3 2.2 初选电机减速器系统方案 ··········································································· 3 2.3 输送处传动系统的确定 ·············································································· 4 2.4 系统总体方案的确定 ················································································· 4

3 电动机的选择 ·················································································· 6

3.1 电动机类型选择 ······················································································· 6 3.2 电动机功率的选择 ···················································································· 6 3.4 确定电动机型号 ······················································································· 6

4 V带的设计计算 ··············································································· 7

4.1 传动比的分配··························································································· 7 4.2 各轴的转速、功率和转矩 ··········································································· 7 4.3 带传动方案的确定 ···················································································· 8 4.4 带传动设计计算 ······················································································· 8 4.5 带轮的结构设计 ····················································································· 10

5 减速器的设计 ················································································· 12

5.1 齿轮的设计···························································································· 12

5.1.1 高速级齿轮设计计算： ···························································· 12 5.1.2 低速级齿轮设计计算 ······························································ 16 5.2 轴的设计计算························································································· 20

5.2.1 低速轴（轴3）的设计计算 ······················································· 20 5.2.2 中间(轴2)轴的设计计算 ·························································· 22 5.2.3 输入轴（轴1）的设计计算 ······················································· 23 5.3 轴的校核 ······························································································· 24

5.3.1 输出轴（轴3）的校核 ···························································· 24 5.3.2 中间轴（轴2）的校核 ···························································· 26 5.3.3 输入轴（轴1）的校核 ···························································· 28 5.4 轴承的校核···························································································· 30

5.4.1 输入轴上轴承的校核 ······························································ 30 5.4.2 中间轴的校核 ······································································ 31 5.4.3 输出轴上轴承的校核 ······························································ 33

I

****本科毕业设计（论文） 目录

5.5 键的选择和校核 ····················································································· 34

5.5.1 输入轴上联轴器处的键 ···························································· 34 5.5.2 中间轴上的键 ······································································ 34 5.5.3 输出轴上的键 ······································································ 35 5.6 减速器箱体的设计 ·················································································· 35

6 链传动设计的计算 ··········································································· 38

6.1 链传动方案的确定 ·················································································· 38 6.2 链传动的设计计算 ·················································································· 38 6.3 链轮的结构设计 ··········································································· 40

6.3.1 主、从动轮设计 ···································································· 40 6.3.2 惰轮设计 ············································································ 43 6.4 链的校核 ······························································································· 45 6.5 刮板链的设计························································································· 46 6.6 链轮轴的设计························································································· 48

6.6.1 各轴的转速,功率和转矩 ·························································· 48 6.6.2 轴4的设计计算 ···································································· 48 6.6.3 轴5的设计计算 ···································································· 50 6.6.4 轴6的设计计算 ···································································· 51 6.7 轴的校核 ······························································································· 52

6.7.1 轴4的校核 ········································································· 52 6.7.2 轴5的校核 ········································································· 53 6.7.3 轴6的校核 ········································································· 55 6.8 轴承的校核···························································································· 56 6.9 键的选择和校核 ····················································································· 57

6.9.1 轴4上联轴器处的键 ······························································ 57 6.9.2 轴4上链轮处的键 ································································· 57 6.9.3 轴5上链轮处的键 ································································· 58 6.9.4 轴6上链轮处的键 ································································· 58

7 排屑装置箱体的设计 ······································································· 60

8 排屑装置的保养与维护 ···································································· 61

8.1 排屑装置的保养 ····················································································· 61

8.2 排屑装置的维修 ····················································································· 61

结 论 ································································································ 62 参 考 文 献 ······················································································· 63 致 谢 ································································································ 64

II

****本科毕业设计（论文） 1 绪论

1 绪 论

1.1 本课题研究目的与意义

自动排屑装置的主要作用是将切屑从加工区域排出到数控机床之外。另外，切屑中往往混合着切削液，排屑装置必须将切屑从其中分离出来，送人切屑收集箱或小车里，而将切削液回收到冷却液箱。所以，自动排屑装置组要应用于数控机床、加工中心等要求高效率的机械。

1.2 本课题国内外发展概况

自动排屑装置，是随着切削加工机床、加工中心的发展而发展的。但是长期以来，重主机、轻配套的状况使得自动排屑装置处理技术及其设备发展迟缓。80年代始，重主机轻配套的状况引起了机床工具行业的注意，促使自动排屑装置处理技术及其设备在此后的20多年里得到长足的发展。现在常见的排屑装置有以下几种：

1、平板链式排屑装置

平板链式排屑装置以滚动链轮牵引钢质平板链带在封闭箱中运转，切屑用链带带出机床。这种装置在数控车床使用时要与机床冷却箱合为一体，以简化机床结构。 2、刮板式排屑装置

刮板式排屑装置的传动原理与平板链式基本相同，只是链板不同，带有刮板链板。这种装置常用于输送各种材料的短小切屑，排屑能力较强。 3、螺旋式排屑装置

螺旋式排屑装置是利用电动机经减速装置驱动安装在沟槽中的一根绞笼式螺旋杆进行工作的。螺旋杆工作时，沟槽中的切屑即由螺旋杆推动连续向前运动，最终排入切屑收集箱。这种装置占据空间小，适于安装在机床与立柱间间隙狭小的位置上。螺旋槽排屑结构简单、性能良好，但只适合沿水平或小角度倾斜的直线运动排运切屑，不能大角度倾斜、提升和转向排屑。

1.3 自动排屑装置的发展趋势

在总结目前国内外排屑装置的发展现状的情况下，当前排屑装置还有着以下的几点趋势：

1.复合型排屑机的需求将会大幅度增加。复合型排屑机有很多优点：（1），能处理复合式加工所产生的任何形态之铁屑；二，不论是长短屑还是金属粉屑都能

1

****本科毕业设计（论文） 1 绪论

完全处理；三，具有大量处理切屑液之过滤系统，过滤精度50 μm；四，可用于各型机床，中心加工机，钻孔机，龙门式加工机，特殊专用加工机等小屑量排屑。未来几年内，复合型排屑机将具有广泛的应用。

2. 易维修排屑机将大量增加。由于一般排屑装置属于辅助性生产设备，不易维修，保养维护机会较少，经常是出现小毛病时无人注意，出大毛病无法运转时才去修理，影响整条生产线的正常工作。 故易维修排屑机将是一种趋势。 3.在环保、节能方面，今后在排屑机的设计及制造中应引起各制造企业的足够重视。这方面要做好以下几点：（1） 排屑机的装机功率，减少工作中的能量损失。（2） 提高密封质量，减少油垢、切削夜等对环境的污染。（3） 减少噪声，对大的噪声源进行隔离和封闭。

2

****本科毕业设计（论文） 2 系统总体方案的确定

2 系统总体方案的确定

2.1 设计思想

本课题是以机器经济性好、人性化设计、环境友好性好、可靠性高、寿命长、结构简单、易于维修等为设计思想。

2.2 初选电机减速器系统方案

系统方案图如下：

（a）为带传动--涡轮涡杆减速器系统 （b）为带传动--二级圆柱圆锥减速器系统

（c）为联轴器--二级圆柱斜齿轮减速器系统 （d）为带传动--二级圆柱斜齿轮减速器系统

图2.1 电机减速器系统方案

方案评价：

3

****本科毕业设计（论文） 2 系统总体方案的确定

（a）方案为整体布局最小，传动平稳，而且可以实现较大的传动比，但是由于涡杆传动效率低，功率损失大，很不经济。（b）方案布局比较小，但是圆锥齿轮加工较困难，特别的是大直径，大模数的锥轮，所以一般不采用。(c) 方案中减速器选择合理，但本设计是用于数控机床的小型排屑装置，工作速度很低，实用联轴器不利于减速，会增加减速器的成本，不够经济。 最终确定方案为（d）方案。

该方案的优缺点：

该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，而且利于减速，还能起过载保护的作用，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。电动机部分为Y系列三相交流异步电动机。

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、成本低、传动效率高。

2.3 输送处传动系统的确定

（a）带传动 （b）履带传动 （c）链传动 方案评价：

（a）方案成本较低，但是防腐蚀性不强。（b）履带主要用在坦克等触地设备，在此处用履带传动很不经济。(c) 方案中链传动选择合理。 最终确定方案为（c）方案。

该方案的优缺点：

链传动的传动比准确，传动效率较高；链传动对轴的作用力较小；链传动的尺寸较紧凑；链传动对环境的适应能力较强；链条的磨损伸长比较缓慢，张紧调节量较小。

2.4 系统总体方案的确定

方案为：电动机——带传动——减速器——链传动 如下图：

4

****本科毕业设计（论文） 2 系统总体方案的确定

带传动电动机减速器链传动

图2.2 系统总体方案

5

****本科毕业设计（论文） 3 电动机的选择

3 电动机的选择

3.1 电动机类型选择

根据动力源和工作条件，选用交流电机，Y系列三相异步电动机。

3.2 电动机功率的选择

根据链传输机构的布置由已知条件链传动机构承受铁屑100公斤力，即1000N，链的运动速度为3m/min，由于传动机构还受链条受摩擦力f和刮板的重力分量F1。

由已知条件得出传动机构总的载荷为F=f+F1+1000

设所选链型号为08A ,p=12.7mm ,单排质量q=0.60 kg/m，总长度为8m。 刮板尺寸为：168mm×20mm×2mm ,选用普通碳素钢密度为7.85，相邻刮板距离为三个节距12.7×4=50.8mm ，F1约为200N，f约为60N。 则工作机有效功率为：P=F×V=0.063KW

由已知条件得电动机有效功率PdP/，式中为系统总的传动效率。 电动机到链传动机构总传动效率1223645

式中：1为V带的传动效率，2为闭式齿轮的传动效率，3为圆锥滚子轴承的传动效率，4为联轴器的传动效率，5为链传动效率。 查表：1，20.97，30.98，4=0.99，5=0.96 代入上式：0.723

所以电动机的有效功率PdP/0.087KW 所选电动机的额定功率须满足PePd。

3.4 确定电动机型号

根据已知条件本排屑装置的输送速度为：

nwvz1p

式中p为节距，z1为小链轮齿数，取z1=17

nwr/mim

选取电动机型号为Y2-90S-8，同步转速为750 r/mim,对应额定功率为0.37KW，外伸轴直径24mm

方案 1

电动机型号 Y2-90S-8 额定功率 （KW） 0.37 6

同步转速 （r/min） 750 满载转速 （r/min） 700 总传动比 i 50 ****本科毕业设计（论文） 4 V带的设计计算

4 V带的设计计算

4.1 传动比的分配

700=50 =nw142.传动比的分配取i13,i2i3ii1=16.66

1.计算总的传动比i=

nm3.双级斜齿圆柱齿轮减速器高速级的传动比为5 4.低速级传动比：i33.33

4.2 各轴的转速、功率和转矩

转速：n1700/3233.33r/min

功率：P1Pd40.0870.950.0826KW 扭矩：T1

9550P95500.082613.8N.M n1233.33转速： n2233.33/546.66r/min 功率：P230.08260.970.980.078KW 2P1扭矩：T2

转速：n346.66/3.3314r/min

功率：P3P2230.0780.970.980.074KW 扭矩：T3

9550P295500.07815.96N.M =

46.66n29550P395500.07450.478N.M n314转速：n4n314r/min

功率：P4P315=0.0740.990.960.07KW扭矩： T4

9550P495500.0747.75N.M n4147

****本科毕业设计（论文） 4 V带的设计计算

表1.1 各轴的运动与动力参数

轴号 1 2 3 4 转速（r/min） 功 率 (KW) 233.33 46.66 14 14 0.0826 0.078 0.074 0.07 扭 矩 （N．m） 3.8 15.96 50.478 47.75

4.3 带传动方案的确定

外传动带选为 普通V带传动 1. 确定计算功率：Pca

（1）、查文献[10]表9-6得工作情况系数 KA1.1

（2）、查得 PcaKAP1.10.0870.0957kw 式（4.1） 2、选择V带型号

查文献[10]图3-12得：选A型V带。

4.4 带传动设计计算

1、确定带轮直径

dd1 dd2

（1）、查文献[10]表3-5得选取小带轮直径 da150mm

da1H=82.5（电机中心高符合要求） 2（2）、验算带速，求得：

ndd1700501.83ms125m/s 式（4.2） V11601000601000（3）、从动带轮直径 da2

da2ida1350150mm

查文献[10]表3-6得 取da2150mm 2、确定中心距

（1）、初定中心距a和带长Ld

0.7dd1dd2a02dd1dd2 式（4.3）

140a0400 取a0300mm （2）、带的计算长度Lc

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****本科毕业设计（论文） 4 V带的设计计算

(dd2dd1)2Lc2a0(dd1dd2)24a0(15050)2(2300(50150))mm 式（4.4）

24300922mm由文献[10]表3-3，取带的基准长度Ld =1000mm (3)、确定中心距a

LLc(3009221000)mm261mm aa0d 式（4.5）

22(4)、确定中心距调整范围

amaxa0.03Ld(2610.031000)mm291mm 式（4.6） amina0.015Ld(2610.0151000)mm246mm 3、验算小带轮包角1，根据文献[10]图3-13 1180 4、确定V带根数Z

计算V带根数Z，由文献[11]表8-1-24 ZPca 式（4.8）

(P0P0)KKLdd2dd160157.08120 式（4.7） a

式中：p0为单根V带的基本额定功率，P0为i1时单根V带额定功率增量，

KL为带长修正系数，K为小带轮包角修正系数。

查文献[11]表8-1-33，p00.4kw，P00.09 查表8-1-27，K0.94 查表

8-1-29，KL0.93

代入上式：取Z2

5、确定（单根带）初拉力F0 F0500Pca(2.51)q215N 式（4.9） vvzKa q由文献[11]表8-1-28查得0.06kg/m 6、计算对轴的压力Fp，得： Fp2ZF0sin1(2215sin157.08)N58.8N 式（4.10）

22 9

****本科毕业设计（论文） 4 V带的设计计算

4.5 带轮的结构设计

1、小带轮设计

因为小带轮基准直径dd1=50mm<300mm，故可采用实心式结构。 由文献[9]图8-12中带轮结构参数经验公式：

带轮宽：B=(Z-1)e+2f=（2-1）（4.11） 15+2 10=35mm 式 式中：e为槽间距，查文献[9]表8-10取e=15mm

f为第一槽对称面至端面的距离，查文献[9]表8-10取

e=10m

z为轮槽数，由前面设计可知道取Z=2

轮毂宽：L=（1.5—2）d=1.8d=1.8 24=43.2mm 式（4.12） 轮毂外直径：d1=1.9d=1.924=45.6mm

带轮外径：da=dd+2ha=50+22.75=55.5mm 式（4.13） 式中ha为基准线下槽深，查文献[9]表8-10得ha=2.75 轮缘宽：=8mm

基准线下槽深：hf=10mm

由以上数据，小带轮结构简图如下： 图4.1 小带轮结构简图

2、大带轮设计

因为基准直径dd2=150mm<300mm，故可采用腹板式结构。

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****本科毕业设计（论文） 4 V带的设计计算

查文献[9]图8-12中带轮结构参数经验公式： 带轮宽：B=(Z-1)e+2f=（2-1）15+2 10=35mm 轮毂宽：L=（1.5—2）d=1.8d=1.8 15=27mm 轮毂外直径：d1=1.9d =1.915=28.5mm 带轮外径：da=dd+2ha=224+22.75=155.5mm 轮缘宽：=8mm

基准线下槽深：hf=10mm

由以上数据，大带轮结构简图如下：

图4.2 大带轮结构简图

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****本科毕业设计（论文） 5 减速器的设计

5 减速器的设计

5.1 齿轮的设计

5.1.1 高速级齿轮设计计算：

（一）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1.类型：圆柱斜齿轮 2.精度：7级

3.材料：由文献[12]表10-1选择，小齿轮均选用40Cr（调质），小齿轮硬度为280HBS，大齿轮材料45钢（调质），硬度为240HBS，二者相差40HBS。 4选择小齿轮的齿数Z118，大齿轮齿数Z2Z1590，则取Z=90 初选螺旋角14。 （二）按齿面接触强度设计 由文献[12]式10-21进行 计算d1t32KtT11ZHZE()d[H] 式（5.1）

1．确定公式内的各计算数值 (1) 试选载荷系数Kt1.6

(2) 由文献[12]图10-30选取ZH2.433 (3) 由文献[12]图10-26查得a10.74,a20.82

a1a20.740.821.56 式（5.2） （4）计算小齿轮转速 由前面的计算可知T13.8N.M （5）查文献[12]表10-7得d1

（6）查文献[12]10-6得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa12

（7)由文献[12]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

Hlin1600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa

(8)由式文献[12]10-13计算应力循环次数

N160n1jLh60233.331(183006)2.01597108 式（5.3）

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****本科毕业设计（论文） 5 减速器的设计

N2N1/52.01597108/50.40319108

（9）由文献[12]图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN10.95，KHN20.99 (10)计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1，由文献[12]公式10-12得

H1KHN1Hlim1S0.95600570Mpa 式（5.4）

H2KHN2Hlim2S0.99550545Mpa

[H]([H]1[H]1)/2(570545)/2557Mpa 2.计算

（1）计算试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式

321.63.81062.433189.82d1t3()20mm

11.565557(2)计算圆周速度 dt1n120233.33vm/s0.244m/s 式（5.5）

601000601000（3）计算齿宽b及模数mnt

bdd1t12020mm 式（5.6） mntd1tcos/z1200.97/181.08mm 式（5.7） h2.25mnt2.251.082.43mm 式（5.8）

b/h20/2.438.23 式（5.9）

（4）计算纵向重合度

0.318dz1tan0.3181180.251.431 式（5.10）

（5）计算载荷系数K 已知使用系数KA1。

根据v0.244m/s，8级精度，由图文献[12]10-8查得动载荷系数Kv1.04，查得KH的计算公式：

13

****本科毕业设计（论文） 5 减速器的设计

KH1.120.18(10.6d2)d20.23103b1.120.18(10.61)10.2310201.43 式（5.11）

查表文献[12]10-13得KF1.34

查表文献[12]10-3得KHKF1.2，所以载荷系数

KKAKVKFKH11.041.21.421.77 式（5.12） （6）按实际载荷系数校正所得的分度圆直径由文献[12]式10-10a得

d1d1t3K/KT2031.77/1.620.68 式（5.13）

（7）计算模数mnd1cos14/z120.680.97/181.11 （三）按齿根弯曲强度设计

mn32KT1Ycos2YFYS 式（5.15） 2[F]dz11.确定计算参数

（1）计算载荷系数

KKAKVKFKF11.041.21.341.672

（2）根据纵向重合度1.431由文献图10-28查得螺旋角影响系数Y0.88 （3）计算当量齿数

z183zv1119.73coscos14 式（5.16）

z2zv290398.53coscos14（4）根据文献[10]查取齿形系数 由表10-5查得YFa12.835,YFa22.186 （5）查取应力校正系数

由表10-5查得YSa11.546,YSa21.786

（6）由图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1430Mpa，大齿轮为

FE2400Mpa

由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 KFN10.87，KFN20.9； 计算弯曲疲劳许用应力：

14

****本科毕业设计（论文） 5 减速器的设计

取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-12得

F1KFN1FE1S0.87430MPa267.211MPa 1.40.9400MPa257.14MPa 1.4F2KFN2FE2S（7）计算大小齿轮的

YFaYSa [F]YFa1YSa12.8351.5460.0164 [F]1267.211YFa2YSa22.1861.7860.0151

[F]2257.14大齿轮数值大 2.设计计算

221.67238000.88cos143m0.0164 n11821.560.699mm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所决定的承载能力，仅与齿轮直径mz有关，可取弯曲强度算得摸数1.25mm可满足弯曲强度，按接触强度得的分度圆直径d120.68mm，算出小齿轮齿数

z1d1cos20.68cos1416.72 取z118 式（5.17） mn1.25z2z151890 取z290 3.几何尺寸计算 计算中心距a(z1z2)mn(1890)1.2569.58mm 式（5.18）

2cos2cos14将中心距圆整为70mm

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

(zz)m(1890)1.25arccos12narccos1521' 式（5.19）

2a270因值改变的不多，故参数,K,ZH等不必修正。

15

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（3）计算大小齿轮的分度圆直径

z1mn181.2523.34mm'coscos1521

z2mn901.25d2116.70mm'coscos1521d1（4）计算齿轮宽度

bdd1123.3423.34mm 圆整后取B224mm,B130mm

5.1.2 低速级齿轮设计计算

（一）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1.类型：圆柱斜齿轮 2.精度：7级

3.材料：由文献[12]表10-1选择，小齿轮均选用40Cr（调质），小齿轮硬度为280HBS，大齿轮材料45钢（调质），硬度为240HBS，二者相差40HBS。 4选择小齿轮的齿数Z120，大齿轮齿数Z2203.3366.6，取z267，初选螺旋角14

（二）按齿面接触强度设计 由文献[12]公式10-21进行计算

d1t32KtT11ZHZE()d[H]

1．确定公式内的各计算数值 （1）试选载荷系数Kt1.6

（2）由文献[12]图10-3选取ZH2.433

（3）由文献[12]图10-26查得a10.75,a20.84

a1a20.750.841.59

（4）计算小齿轮转速

由前面的计算可知T215.96N.M （5）查文献[12]表10-7得d1

16

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（6）查文献[12]表10-6查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa12

（7)由文献[12]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

Hlin1600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa

(8)由文献[12]式10-13计算应力循环次数

N160n1jLh6046.661(183006)0.40314108 N2N1/3.0030.40314108/3.331.2106107

（9）由文献[12]图10-19查得接触疲劳寿命系数，KHN10.96，(10)计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1，由文献[12]公式10-12得

KHN1Hlim1H1S0.96600576Mpa

Hlim2H2KHN2S0.98550539Mpa

[H]([H]1[H]1)/2(576539)/2557.5Mpa 2计算

（1）计算试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得

d321.615.961034.332.433189.821t11.593.33(557.5) 34.60mm(2)计算圆周速度

vdt1n160100030.6046.66601000m/s0.084m/s

（3）计算齿宽b及模数mnt

bdd1t134.6034.60mm

mntd1tcos/z134.600.97/201.68mm h2.25mnt2.251.683.77mm

b/h34.60/3.779.17

（4）计算纵向重合度

17

KHN20.98 ****本科毕业设计（论文） 5 减速器的设计

0.318dz1tan0.3181200.251.59

（5）计算载荷系数K 已知使用系数KA1。

根据v0.084m/s，7级精度，由文献[12]图10-8查得动载荷系数Kv1.02，查得KH的计算公式：

KH1.120.18(10.6d2)d20.23103b1.120.18(10.61)10.231030.601.4153 式（5.11）

查文献[12]表10-13得KF1.34

查文献[12]表10-3得KHKF1.2，所以载荷系数

KKAKVKHKH11.021.21.4151.732 式（5.12） （6）按实际载荷系数校正所得的分度圆直径由文献[12]式10-10a得

d1d1t3K/KT34.6031.732/1.635.5 式（5.13）

（7）计算模数mnd1cos14/z135.50.97/201.72 式（5.14）

（三）按齿根弯曲强度设计

mn32KT1Ycos2YFYS [F]dz121.确定计算参数

（1）计算载荷系数

KKAKVKFKF11.021.21.341.64

（2）根据纵向重合度1.59由文献[12]图10-28查得螺旋角影响系数Y0.88

（3）计算当量齿数

zv1zv2z1z2cos320cos314cos31421.88

cos36773.30（4）查取齿形系数

由文献[12]表10-5查得YFa12.74,YFa22.23 （5）查取应力校正系数

18

****本科毕业设计（论文） 5 减速器的设计

由文献[12]表10-5查得YSa11.568,YSa21.756

（6）由文献[12]图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500Mpa，大齿轮为FE2380Mpa

由文献[12]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 KFN10.92，KFN20.96； 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[10]得

F1KFN1FE1S0.92500MPa328.57MPa 1.40.94380MPa260.57MPa 1.4F2KFN2FE2S（7）计算大小齿轮的

YFaYSa [F]YFa1YSa12.741.5680.0130

[F]1328.57YFa2YSa22.231.7560.0150

[F]2260.57大齿轮数值大 2.设计计算

221.64159600.88cos14mn30.0150 21201.61.005mm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所决定的承载能力，仅与齿轮直径mz有关，可取弯曲强度算得摸数2mm可满足弯曲强度，按接触强度得的分度圆直径d130.86mm，算出小齿轮齿数

z1d1cos35.5cos1419.96 取z120 mn2z2z1203.3366.6 取z267

19

****本科毕业设计（论文） 5 减速器的设计

3.几何尺寸计算 计算中心距a(z1z2)mn(2067)289.6mm

2cos2cos14将中心距圆整为90mm

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

(zz)m(2067)2arccos12narccos147'

2a267因值改变的不多，故参数,K,ZH等不必修正。 （3）计算大小齿轮的分度圆直径

z1mn20241.24mmcoscos147'

zm672d22n138.14mmcoscos147'd1（4）计算齿轮宽度

bdd1141.2441.24mm 圆整后取B242mm,B147mm 验算传动比： 9067i16.75 1820i5%

所以满足设计要求。

5.2 轴的设计计算

5.2.1 低速轴（轴3）的设计计算

低速轴的功率，转速，扭矩分别为：

P3=0.074kw, n3=14r/min, T3=50.478N.m

1.确定轴的最小直径

先按式文献[12]15-2初步估算轴的最小直径。选轴的材料为45钢调质处理。根据表文献[12]15-3，取A0106，于是得dminA03P30.074106318.46mm n314轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使轴的直径和联轴器的孔径相

适应，故需同时选联轴器的型号。

联轴器的计算转矩TcaKAT1，查文献[12]表14-1取KA1.3，又

20

****本科毕业设计（论文） 5 减速器的设计

T150478N.mm代入数据得Tca65621N.mm

查文献[11]表5-2-25（GB/T5014-1985），选用HL1型弹性柱销联轴器。公称转矩为160000N.mm，联轴器的孔径d=20mm,所以

dmin20mm 2.轴的结构设计

图5.1 低速轴结构简图

（1）根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长度

1）由以上计算可知d12=20mm,为了满足联轴器的轴向定位要求，在12段的右端制出一轴肩，轴肩h=(0.07—0.1)d，所以d2324mm

2）初步选取轴承，因同时受到径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，根据轴的结构和最小轴的直径大小 按文献[11]表6-1-54（GB/T297-1994）选用32006型轴承dDT30mm55mm17mm所以，d34d7830mm，根据轴承的右端采用轴肩定位，从表中查得32006型轴承的定位轴肩高度h=3mm,所以取

d45=36mm.取安装齿轮的轴段67的直径为 d67=34mm,齿轮左端采用轴肩定位，轴肩的高度h0.07d轴环处直径d56=40mm

半联轴器与轴配合的毂孔长度L138mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，所以长度应取短些，现取L1236mm。由所选的轴承可知，

L34=17mm.齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂宽度为31mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，故取L67=38mm。考虑轴环宽度b1.4h，取L56=5mm.而轴承端盖轴段的长度L23=24mm.在确定轴承的位置时应距离箱体

21

****本科毕业设计（论文） 5 减速器的设计

内壁S=8mm，取齿轮距离箱体内壁a=15mm，齿轮间距c=15mm,所以，

L78=47.25mm

3)齿轮的的周向定位采用平键，按d6734mm查文献[12]表6-1普通平键取得： b h l=10mm 8mm 30mm.

联轴器处，由于是静连接，选用普通平键。由表6-1，查得当轴径d20mm时键取为bh66。参照半联轴器与轴的配合长度为l38mm和普通平键的长度系列，取键长L28mm

5.2.2 中间(轴2)轴的设计计算

轴2的功率，转速，扭矩分别为：

P2=0.078kw n2=46.66r/min T2=15.96N.mm

1.确定轴的最小直径

先按文献[12]式15-2初步估算轴的最小直径。选轴的材料为40钢调质处理根据文献[12]表15-3，取A0106，于是得dminA03P20.078106312.58mm，由n246.66于开了一个键槽，所以dmin12.58(10.07)13.56mm 2.轴的结构构设计

图5.2 中间轴的结构简图

（1）各段的直径：

因为轴的最小轴与轴承相配合，所以应该先确定轴承的型号从而确定轴的最小值，因同时受到径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承。

查文献[11]（GB/T297-1994），根据上面计算的dmin13.56mm，选择轴承的型号为30204，其尺寸为dDT20mm47mm15.25mm 所以，d12d5620mm

22

****本科毕业设计（论文） 5 减速器的设计

由上面轴的同样的计算方法可得：

d23=28mm, d45=26mm d34=32mm （2）确定各段的长度

考虑到齿轮的安装，配合段应比齿轮的宽度略短，

L23=24-4=20mm, L45=47-4=43mm

考虑到第3轴与第2轴在箱体内的长度相等，则取

L1244.25 L5644.25

所以：轴3的L4559.25

L34就是齿轮的间距C,所以L34=C=15mm

3)轴上零件的周向定位采用平键，按d23=28mm，考虑键槽的同时加工，故取平键：23段：b h l=8mm 7mm 14mm 45段：b h l=8mm 7mm 32mm.

5.2.3 输入轴（轴1）的设计计算

P1=0.0826kw n1=233.33r/min T1=3.8N.mm 1.确定轴的最小直径

按文献[12]式15-2初步估算啜的最小直径，选择轴的材料为40Cr，调质处理，根据文献[12]表15-3取A0=98，则

dminA03p1/n19830.0826/233.336.93mm

由于开了键槽，所以dmin6.93(10.07)7.42mm 所以可取dmin=10mm. 2.轴的结构设计

图5.3 高速轴的结构简图

23

****本科毕业设计（论文） 5 减速器的设计

（1）根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长度

1) 根据上面计算可得安装带轮的轴径d12=10mm，轴肩的高度h0.07d1.54 2）初步选取轴承，因同时受到径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，根据轴的结构和最小轴的直径大小查文献[13]表2-3-18（GB297-84）选用7302E型轴承

dDT15mm42mm14.25mm所以，两轴承采用轴肩定位，d34d7815mm，

轴肩的高度h0.07d1.05 考虑到是齿轮轴，取1.5mm，所以

d45d6718mm，安装端盖的轴径，考虑到轴承的安装容易，取d2312mm，d56为小齿轮的分度圆直径23.34mm.

根据轴承的尺寸可得，L7814.25mm，L3414.252843.25mm考虑到大带轮的轮毂长度，取L1235mm，轴承端盖轴向的总宽度由查表计算为27mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承的润滑取端盖的外端面与大带轮的距离,则

L2336mm.箱体内的轴段长度由与前两轴的配合安装确定，根据前面尺寸可得，L4556mm，L6723mm，L56为齿轮的宽度30mm.

3)平键的尺寸选择按d12=10mm，查文献[12]得:B h l=4mm 4mm 20mm.

5.3 轴的校核

5.3.1 输出轴（轴3）的校核

求作用在齿轮上的力

d3138.14mm Ft32T3tann974.1N,Fr3Ft3365.6Nd3cos

Fa3Ft3tan244.7N计算支反力

FNH1FNH2Ft3

M(F)FNH1Ft30 FNH1FNH2584.46N FNV1FNV2Fr3

M(F)FNV1Fr30

FNV1146.2NFNV2219.4N

24

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MHFNH2mm

MV1FNV112719.4N.mmMV2FNV25812725.2N.mm

M1MH2MV1236206.4N.mmM2MHMV236208.4N.mm1．画轴的空间受力图

22

将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；

2．作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。并确定可能的危险截面。

图5.4 输出轴的受力图

将计算出的危险截面处的MH,MV,M的值列入下表：

25

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表5.1 输出轴各危险面处的载荷值

载荷 支反力F 弯矩M 总弯矩 水平面H 垂直面V FNH1389.64NFNH2584.46N FNV1146.2NFNV2219.4N MH33898.68N.mm MV112719.4N.mmMV212725.2N.mm M136206.4N.mmM236208.4N.mm 扭矩 T50478N.mm 3．按弯扭合成应力校核轴的强度

已知材料为45钢调质，由文献[12]表15—1查得160MPa，由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核。

根据式15-5以上表中的数据，并取0.6，轴的计算应力：

M22(T3)236208.42(0.650478)2ca W0.134312.01MPa60MPa结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够。

5.3.2 中间轴（轴2）的校核

求作用在齿轮上的力 同轴3计算方法：

Ft2Ft3947.1N,Fr2Fr3365.56NFa2Fa3244.7NFt1

tann2T1273.5N,Fr1Ft1103.1Ndcos Fa1Ft1tan73.3NFNH3FNH2Ft2Ft3FNH3145.875Ft3100.25Ft259.250FNH3196.7NFNH2476.9N

26

****本科毕业设计（论文） 5 减速器的设计

FNV3FNV2Fr2Fr3FNv3145.875Fr3100.25Fr259.250FNV377.6NFNV2184.86N

MHBFNH3NmmMHCFNH259.2528256.3NmmMVBFNV3Nmm

MVCFNV259.2510952.955Nmm1．画轴的空间受力图

将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；

2．作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。并确定可能的危险截面。

32

图5.4 中间轴的受力图

将计算出的危险截面处的MH,MV,M的值列入下表：

27

****本科毕业设计（论文） 5 减速器的设计

表5.2 中间轴各危险面处的载荷值

载荷 支反力F 弯矩M 水平面H 垂直面V FNH3196.7NFNH2476.9N FNV377.6NFNV2184.86N MHB8974.4N.mmMHC28256.3N.mmMVB3540.5N.mmMVC10952.955N.mm 总弯矩 MB9647.5N.mmMC30304.9N.mm 扭矩 T15960N.mm

3．按弯扭合成应力校核轴的强度

已知材料为45钢调质，由文献[12]表15—1查得160MPa，由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面C的强度进行校核。 根据式15-5以上表中的数据，并取0.6

MC2(T2)230304.92(0.615960)2ca W0.126318MPa60MPa结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够

5.3.3 输入轴（轴1）的校核tann 2T1Ft1325.6N,Fr1Ft1122.7Ndcos Fa1FF87.24Nt1tanFNH1NH2Ft1

FNH1145.125Ft1470FNH1105.45NFNH2220.15NFNV1FNV2Fr1

FNV1145.125Fr1470FNV139.74NFNV282.96N

28

****本科毕业设计（论文） 5 减速器的设计

MHFNH198.12510347.28N.mmMV1FNV198.1253899.49N.mm MV2FNV2473899.12N.mm1．画轴的空间受力图

将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；

2．作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。并确定可能的危险截面。

图5.5 输入轴的受力图

将计算出的危险截面处的MH,MV,M的值列入下表：

29

****本科毕业设计（论文） 5 减速器的设计

表5.3 输入轴各危险面处的载荷值

载荷 支反力F 弯矩M 水平面H 垂直面V FNH1105.45NFNH2220.15N FNV139.74NFNV282.96N MH10347.28N.mm MV13899.49N.mmMV23899.12N.mm 总弯矩 M110347.2823899.49211057.68N.mmM210347.283899.1211057.55N.mm22 扭矩 T3800N.mm

3．按弯矩合成应力校核轴的强度

已知材料为40Cr调质，由文献[12]表15—1查得170MPa，由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核。 根据式15-5以上表中的数据，并取0.6 M12(T1)211057.682(0.63800)2ca 式（5.20） W0.123.3438.88MPa70MPa结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够

5.4 轴承的校核

轴承的预期计算寿命L'h230084800h 式（5.21）

5.4.1 输入轴上轴承的校核

（1）求两个轴承受到的径向载荷 由轴的校核过程可知

Fae87.24N

FNH1105.45N,FNH2220.15NFNV139.74N,FNV282.96N

222所以Fr1F2NH1FNV 1105.4539.74112.69N 式（5.22）

30

****本科毕业设计（论文） 5 减速器的设计

2220.15282.962235.26N Fr2F2NH2FNV2（2）计算轴承的轴向力

查文献[13]表2-3-18得GB297-84型号轴承e0.24,Y1.8,Cr18000N 所以Fd1Fr1(2Y)112.69(21.8)31.3N 式（5.22）

Fd2Fr2(2Y)235.26(21.8)65.35N

式（5.23）

Fa1max(Fd1,FaeFd2)87.2465.35152.59NFa2max(Fd2,Fd1Fae)65.35N（3）求轴承的动载荷

Fa1152.591.35eFr1112.69Fa265.350.28eFr2235.26查文献[12]表13-5得

对轴承1 X10.4,Y11.8 对轴承2 X10.4,Y11.8

查文献[12]表13-6取冲击载荷因数fp1.2 （四）计算轴承的寿命

P1fp(X1Fr1Y1Fa1)1.2(0.4112.691.8152.59)383.69N 式（5.22） P2fp(X2Fr2Y2Fa2)1.2(0.4235.261.863.35)249.76N

106C10618000103所以Lh1()()26595808hL'h 式（5.23）

60nP60233.33383.6861106C10618000103Lh2()()111269660hL'h 所以轴承满足寿命

60nP260233.33249.76要求。

5.4.2 中间轴的校核

（1）求两个轴承受到的径向载荷 由轴的校核过程可知

Fae244.773.3171.4N

31

****本科毕业设计（论文） 5 减速器的设计

FNH1196.7N,FNH2476.9NFNV177.6N,FNV2174.86N

222196.777.6211.45N 所以Fr1F2NH1FNV12Fr2F2NH2FNV476.92184.862511.48N 2（2）计算轴承的轴向力

查文献[11]（GB/T297-1994）得30204型号轴承e0.35,Y1.7,Cr26800N 所以Fd1Fr1(2Y)211.45(21.7)61.2N

Fd2Fr2(2Y)511.48(21.7)150.44N

Fa1max(Fd1,FaeFd2)171.4150.44321.84NFa2max(Fd2,Fd1Fae)150.44N（3）求轴承的动载荷

Fa1321.841.5eFr1211.45Fa2150.440.29eFr2511.48查文献[12]表13-5得

对轴承1 X10.45,Y11.3 对轴承2 X21,Y20

查文献[12]表13-6取冲击载荷因数fp1.2 （四）计算轴的寿命

P1fp(X1Fr1Y1Fa1)1.2(0.45211.451.3321.84)616.5N

P2fp(X2Fr2Y2Fa2)1.21511.48613.78N 106C10626800103Lh1()()103175453hL'h

60nP6046.66616.51106C10626800103Lh2()()104774425988hL'h

60nP26046.66613.78所以轴承满足寿命要求。

32

****本科毕业设计（论文） 5 减速器的设计

5.4.3 输出轴上轴承的校核

（1）求两个轴承受到的径向载荷 由轴的校核过程可知

Fae244.7N

FNH1389.64N,FNH2584.46NFNV1146.2N,FNV2219.4N

222389.64146.2416N 所以Fr1F2NH1FNV12Fr2F2NH2FNV584.462219.42624N 2（2）计算轴承的轴向力

查文献[11]（GB/T297-1994）得32006型号轴承e0.26,Y2.3,Cr23200N 所以Fd1Fr1(2Y)416(22.3)90.43N

Fd2Fr2(2Y)624(22.3)135.65N

Fa1max(Fd1,FaeFd2)244.7135.65380.35NFa2max(Fd2,Fd1Fae)135.65N（3）求轴承的动载荷

Fa1380.350.91eFr1416Fa2135.650.0.21eFr2624查文献[12]表13-5得

对轴承1 X10.41,Y11.5 对轴承2 X21,Y20

查文献[12]表13-6 取冲击载荷因数fp1.2

P1fp(X1Fr1Y1Fa1)1.2(0.414161.5380.35)889.3N

P2fp(X2Fr2Y2Fa2)1.21624748.8N （四）计算轴的寿命

106C10623200103Lh1()()62688280hL'h

60nP6014889.31

33

****本科毕业设计（论文） 5 减速器的设计

106C10623200103Lh2()()111205912hL'h

60nP26014748.8所以轴承满足寿命要求。

5.5 键的选择和校核

5.5.1 输入轴上联轴器处的键

（1）确定键的类型和尺寸

由于是静连接，选用A型普通平键。由文献[12]表9-14（GB/T1095-1979），查得当轴径d10mm时键取为bh44。参照大带轮宽与轴配合的毂长B35mm和普通平键的长度系列，取键长L20mm。 （2）强度验算

由文献[12]式（6-1）p2T[p]式（5.24） dlk

式中T3800Nmm

d10mm

lLb20416mm

k0.5h0.542

由文献[12]表6-2查取许用挤压应力为[p]110MPa

F23800MPa23.75MPap，满足强度要求。 101625.5.2 中间轴上的键

（1）确定键的类型和尺寸

由于是静连接，选用A型普通平键。由文献[12]表9-14（GB/T1095-1979），查得当轴径d28mm时键取为bh87。由于轴上是两个键，且设计时两键的bh都为87，参照齿轮与轴的配合长度为l20mm和普通平键的长度系列，取键长

L114mm。d=26mm时，L232mm （2）强度验算

<1> 由文献[12]式（6-1）p当d28mm时：

式中T15960Nmm lL1b1486mm

k0.5h0.573.5

2T[p]dlk

由文献[12]表15-1查取许用挤压应力为[p]110MPa

34

****本科毕业设计（论文） 5 减速器的设计

21596054.28MPap，满足强度要求。 2863.5 当d=26mm时：

F1 lL2b32824mm

k0.5h0.573.5

21596014.6MPap F2 26243.55.5.3 输出轴上的键

1）齿轮与轴联结处 （1）确定键的类型和尺寸

由于是静连接，选用A型普通平键。由文献[12]表9-14（GB/T1095-1979），查得当轴径d34mm时键取为bh108参照齿轮与轴的配合长度为l38mm和普通平键的长度系列，取键长L30mm。 （2）强度验算

由文献[12]式（6-1）p2T[p]dlk

式中T50478Nmm

d34mm

lLb301020mm

k0.5h0.584 250478FMPa37.12MPap，满足强度要求。 434202） 联轴器处

（1）确定键的类型和尺寸

由于是静连接，选用A型普通平键。由文献[12]表9-14（GB/T1095-1979），查得当轴径d20mm时键取为bh66。参照半联轴器与轴的配合长度为l36mm和普通平键的长度系列，取键长L28mm。 （2）强度验算

2T[p]由文献[12]式（6-1）pdlk

式中T50478Nmm d20mm

lLb28622mm

k0.5h0.563 250478FMPa76.48MPap，满足强度要求。 32220

5.6 减速器箱体的设计

由文献[14]表3

35

****本科毕业设计（论文） 5 减速器的设计

1.机座壁厚：0.0256734.467mm,取8mm 2.机盖壁厚：10.02a34.43mm 取18mm 3.机座凸缘厚度：b1.512mm 4.机盖凸缘厚度：b11.511.5812mm 5.机座底凸缘厚度：b22.52.5820mm 6.地脚螺钉直径：df16mm 7.地脚螺钉通孔直径：d'f20mm 8.地脚螺钉数目：n4 9.沉头座直径：D032mm

10.轴承旁联接螺栓直径：d10.75df0.751612mm d112mm

11.机盖与机座联接螺栓直径：d2(0.5~0.6)df8~9.6mm取d210mm 12.轴承端盖螺钉直径：d38mm 13.窥视孔盖螺钉直径：d47mm

14.定位销直径：d(0.7~0.8)d26.3~7.2mm取d8mm 15. dfd1d2到外机壁距离：c122mmc118mmc116mm 16. dfd2到凸缘边缘距离：c220mmc214mm 17.轴承旁凸台半径：R1c216mm

18.大齿顶圆与内机壁距离：11.29.6mm,取120mm 19.齿轮端面与内机壁距离：28mm,取216mm 20.机座肋板的尺寸m0.850.68,取m9mm 21.箱盖肋板的尺寸m0.850.68,取m9mm 22.吊耳环直径d(1.82.5)116mm 宽b2116mm

36

****本科毕业设计（论文） 5 减速器的设计

23.钓钩半径r0.25B6mm 24.轴承盖（轴承座的）的外径D2 根据前面确定的轴承盖外径可得：

输出轴 D2=88mm 中间轴 D2=68mm 输入轴 D2=32mm 轴承盖螺钉直径 d3，由计算选用M8螺钉，4颗 25.确定机盖顶部轮廓

大齿轮一侧 以R大=89mm画弧 小齿轮一侧 以R小=32mm 画弧 25.放油孔螺钉M121.5

26.窥视孔长l1140mm l2125mm l3110mm

宽b1120mm b2105mm b390mm

视孔盖4mm 通气孔M181.5

27.压配式圆形油标 视孔d16 A型压配式 ac.箱体的总体尺寸的确定： 箱体外壁的长度：L外298 mm 箱体内壁的宽度：B内116.5mm 箱体外壁的宽度：B外132.5mm 箱座底部的宽度：B底212.5mm 箱座顶部的宽度：B顶212.5mm 箱盖的总体长度：L盖358mm

37

****本科毕业设计（论文） 6 链传动设计的计算

6 链传动设计的计算

6.1 链传动方案的确定

主动轮从动轮惰轮

图6.1 链传动布置图

6.2 链传动的设计计算

1、选择小链轮齿数 取传动比为i=1

参照链速和传动比查文献[11]表8-2-5取Z1=17 2、选择大链轮齿数

17=17<120 故合理 Z4=iz1=1×

3、惰轮齿数

zi=z2=z3z1 zizmin=9 取z2z315 4、确定计算功率

已知链传动工作平稳，设计功率为：

Pd=kAp10.0630.07KW 式（6.1） 0.8871kzkm式中：P—传递功率KW

kA—工况系数，查文献[11]表8-2-6，取kA=1.0

38

****本科毕业设计（论文） 6 链传动设计的计算

kz—小链轮齿数系数，查文献[11]表8-2-7，取kz=0.887 km—多排链排数系数，查文献[11]表8-2-8，取km=1 5、链条节距选用

根据设计功率pd（取pd= p）和小链轮转速n1，由文献[11]表8-2-2选用08A号链条，查表13-1节距P=12.7，设链长8m 6、验算小链轮轮毂孔径

dk31mmdkmax34mm 式中：dk—由支承轴的设计确定

dkmax—链轮轮毂孔的最大许用直径，查表8-2-10得dkmax=34mm

故小链轮轮毂孔径满足设计要求。 7、计算链轮尺寸

p12.7dd70mm 式（6.2） 14sin(1800z)sin(1800/17)1d2d3p12.763.5mm 00sin(180z2)sin(180/15)

8、初定中心距

1x1x5d1108.96mm

260x3x7d227.8mm

3601x8x6(80002)3863.24mm

2取：x81800mmx62063.24mm

则可得中心距：

11a13x82(d1d3)218002(7063.5)21800mm

4411a34x62(d4d3)22063.242(7063.5)22863.24mm

449、链条长度及链长节数 链长：Lx1x2x88000mm

L8000629.92 式（6.3） 链长节数：Lpp12.7 39

****本科毕业设计（论文） 6 链传动设计的计算

圆整成偶数节，取L630节。

p10、实际中心距

由文献[11]表8-2-5有a'aa，通常，a(0.0020.004)a。 因中心距可调，取a0.004a，则a'a0.004a a'18000.00418001792.8mm

13'2063.250.0042063.252055mm a3411、链速

p171412.7z1n1V0.0504m/s0.6m/s 式（6.4）

60100060000属于低速传动。

12、有效圆周力

1000p10000.07F1388N 式（6.5）

V0.050413、作用于轴上的拉力 对于倾斜传动有：

FQ(1.151.20)KAF1.15113881596.2N 式（6.6） 14、润滑方式

根据p＝12.7mm、v =0.0504m/s由文献[11]图8-2-4查出宜用油刷或油壶人工定期润滑。

6.3 链轮的结构设计

6.3.1 主、从动轮设计

1、链轮材料和工艺

由表13-8可查得：材料用45钢，硬度为40—50HBS。 工艺为：（1）锻：按照锻件毛坯图锻制成品；

（2）热处理：正火；

（3）粗车：钻内孔，外廓及内孔按各部留量23车轮廓； （4）调质：达到图纸硬度要求； （5）精车：各部车成品； （6）滚：滚齿按图成品； （7）倒角； （8）拉：内键成品；

（9）电镀：按要求镀锌，72小时盐浴实验。

2、链轮结构和尺寸

40

****本科毕业设计（论文） 6 链传动设计的计算

由前面设计可知，d1d470mm，P=12.7mm，Z1Z417,根据文献[12]图9-6中(a)链轮结构，结构简图如下：

图6.2 链轮结构简图

轮毂厚度：hKdk310.01d4.80.0170=10.6mm 式（6.7） 66 由d=69.4mm,取K=4.8

轮毂长度：L3.3h3.310.634.98mm 式（6.8） 轮毂直径：dhdk2h31210.652.2mm 式（6.9） 则：dhdg55.4mm 合理。

式中：dg—齿轮凸缘直径，根据文献[12]表9-3：

180odgpcot1.04h20.76Z180o1.0412.070.76 式（6.10） 12.7cot1755.4mm 式中：h —内链板高度，查文献[12]表9-1，h=12.07mm 齿宽：根据文献[12]表9-4可知：

bf10.93b10.937.857.3mm 式（6.11） 式中：b1—内链节宽度，表9-1，b1=7.85mm

41

****本科毕业设计（论文） 6 链传动设计的计算

齿侧倒角：ba0.13p0.1312.71.65mm 式（6.12） 齿侧半径：rxp12.7mm 式（6.13） 齿全宽：bfn(n1)ptbf17.3mm 式（6.14） 3、基本参数和主要尺寸 分度圆直径：d1d469.4mm

齿顶圆直径：damaxd1.25pd169.41.2512.77.9277.355mm 式中：d1—滚子外径，查文献[12]表9-1有d1=7.92mm

ddp(1)d169.412.7(1)7.92 aminZ1772.98mm 取da75.2mm

齿根圆直径：dfdd169.47.9261.48mm 式（6.15） 分度圆弦齿高：hamax(0.625 (0.625

0.8)p0.5d1 式（6.16） Z1.61.60.8)12.70.57.924.58mm 17hamin0.5(pd1)0.5(12.77.92)2.39mm 式（6.17）

取：ha3.485mm

最大齿根距高：

90o90oLxdcosd169.4cos7.9261.18mm 式（6.18）

Z17180o1.04h20.7655.4mm 齿轮凸缘直径：dgpcotZ4、链轮公差

查文献[8]表13-16与表13-19有： 齿表面粗糙度：Ra6.3m

齿根圆极限偏差 量柱测量距极限偏差：

由于： df125.23mm，查文献[8]表13-6有：上偏差0，下偏差-0.25。

42

****本科毕业设计（论文） 6 链传动设计的计算

量柱测量距：查文献[8]表13-17得，

90o90oMRdcosd169.4cos7.9277.02mm 式（6.19）

Z17 式中：dR—量柱直径，dRdr，量柱的技术要求为：极限偏差为：上偏差+0.01，下偏差0；表面粗糙度Ra1.6m；表面硬度为：

55--60HRC。

链轮孔和根圆直径之间的跳动量：

不能超过max{0.008df +0.08mm,0.15mm}=0.15mm 轴孔到链轮齿侧平直部分的端面跳动量： 不能超过max{0.009df +0.08mm,0.14mm}=0.14mm 孔径：H8 齿顶圆直径：h11 齿宽：h14

6.3.2 惰轮设计

1、惰轮材料和工艺

由文献[8]表13-8可查得：材料用45钢，硬度为40—50HBS。 工艺为：（1）锻：按照锻件毛坯图锻制成品；

（2）热处理：正火；

（3）粗车：钻内孔，外廓及内孔按各部留量2~3车轮廓； （4）调质：达到图纸硬度要求； （5）精车：各部车成品； （6）滚：滚齿按图成品； （7）倒角； （8）拉：内键成品；

（9）电镀：按要求镀锌，72小时盐浴实验。

2、惰轮结构和尺寸

由前面设计可知，d2d363.5mm，P=12.7mm，Z2Z315,根据文献[12]图9-6中(a)链轮结构，结构简图如下：

43

****本科毕业设计（论文） 6 链传动设计的计算

图6.3 惰轮结构简图

轮毂厚度：hKdk310.01d4.80.0163.5=9.6mm 66轮毂长度：L3.3h3.39.631.68mm 轮毂直径：dhdk2h3129.650.2mm 齿宽： bf10.93b10.937.857.3mm 齿侧倒角：ba0.13p0.1312.71.65mm 齿侧半径：rxp12.7mm 齿全宽：bfm(m1)ptbf17.3mm 3、基本参数和主要尺寸

分度圆直径：d2d363.5mm

齿顶圆直径：damaxd1.25pd163.51.2512.77.9271.46mm

dd(1p)d163.512.7(1)7.92

aminZ1567mm 取da69.23mm

齿根圆直径：dfdd163.57.9255.58mm 分度圆弦齿高：hamax(0.625 (0.625

1.61.60.8)p0.5d1 Z0.8)12.70.57.924.76mm 1344

****本科毕业设计（论文） 6 链传动设计的计算

hamin0.5(pd1)0.5(12.77.92)2.39mm

取：ha3.58mm

90o90od163.5cos7.9255.23mm 最大齿根距高：LxdcosZ15180o1.04h20.7647mm 齿轮凸缘直径：dgpcotZ4、链轮公差

查文献[8]表13-16至表13-19有： 齿表面粗糙度：Ra6.3m

齿根圆极限偏差 量柱测量距极限偏差：由于： df89.95mm，查文献[8]表13-6有：上偏差0，下偏差-0.25。 量柱测量距：查文献[8]表13-17得，

90o90od163.5cos7.9271mm MRdcosZ15 量柱的技术要求为：极限偏差为：上偏差+0.01，下偏差0；表面

粗糙度Ra1.6m；表面硬度为：5560HRC。 链轮孔和根圆直径之间的跳动量：

不能超过max{0.008df +0.08mm,0.15mm}=0.15mm 轴孔到链轮齿侧平直部分的端面跳动量： 不能超过max{0.009df +0.08mm,0.14mm}=0.14mm 孔径：H8 齿顶圆直径：h11 齿宽：h14

6.4 链的校核

链速V<0.6m/s的低速链传动，其主要失效形式是链条的静拉断，故应按静强度条件进行计算。首先根据已知条件，参考文献[10]表4-1查得链条的许用最低破断载荷Q值，并用下式校核安全系数S，即：

根据文献[10]式4-16有：

S

Q[S]

KAFt45

****本科毕业设计（论文） 6 链传动设计的计算

式中：S— 静强度安全系数 KA— 工况系数，KA1

Q— 链条极限拉伸载荷（N），根据文献[8]表4-1查得，Q=13800N Ft— 链传动的圆周力，Ft=1388

[S]—链条静强度安全系数许用值，取[S]48

138009.94[n]4 S1 则可知链的静强度完全满足要求。

6.5 刮板链的设计

1、链条

由前面设计可知，选用08A链条，其主要参数有： P=12.7mm,d2=3.98mm 2. 绞链板

（a）刮板链前视图

（b）刮板链俯视图

46

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（c）刮板链侧视图

图6.4 刮板链图

绞链板宽：B1npd212.743.9846.82mm 式中n取4 B250.8mm 绞链板长：

b146mmb248mmb396mmb496mmb594mmb6200mm 绞链板厚：t2mm

2、侧链板高: h140mm h210mm

侧链板长：L160.8mm L246.82mm L350.8mm 侧链板厚：4mm 3、刮板

刮板间距：P=50.8mm 刮板宽: B42mm 刮板长：L=174mm 刮板厚：2mm

47

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6.6 链轮轴的设计

6.6.1 各轴的转速,功率和转矩

转速：n414r/min

n5141718.3r/min 13 n6n414r/min

功率：P40.07KW

22 PP0.070.980.960.065KW 543522 P6P5350.0650.980.960.06KW

扭矩：T447.75N.m

T59550P595500.06533.9N.M =

18.3n59550P695500.0640.93N.M n614表6.1 各轴的运动与动力参数

T6轴号 4 5 6 转速（r/min） 14 18．3 14 功 率 (KW) 0.07 0.065 0.06 扭 矩 （N．m） 47.75 33.9 40.93 6.6.2 轴4的设计计算

轴4的功率，转速，扭矩分别为：

P4=0.07kw, n4=14r/min, T4=47.75N.m

1.确定轴的最小直径

先按文献[12]式15-2初步估算轴的最小直径。选轴的材料为45钢调质处理。根据文献表15-3，取A0117，于是得dminA03P40.07117320mm n414轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使轴的直径和联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器的型号。

联轴器的计算转矩TcaKAT1，查文献[12]表14-1取KA1.3，又

T447750N.mm代入数据得Tca62075N.mm

48

****本科毕业设计（论文） 6 链传动设计的计算

查文献[11]表5-2-25（GB/T5014-1985），选用HL1型弹性柱销联轴器。公称转矩为160N.m，与前面减速器所选联轴器相同。 2.轴的结构设计

图6.5 轴4的结构图

（1）根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长度

1）由以上计算可知d1220mm,为了满足联轴器的轴向定位要求，在12段的右端制出一轴肩，轴肩h=(0.07—0.1)d，所以d23d6725mm

2）初步选取轴承，因主要受径向载荷力，且受力较大，故选用圆柱孔调心球轴承10000型23系列，根据轴的结构和最小轴的直径大小，查文献[11]表6-1-50（GB/T281-1994）选用2205型圆柱孔调心球轴承：

dDT25mm52mm18mm，所以，d34d5631mm，根据轴承的右端采用

套筒定位，取轴肩高度h=4mm,所以d45=39mm.

半联轴器与轴配合的毂孔长度L138mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，所以长度应取短些，现取L1256mm。链轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，已知链轮的轮毂宽度为34.98mm，为了使套筒端面可靠地压紧链轮，故取L34L5630mm。为保证链轮与轴承之间有足够空间，取，

L23L6752mm

装配总长：L20017.8217.8mm

L45165.1mm

3) 联轴器处,由于是静连接，选用A型普通平键。

由文献[12]表6-1，查得当轴径d20mm时键取为bh6mm6mm。参照半联轴器与轴的配合长度为l38mm和普通平键的长度系列，取键长L32mm。 链轮的的周向定位采用平键，按d34d5631mm查表6-1 取得：

bhL10mm8mm22mm。

49

****本科毕业设计（论文） 6 链传动设计的计算

6.6.3 轴5的设计计算

轴5的功率，转速，扭矩分别为：

P5=0.065kw, n5=18.3r/min, T5=33.9N.m

1.确定轴的最小直径

先按文献[12]式15-2初步估算轴的最小直径。选轴的材料为45钢调质处理，根据文献[12]表15-3： 取A0106，于是得dminA032.轴的结构设计

P50.065106316.17mm n518.3图6.6 轴5的结构图

（1）确定各段的直径 1）因为轴的最小轴与轴承相配合，所以应该先确定轴承的型号从而确定轴的最小值，因主要受径向载荷力，且受力较大，故选用圆柱孔调心球轴承10000型23系列，根据轴的结构和最小轴的直径大小，查文献[11]表6-1-50选用2205型圆柱孔调心球轴承：dDT25mm52mm18mm，所以，d12d5625mm，根据轴承的右端采用套筒定位，取轴肩高度h=5.5mm,所以d23d4531mm.d23、d45处安装惰轮，惰轮采用轴肩定位，轴肩的高度h0.07d轴环处直径，d34=39mm。 （2）确定各段的长度

惰轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，已知惰轮的轮毂宽度为31.68mm，为了使套筒端面可靠地压紧惰轮，故取L23L4524mm。

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****本科毕业设计（论文） 6 链传动设计的计算

L12L5652mm

装配总长：L238.5mm L34177.1mm

（3）惰轮的的周向定位采用平键，按d23d4531mm查文献[12]表6-1 取得：bhL10mm8mm18mm。

6.6.4 轴6的设计计算

轴6的功率，转速，扭矩分别为：

P6=0.06kw, n6=14r/min, T6=40.93N.m

1.确定轴的最小直径

先按文献[12]式15-2初步估算轴的最小直径。选轴的材料为45钢调质处理。根据文献[12]表15-3： 取A0106，于是得dminA032.轴的结构设计

P30.06106317.22mm n314

图6.7 轴6的结构图

（1）确定各段的直径

1）因为轴的最小轴与轴承相配合，所以应该先确定轴承的型号从而确定轴的最小值，因主要受径向载荷力，且受力较大，故选用圆柱孔调心球轴承10000型23系列，根据轴的结构和最小轴的直径大小，查文献[11]表6-1-50选用2205型圆柱孔调心球轴承：dDT25mm52mm18mm，所以，d12d5625mm，根据轴承的右端采用套筒定位，取轴肩高度h=4mm,所以d23d4531mm.d23、d45处安装链轮，链轮采用轴肩定位，轴肩的高度h0.07d轴环处直径，d34=39mm。 （2）确定各段的长度

链轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，已知链轮的轮毂宽度为34.98mm，

51

****本科毕业设计（论文） 6 链传动设计的计算

为了使套筒端面可靠地压紧链轮，故取L23L4530mm。

L12L5652mm

装配总长：L217.8mm L34165.1mm

3) 链轮的的周向定位采用平键，按d23d4531mm，查文献[12]表6-1（GB/T1095-1979）取得：bhL10mm8mm22mm。

6.7 轴的校核

6.7.1 轴4的校核

链在工作过程中，紧边和松边的拉力不相等。如不计算传动过程中的动载荷，则链的紧边受到的拉力F1是由链传动的有效圆周力Fe，链的离心力引起的拉力Fc以及链条松垂度引起的悬重拉力Ff三部分组成的。 由文献[12]式9-10有：

F1FeFcFfF2FcFf 式（6.20）

当V<4m/s时，Fc可不计，

Ff'K1qa1021.00.6180010210.8NFf\"(K1sin)qa102(1.00.5)0.618001016.2NFfmax{Ff',Ff\16.2N2

F1FeFcFf1404.2NF2FcFf16.2N则经受力分析有：

Ft1Ft2FtF1F21404.216.21388N 式（6.21） Fr1Fr2FrF1F21404.216.21420.4N 式（6.22） 1．画轴的空间受力图

将链轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；

2．作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。并确定可能的危险截面。

52

****本科毕业设计（论文） 6 链传动设计的计算

图6.8 轴4各危险面的载荷图

FNV1FNV2Fr1420.4N

MHFrx1420.4(3052)96587.2N.mm

T47750N.mm

3．按弯扭合成应力校核轴的强度

已知材料为45钢调质，由文献[12]表15—1查得160MPa，由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（链轮截面）的强度进行校核。 根据文献[12]式15-5以上表中的数据，并取0.6，轴的计算应力：

M12(T4)296587.22(0.647750)2ca W0.131333.82MPa60MPa结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够。

6.7.2 轴5的校核

由文献[12]式9-10有：

F1FeFcFfF2FcFf

当V<4m/s时，Fc可不计，

53

****本科毕业设计（论文） 6 链传动设计的计算

Ff'K1qa1021.00.6180010210.8NFf\"(K1sin)qa102(1.00.5)0.618001016.2NFfmax{Ff',Ff\16.2N2

F1FeFcFf1404.2NF2FcFf16.2N则经受力分析有：

Ft1Ft2FtF1F21404.216.21388N Fr1Fr2FrF1F21404.216.21420.4N 1．画轴的空间受力图

将链轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；

2．作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。并确定可能的危险截面。

图6.9 轴5各危险面的载荷图

FNV1FNV2Fr1420.4N

MHFrx1420.47688064.8N.mm

T33900N.mm

3．按弯扭合成应力校核轴的强度

54

****本科毕业设计（论文） 6 链传动设计的计算

已知材料为45钢调质，由文献[12]表15—1查得160MPa，由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（链轮截面）的强度进行校核。 根据文献[12]式15-5以上表中的数据，并取0.6，轴的计算应力：

M12(T5)288064.82(0.633900)2ca W0.126354.68MPa60MPa结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够。

6.7.3 轴6的校核

由文献[12]式9-10有：

F1FeFcFfF2FcFf

当V<4m/s时，Fc可不计，

Ff'K1qa1021.00.6180010210.8NFf\"(K1sin)qa102(1.00.5)0.618001016.2NFfmax{Ff',Ff\16.2N2

F1FeFcFf1404.2NF2FcFf16.2N则经受力分析有：

Ft1Ft2FtF1F21404.216.21388N Fr1Fr2FrF1F21404.216.21420.4N 1．画轴的空间受力图

将链轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；

2．作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。并确定可能的危险截面。

55

****本科毕业设计（论文） 6 链传动设计的计算

图6.10 轴6各危险面的载荷图

FNV1FNV2Fr1420.4N

MHFrx1420.48296587.2N.mm

T40930N.mm

3．按弯扭合成应力校核轴的强度

已知材料为45钢调质，由文献[12]表15—1查得160MPa，由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（链轮截面）的强度进行校核。 根据文献[12]式15-5以上表中的数据，并取0.6，轴的计算应力：

M12(T6)296587.22(0.640930)2ca W0.12845.39MPa60MPa结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够。

6.8 轴承的校核

每天8小时以上经常运转或连续长时间运转，对于机床、振动筛、破碎机等轴承的预期寿命为20000-30000h,根据文献[12]表13-3取轴承的预期计算寿

L'h2400h 轴4上轴承的校核

（1）求两个轴承受到的径向载荷

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****本科毕业设计（论文） 6 链传动设计的计算

由轴的校核过程可知

Fr1Fr2Fr1420.4N （2）计算轴承的轴向力 由于轴向力Fa相当小，可知

Fa

e，查文献[11]表（GB/T281-1994）6-1-50有圆Fr

柱孔调心球轴承Y11.5,Y22.3，Cor4280N 查文献[12]表13-6取冲击载荷因数fp1.0 （3）计算轴承的寿命 根据文献[12]式13-6

P1P2FrY1Fa1420.4N

106C1064280103所以Lh1Lh2()()46358h2400h

60nP60141420.41所以轴承满足寿命要求，可知，其他轴承也满足寿命要求。

6.9 键的选择和校核

6.9.1 轴4上联轴器处的键

（1）确定键的类型和尺寸

由于是静连接，选用A型普通平键。由表9-14（GB/T1095-1979），查得当轴径d20mm时键取为bh6mm6mm。参照半联轴器与轴的配合长度为

l36mm和普通平键的长度系列，取键长L32mm。

（2）强度验算

由文献[12]式（6-1）p2T[p] dlk式中T47750Nmm d20mm

lLb32626mm

k0.5h0.563

由文献[12]表6-2查取许用挤压应力为[p]110MPa

F247750MPa61.2MPap，满足强度要求。 320266.9.2 轴4上链轮处的键

（1）确定键的类型和尺寸

由于是静连接，选用A型普通平键。链轮的的周向定位采用平键，按

57

****本科毕业设计（论文） 6 链传动设计的计算

d34d5631mm查文献[12]表6-1（GB/T1095-1979）取得：bh10mm8mm。由于轴上是两个键，且设计时两键的bh都为108，参照链轮与轴的配合关系和普通平键的长度系列，取键长L1L222mm。 （2）强度验算

2T[p]<1> 由文献[12]式（6-1）pdlk

当d31mm时： 式中T47750Nmm lL1b221012mm

k0.5h0.584

由文献[12]表6-2查取许用挤压应力为[p]110MPa

F124775064.2MPap，满足强度要求。 412316.9.3 轴5上链轮处的键

（1）确定键的类型和尺寸

由于是静连接，选用A型普通平键。由文献[12]表6-1（GB/T1095-1979），查得当轴径d31mm时键取为bh108。由于轴上是两个键，且设计时两键的bh都为108，参照链轮与轴的配合关系和普通平键的长度系列，取键长

L1L218mm。 （2）强度验算

<1> 由文献[12]式（6-1）p当d31mm时： 式中T33900Nmm lL1b18108mm

k0.5h0.584

2T[p]dlk

由文献[12]表6-2查取许用挤压应力为[p]110MPa

F123390068.35MPap，满足强度要求。 48316.9.4 轴6上链轮处的键

（1）确定键的类型和尺寸

由于是静连接，选用A型普通平键。由文献[12]表6-1（GB/T1095-1979），查得当轴径d28mm时键取为bh108。由于轴上是两个键，且设计时两键的bh都为108，参照链轮与轴的配合关系和普通平键的长度系列，取键长

L1L222mm。

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****本科毕业设计（论文） 6 链传动设计的计算

（2）强度验算

<1> 由文献[12]式（6-1）p当d31mm时： 式中T40930Nmm lL1b221012mm

k0.5h0.584

2T[p]dlk

由文献[12]表6-2查取许用挤压应力为[p]110MPa

F1

24093055MPap，满足强度要求。 41231 59

****本科毕业设计（论文） 7 排屑装置箱体的设计

7 排屑装置箱体的设计

1、滚动轴承座的选择

前面设计中链轮与惰轮上所用轴承的为： 调心球轴承：dDT25mm52mm18mm 查文献[14]表6-1-60选取滚动轴承座分别为：

SN205型滚动轴承座：dd2D25mm30mm52mm 2、进屑口法兰的设计

BLh340mm393.1mm5mm 螺栓直径：d8mm 数目：16颗 3、机头设计

BLh363mm385mm260mm 4、机尾设计

BLh363mm335mm276mm 5、机身上螺栓：d8mm 数目：8颗

6、排屑装置总体尺寸：

BLh590mm5093mm5mm

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****本科毕业设计（论文） 8 排屑装置的保养与维护

8 排屑装置的保养与维护

8.1 排屑装置的保养

排屑装置是数控机床的必备附属装置，其主要作用是将切屑从加工区域排出数控机床之外。迅速、有效地排除切屑才能保证数控机床正常加工。

排屑装置的安装位置一般都尽可能靠近刀具切削区域。如车床的排屑装置，装在回转工件下方；铣床和加工中心的排屑装置装在床身的回水槽上或工作台边侧位置，以利于简化机床或排屑装置结构，减小机床占地面积，提高排屑效率。排出的切屑一般都落入切屑收集箱或小车中，有的则直接排入车间排屑系统。 刮板链式排屑装置是一种具有独立功能的附件。接通电源之前应先检查减速器润滑油是否低于油面线，如果不足，应加入40号全损耗系统用油至油面线。电动机起动后，应立即检查链轮的旋转方向是否与箭头所指方向相符，如不符应立即改正。

排屑装置链轮上装有过载保险离合器，在出厂调试时已作了调整。如电动机起动后，发现磨擦片有打滑现象，应立即停止开动，检查链带是否被异物卡住或其他原因。

应该定期对排屑装置重要部件如：减速器、链条等进行一般润滑，以提高排屑装置的寿命。

8.2 排屑装置的维修

如排屑装置出现故障，不能顺利运转，则可从以下两方面找原因： 1)磨擦片的压紧力是否足够。先检查碟形弹簧的压缩量是否在规定的数值之内；碟形弹簧自由高度为8.5mm，压缩量应为2.6-3mm，若这个数值之内，则说明压紧力已足够了；如果压缩量不够，可均衡地调紧3只M8压紧螺钉。

2)若压紧后还是继续打滑，则应全面检查卡住的原因。

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****本科毕业设计（论文） 结论

结 论

至此,排屑装置的设计成功,它是针对市场的需要而设计的，从而能有效地满足当今市场上对排屑装置的需求,它具有如下的优点:传动平稳，传动效率搞，生产效率高，劳动强度低，产品质量好，经济性好，人性化等优点。

本设计中,主要完成了以下几个方面的内容:

（1） 对现有的排屑装置进行分析，系统方案进行比较，选出最优、最合理的方案。

（2） 完成电机的选择，带传动设计，减速器的设计，链传动等结构设计。 （3） 进行机械系统部分计算及选取相关的机械零件。

（4） 画出排屑装置的总体结构图，减速器的装配图，及相关零件图。 当然,任何产品刚设计出来都不会是完善的,毫无缺陷的,必须在实践之中发现它的不足,再来进行改进,如此反复,才能最终达到满意的效果。经过客观的分析后，本设计由于以经济性为第一设计思想，可能存在如下的不足，如减速器整体结构稍大，造成整个排屑装置机头的布置占用空间大；在设计过程在人性化的考虑还不够等等。这些问题只有在实践中采取相应的措施来才能不断完善。

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****本科毕业设计（论文） 参考文献

参 考 文 献

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****本科毕业设计（论文） 致谢

致 谢

本论文是在张勇老师的悉心指导下完成的，在我即将完成学习之际，衷心感谢张老师给我的关心和帮助。张老师渊博的学识、严谨的治学态度、平易近人的作风和认真负责的工作态度让我们受益非浅。从张老师处我们学到了许多的专业知识和相关的设计方法。在此，谨向恩师表示最真诚的感谢。

此外，还要感谢所有给过我帮助的同学，他们也为我的毕业设计提供了不少的意见和建议，在此仅表示诚挚的谢意。

感谢答辩委员会的各位专家和老师，感谢你们在百忙之中抽出宝贵时间了批阅论文、出席答辩并不吝提出宝贵的指导性建议。

更要感谢我最敬爱的父母、亲人和挚友，我的每一步成长都凝聚着你们的辛苦、汗水和希望。在我最困难的时候，你们陪我一起度过！

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