榫槽成型半自动切削机机械系统设计说明书(1)

前 言这次课程设计是机械制造与自动化的一个十分重要的学习环节，是对三年以来所学的机械方面的知识进行了一次全面的检查、巩固和提高。这次课程设计是应用所学基础理论、专业知识与技能去分析和解决生产实际问题的一次综合训练。把所学的知识能够综合运用到实际零件的加工当中。通过这次设计使我们巩固了所学的知识理论，加深了印象，使我们能够运用所学到的专业知识解决一些具体的问题。此次课程设计涉及的知识面有机械制图、公差配合、机械设计基础、机械工艺等专业知识、CAXA等基础知识。通过这次课程设计我们发现了自己还有许多知识没有掌握牢固，还需要继续坚持不懈的努力与学习。但更多的感触是通过这次毕业设计使我提高、巩固、扩大了自己所学到的理论知识与技能，提高自己设计计算、制图、编写技术文件的能力，学会正确使用技术资料、标准手册等工具书，并在这次设计中培养了我们对机械设计的独立工作能力、初步树立了正确的实际思想，掌握了一定的机械加工设计方法步骤和思路为以后的学习与设计工作打下了良好的基础。同时，也体会到了老师对我们的淳淳教导和用心良苦，再次特此感谢我们的指导老师李楷模老师，谢谢您！由于我们水平有限，设计有许多不足之处，望李老师给予批评和指正。 毕业设计第三小组内容摘要本设计先通过对整个系统的分析，传动的过程分析。在逐一的设计。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。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和中间轴上的齿轮，在设计低速轴上的齿轮，根据齿轮在设计三根轴，在就是箱体的设计，左后根据轴和箱体确定附件的尺寸。在齿轮的设计中主要是传动比先计算小齿轮直径，齿数，计算出模数，在计算大齿轮的直径和齿数，最后计算齿宽和中心距；在轴的设计中主要就是根据输入功率和输入速度和轴上齿轮来确定轴的各阶梯的长度和直径；箱体的设计主要是根据轴的中心距来一步一步的确定各个位置的尺寸，在就就在箱体的基础上把附件的尺寸给确定出来。关键词： 摆动导杆摇杆滑块串联机构、展开式二级圆柱齿轮减速器、传递效率、传动比、软齿面的钢制齿轮、模数、齿数、弯矩、转速、标准直径。 目 录一、设计任务3二、电动机的选择6三、减速器的选择6四、传动装置中各轴的运动和动力参数计算7五、低速级齿轮传动计算9六、高速级齿轮传动计算11七、带轮设计13八、中间轴的设计计算及校核计算16九、高速轴的设计计算和校核计算18十、低速轴的设计计算和校核计算22十一、箱体的设计24十二、附件的尺寸26十三、零件加工工艺过程卡28十四、参考文献31设计内容计算及说明结果一、设计 任务榫槽成型半自动切削机机械系统设计（主要是传动部分机构设计）2、 总体方案设计、论证零件的设计计算和校核计算（1） 、电动机的选择（2） 、减速器的选择（3） 、传动装置中各轴的运动和动力参数计算（四）、齿轮的设计及校核计算1、选择材料及热处理方法2、 按齿面接触疲劳强度设计（1）载荷系数（2）转矩（3） 许用接触应力（4） 齿宽系数（5）求d13、 确定主要参数，计算主要几何尺寸（1） 齿数（2）模数（3) 分度圆直径（4） 中心距（5） 齿宽4、 校核弯曲疲劳强度（1） 齿形系数（2） 许用弯曲应力（3） 校核计算5、 齿轮设计1、选择材料及热处理方法3、 按齿面接触疲劳强度设计（1）载荷系数（2）转矩（5） 许用接触应力（6） 齿宽系数（8）求d14、 确定主要参数，计算主要几何尺寸（2） 齿数（3） 模数(4)分度圆直径(5)中心距（6） 齿宽5、 校核弯曲疲劳强度（4） 齿形系数（5） 许用弯曲应力（6） 校核计算5、 齿轮设计图（五）带轮设计1、选取V带型号2、确定带轮基准3、验算带速4、确定中心距和带的基准长度5、验算小带轮包角6、确定V带根数7、确定V带的初拉力8、计算轴上压力（六）中间轴的设计计算和校核1、材料的选择2、最小直径3、轴上各阶梯直径4、轴上各段长度5、计算作用在轴上的力6、校核轴的强度（七）高速轴的设计计算和校核1、 材料的选择2、最小直径3、轴上各阶梯直径4、轴上各段长度5、计算作用在轴上的力6 、校核轴的强度（八）低速轴的设计计算和校核1、材料的选择2、最小直径3、轴上各阶梯直径4、轴上各段长度5、计算作用在轴上的力6、校核轴的强度（九）箱体的结构设计1、 主要结构尺寸（十）附件的结构1、吊耳环吊钩的的结构尺寸2、通气罩3、轴承端盖4、油标5、油塞6、螺栓7、螺钉 工作原理及原始数据要求1.工作原理：榫槽成型半自动切削机的组成部分如下图所示：该机器为木工机械，其功能是将木质长方形块切削出榫槽，其执行系统工作过程如下图所示。先由构件2压紧工作台上的工件，接着端面铣刀3将工件的右端面切平，然后构件2松开工件，推杆4推动工件向左直线移动，通过固定的榫槽刀，在工件上的全长上开出榫槽。2.设计要求及相关参数原始数据见下表（单位：mm）：XYHLL2L3L4L5L6L7502201070307030201820设计要求及任务：推杆在推动工件切削榫槽过程中，要求工件作近似等速运动。共加工5台，室内工作，载荷有轻微冲击，原动机为三相交流电动机，使用期限为10年，每年工作300天，每天工作16小时，每半年作一次保养，大修期为3年。其他设计参数如下表：参数名称各方案参数值推杆工作载荷/N20002500300035004000端面切刀工作载荷/N15001800200022002500生产率/（件/min）8070605040 1）计机构系统总体运动方案，画出系统运动简图，完成系统运动方案论证报告。2）完成传动系统或执行系统的结构设计，画出传动系统或执行系统的装配图。3)设计主要零件，完成3张零件工作图。4）编写设计说明书。1、本方案选取的数据为推杆工作载荷/N:3000N，端面切刀工作载荷/N：2000N，生产率为60件/min。 本方案主要设计的是传动系统，所以只设计了连接传动系统的执行件的结构，也就是连接推杆的结构，该结构需承受较大的载荷，而且要运动平稳近似匀速，所以对于该结构我们用摆动导杆摇杆滑块串联机构，利用Pro/E仿真得出各杆的数据分别为:270mm,68mm,143mm,40mm,157mmR20mm，如下图所示：用传动比为1：1的V带轮连接减速器。 因为，切削与压紧工序同时进行，推槽工序单独进行。所以推槽工序应在切削与压缩后进行，所以任务书的数据可得出推槽的1/2行程必须大于100mm，因此这里我们取推槽的行程为220mm。因生产率为60件/min所以可以得出一个工件所需时间为1s，故推槽的速度为：v=s/t=0.44/1=0.44m/s，又因为推杆的工作载荷为：3000N，所以可得出电机做小功率：P=FV=3000N0.44m/s=1320w=1.32kw。查有关表，我们选用Y90L-4型号电动机（查：北京科技大学 罗圣国和清华大学 吴宗泽主编的机械设计课程设计手册高等教育出版社 表121）此型号电动机参数如下电动机型号额定功率 kw满载转速 r/min堵转转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y90L-4 1.5 1400 2.2 2.2 因为本机械传动系统要求在室内工作，且考虑到木质材料切削时有木屑等杂尘的产生，为了防止杂尘对机械系统的污染影响其工作性能和使用寿命，我们选择“闭式机构”作为传动装置。考虑到本传动装置要求只能有轻微震动，防止噪声污染，我们选择用能“平稳传动”的结构。最后兼顾制造的“简洁及经济性”我们选用结构较简单制造容易且能平稳传递载荷的“展开式二级圆柱齿轮减速器”作为我们本机械系统的传动装置。 综合上述，总的传动系统机构如下图：1、分配传动比总传动比i=1400/60=因为减速器的传动比的范围为：2.54.5.（查唐国民主编的机械零件课程设计齿轮蜗杆减速器设计表2-5 湖南省科学技术出版社）所以在减速器与电动机间我们用一个带传动来连接。分配如下：带传动传动比i轮=分配到两级圆柱齿轮的传动比高速级的传动比i高=4低速级的传动比i低=2.52、运动和动力参数计算带传动的传递效率：带=0.98 闭式齿轮的传递效率：齿=0.97滚动轴承（一对）的传递效率：轴承=0.99（查：唐国民主编的机械零件课程设计-齿轮蜗杆减速器设计 湖南省科学技术出版社 表2-7）1、电动机轴：P电=P额 =1.5kw n 电=n额=1400r/minT电=9550=9550=10.0275Nm2、1轴（高速轴）P1=P电带=1.50.98=1.47kwn1=n电/i轮=600r/minT1=9550=9550=23.3975Nm3、2轴（中间轴）P2=P1 齿轴承 =1.47kw0.970.99=1.41kwn2=n1/i高=150r/minT2=9550=9550=89.77Nm4、3轴（低速轴）P3=P2 齿轴承 =1.410.990.97=1.35kwn3 =60r/minT3=9550=9550=214.875Nm电动机轴3轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输入转矩乘以轴承效率0.99。例如1：轴的输出功率：P1=P10.99=1.47kw0.99=1.46kw输出转矩：T1=T10.99=23.3975Nm0.99=23.1635Nm其余类推；运动和动力参数汇总如下图所示： 轴名 功率P/kw 转矩T/Nm 转速N/r/min 输入 输出 输入 输出 轴电 1.510.028 1400 1轴 1.47 1.4623.16422.932 600 2轴 1.41 1.40 89.77 88.87 150 3轴 1.35 1.34214.88212.73 601、低速级齿轮传动计算已知：传动比i3 = 2.5，小齿轮转速n = 60r/min，转矩T3=212.73Nm我们所设计的齿轮传动属于闭式传动，通常采用软齿面的钢制齿轮，查任成高主编的机械设计基础机械工业出版社 表5-5 选用价格便宜便于制造的材料：小齿轮选用45钢，调质处理，硬度为217255HBS大齿轮选用45钢，正火处理，硬度为162217HBS本传动为软场面的闭式齿轮传动，故按齿面接触疲劳强度设计 d1查查任成高主编的机械设计基础机械工业出版社 表5-7 得： K=1.1 T=T3=212.73Nm查任成高主编的机械设计基础机械工业出版社 表5-5。取=530MPa， =490MPa 查任成高主编的机械设计基础机械工业出版社 表5-8。 =1.1 d1=82.35mm初取 z1=42则z2=z1i=422.5=105传动比误差：因为齿数未做整圆处理，所以传动比不变。m=d1/z1=1.96查任成高主编的机械设计基础机械工业出版社 表5-1，取标准模数 m=2 dc=mz1=242=84mm d2=mz2=2105=210mm a=147mm b=d1=1.184=92.4mm取圆整b2=95mm，b1=b2+（510）mm=100mm查任成高主编的机械设计基础机械工业出版社 表5-9，表5-5，YES1=4.04MPa，YES2=3.96MPa取=310MPa，=295MPa=4.04MPa=112.50MPa=112.50MPa=110.27MPa， 小齿轮的分度圆直径比较小可以直接在轴上加工出来。大齿轮草图如下：2、高速级齿轮传动计算已知：传动比i3 = 4，小齿轮转速n= 600r/min，转矩T=22.932Nm这个齿轮传动也属于闭式传动，所以也采用软齿面的钢制齿轮，查任成高主编的机械设计基础机械工业出版社 表5-5 选用价格便宜便于制造的材料：小齿轮选用45钢，调质处理，硬度为217255HBS大齿轮选用45钢，正火处理，硬度为162217HBS本传动为软场面的闭式齿轮传动，故按齿面接触疲劳强度设计: d1查查任成高主编的机械设计基础机械工业出版社 表5-7 得： K=1.1 T=22.932Nm查任成高主编的机械设计基础机械工业出版社 表5-5 取=530MPa， =490MPa查任成高主编的机械设计基础机械工业出版社 表5-8 =1.1d1=37.74mm初取 z1=20,则z2=z1i=204=80传动比误差：因为齿数未做整圆处理，所以传动比不变m=d1/z1=1.88，查任成高主编的机械设计基础机械工业出版社 表5-1，取标准模数 m=2 d1=mz1=220=40mm d2=mz2=280=160mm a=100mm b=d1=1.140=44mm取圆整b2=45mm，b1=b2+（510）mm=50mm查任成高主编的机械设计基础机械工业出版社 表5-9 表5-5，YES1=4.36MPa，YES2=3.98MPa取=310MPa，=295MPa=4.36MPa=62.49MPa=62.49MPa=57.04MPa， ddmin=75mm。大带轮基准直径为 dd2=idd1=233.3mm按表4-4取标准值Dd2=236mm，则实际传动比i、从动轮的实际准数分别为： i=2.36 n2=593.2r/min3、 验算带速v。 v=带速在510m/s范围内。 4、确定中心距a和带的基准长度Ld按式（4-13）初定中心距：0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）初步确定a0=500mmLd0=2a0+ =2500+ =1536.8mm由表4-2选取的基准长度Ld=1600mm。由式（4-15）实际中心距为 aa0+=500+mm中心距的调节范围为：amin=a-0.015Ld=532-0.0151600=508mmamax=a-0.03Ld=532+0.031600=580mm5、 验算小带轮包角由式（4-17）得=1800-57.30=1800- =165.4012006、确定V带根数z根据dd1=100mm、n=1400r/min，查表4-6得P0=1.32kw，由表4-2查得带长修正系数KL=1.16，由表4.7查得包角修正系数=0.97，由式（4-18）得V带根数z0.98圆整后取z=1根。7、确定V带的初拉力F0由表4-1查得A型V带的每米长度量q=0.10kg/m，由式（4-19），单根V带的初拉力F0F0=182.9N8、 计算带轮轴上的压力Q由式（4-20） Q=21182.9sin =362.8N9带轮的结构尺寸：因为dd300mm，所以采用腹板式结构，V带轮轮缘截面尺寸如下表：V带轮槽型基准宽度顶宽b基准线上槽高基准线下槽高 A11.013.22.758.7槽间距e第一槽对称面至轮端面的距离f轮缘厚度轮槽角320 相应基准直径dd轮槽角320 相应基准直径dd150.3660118轮槽角320 相应基准直径dd轮槽角320 相应基准直径dd轮槽角极限偏差带轮的外径da60118da=dd+2ha4、中间轴的设计计算及校核计算 因为轴上有两个齿轮而小齿轮的分度圆比较小，所以我们决定直接在轴上加工出小齿轮。查涂嘉主编的机械基础航空工业出版社 表10-1 选用价格便宜便于制造的材料： 45钢 调质处理 硬度为217255HBS根据涂嘉主编的机械基础航空工业出版社 公式10-1 dAmm查涂嘉主编的机械基础航空工业出版社 表10-5 取A=112 d112=23.64mm考虑到轴上开有键槽.将轴径增大5%，即 d=23.64mm105%=24.82mm中间轴没有外伸端，所以计算出的直径d为通过轴承盖处的轴径，即轴的最小直径，以d1表示，查涂嘉主编的机械基础航空工业出版社 表10-2 取标准尺寸d1=25mm.根据轴的最小直径 d1，考虑轴上零件的布置情况，确定阶梯轴各段直径 与滚动轴承配合：d2=30mm与齿轮配合的轴径：d3=d2+2h=30+20.07d2=34.2mm 取标准直径：d3=35.5mm轴的各段长度决定于各零件的宽度，并考虑零件与零件，零件盒箱体间应保证足够的间隙.选深沟球轴承306 ，宽度B=19mm （查清华大学吴宗泽和北京科技大学罗圣国主编的机械设计课程设计手册高等教育出版社 续表6-1）轴头长度L2=l-2mm=43mm 因为有两个齿轮所以还要加上联轴齿轮的齿宽L3=100mm齿轮两侧一箱体内壁的距离为（一般=1520mm）轴承的内端面不允许超出箱体内壁，并留有一定的间隙(一般=510mm）按以上确定的轴上各段直径和长度画出轴的结构草图，如下图根据结构草图计算L=L+2+2+B=100+43+215+210+19=212mmT=9550=9550=89770NmmFt1=2137.4NFr1=Ft1 =2137.40.364=778NRAz1=RBz1=1068.7NRAy1=RBy1=389NMDz1=RAz1=1068.7=113282.2NmmMDy1=RAy1=389=41234NmmMD1=120553NmmFt2=1122.1NFr2=Ft2 =1122.10.364=408.4NRAz2=RBz2=561.05NRAy2=RBy2=204.2NMDz2=RAz2=561.05=59471.3NmmMDy2=RAy2=204.2=21645.2NmmMD2=63287.8Nmm=191071.6373Nmm轴的力矩图如下：扭转按脉动循环考虑由表10-1查得查表查得=59MPa，因为,故轴的强度足够。4、高速轴的设计计算和校核计算已知输入功率P=1.47w，输入转速n=600r/min轴上安装的齿轮分度圆直径分别为d1=80mm，轮毂b=50mm，轴端装有V带轮.查涂嘉主编的机械基础航空工业出版社 表10-1 选用价格便宜便于制造的材料： 45钢 调质处理 硬度为217255HBS根据涂嘉主编的机械基础航空工业出版社 公式10-1 dAmm查涂嘉主编的机械基础航空工业出版社 表10-5 取A=112 d112=15.1mm考虑到轴上开有键槽.将轴径增大5%，即 d=15.1mm105%=15.9mm计算出的直径d为轴的外伸端直径，即轴的最小直径，以d1表示，查涂嘉主编的机械基础航空工业出版社 表10-2 标准尺寸取d1=20mm.根据轴的最小直径 d1，考虑轴上零件的布置情况，确定阶梯轴各段直径 通过轴承盖处的直径：d2=d1+2h=20+20.07d1=22.8mm取标准尺寸23.6mm与滚动轴承配合处的直径：因为轴承的内圆直径都为5的倍数所以与滚动轴承配合处的直径取标准直径：d3=25mm轴环的轴径：d4=d3+2h=25+20.07d3=28.5mm 取标准直径：d4=30mm 因为高速轴上的齿轮的分度圆直径只有80mm，所以直接在轴上加工出分度圆为80的小齿轮，故高速轴的最大轴径为小齿轮的的齿顶圆直径轴的各段长度决定于各零件的宽度，并考虑零件与零件，零件盒箱体间应保证足够的间隙.初选深沟球轴承305 ，宽度B=17mm （查清华大学吴宗泽和北京科技大学罗圣国主编的机械设计课程设计手册高等教育出版社 续表6-1）轴头长度L2=b=50mm因为这是减速箱的高速轴，高速轴上的齿轮是与中间轴上的大齿轮啮合，所以高速轴在减速箱内的长度必须和中间轴等长。齿轮两侧一箱体内壁的距离为（一般=1520mm）轴承的内端面不允许超出箱体内壁，并留有一定的间隙(一般=510mm）按以上确定的轴上各段直径和长度画出轴的结构草图，如下图：根据结构草图计算L=93+50+215+210+15=208mmFt=579.1NFr=Ft =579.10.364=210.8NRAz=RBz=289.55NRAy=RBy=105.4NMDz=RAz=289.55=30113.2NmmMDy=RAy=105.4=10961.6NmmMD=32046.2Nmm轴的CD段受扭转作用，扭矩为T=23164NmmMDd=34748.5Nmm轴的受力图和弯矩图如下图扭矩按脉动循环考虑，=0.58=12.87MPa由表10-1查表查得=59MPa，因为,故轴的强度足够。5、低速轴的设计计算和校核计算已知输入功率P=1.35w，输入转速n=60r/min轴上安装的齿轮分度圆直径分别为d1=210mm，轮毂b=95mm，轴端装有V带轮.查涂嘉主编的机械基础航空工业出版社 表10-1 选用价格便宜便于制造的材料： 45钢 调质处理 硬度为217255HBS根据涂嘉主编的机械基础航空工业出版社 公式10-1 dAmm查涂嘉主编的机械基础航空工业出版社 表10-5 取A=112 d112=31.62mm考虑到轴上开有键槽.将轴径增大5%，即 d=15.1mm105%=33.20mm计算出的直径d为轴的外伸端直径，即轴的最小直径，以d1表示，查涂嘉主编的机械基础航空工业出版社 表10-2 标准尺寸取d1=33.5mm.根据轴的最小直径 d1，考虑轴上零件的布置情况，确定阶梯轴各段直径 通过轴承盖处的直径：d2=d1+2h=33.5+20.07d1=38.19mm取标准尺寸40mm与滚动轴承配合处的直径：因为轴承的内圆直径都为5的倍数所以与滚动轴承配合处的直径取标准直径：d3=45mm与齿轮配合的轴径d4=d3+2h=45+20.07d3=51.3mm 取标准直径：d4=53mm轴环直径d5=d4+2h=530.07d4=60.42mm取标准值，考虑到齿轮定位可靠，可取稍大些. d5=67mm轴的各段长度决定于各零件的宽度，并考虑零件与零件，零件盒箱体间应保证足够的间隙.初选深沟球轴承309 ，宽度B=25mm （查清华大学吴宗泽和北京科技大学罗圣国主编的机械设计课程设计手册高等教育出版社 续表6-1）轴头长度L2=l-2mm=93mm 因为这是减速箱的低速轴，高速轴上的齿轮是与中间轴上的小齿轮啮合，所以低速轴在减速箱内的长度必须和中间轴等长。齿轮两侧一箱体内壁的距离为（一般=1520mm）轴承的内端面不允许超出箱体内壁，并留有一定的间隙(一般=510mm）按以上确定的轴上各段直径和长度画出轴的结构草图，如下图：根据结构草图计算L=93+50+210+215+25=218mmFt=2046.5NFr=Ft =2046.50.364=744.9NRAz=RBz=1073.3NRAy=RBy=372.5NMDz=RAz=1073.3=116989.7NmmMDy=RAy=372.5=40602.5NmmMD=123835.2Nmm轴的CD段受扭转作用，扭矩为： T=214880NmmMDd=175692.6Nmm轴的受力图和弯矩图如下图：扭矩按脉动循环考虑，=0.58=11.8MPa查表查得=59MPa，因为250mm500mm时， n=6 当a500mm时， n=8 本箱体设计中a=147mm1.2 =9.6mm （查表11-1）齿轮端面与内箱壁距离：=8mm （查表11-1）箱盖、箱座肋厚：m10.85 =6.8mm 、m0.85 =6.8mm （查表11-1）轴承端盖外径：D2 =D+(55.5）d3, D为轴承外径（查表11-1）轴承旁连接螺栓距离：S尽量靠近，以和互不干涉为准，一般S=D2吊耳环的结构尺寸：d=16mm，bd=16mm，R=（11.2）d=16mm，e（0.81）d=12.8mm （查表11-3）吊钩的结构尺寸：K=28mm， H=0.8K=22.4mm h0.5H=11.2mm，r0.25K=10mm， b（1.82.5）=16mm （查表11-3）通气罩选用M271.5 ： D=38mm，D1=31.2mm，L=34mm，S=27mm，l=18mm，a=4mm，d1=8mm （查表11-4）轴承端盖的结构尺寸： （查表11-5）D2=D+2.5d3 则高速轴的端盖的D2 =94mm，中间轴的端盖的D2 =104mm，低速轴的端盖的D2 =134mm。D4 =D-（1015）mm 则高速轴的端盖的 D4 =52mm，中间轴的端盖的D4 =62mm，低速轴的端盖的D4 =90mm。D等于轴承的外径。油标选用M12的杆式油标数据如下图： （查表7-12）dd1d2d3habcDD1M1241262810642016油塞选用M201.5的外六角螺塞和纸封皮圈数据如下图： （查表7-13） ddDeSLhbbRCD0HM201.517.83027.72130154311302螺栓的数据如下表：螺纹规格 d M8 M12 M16b参考l125 22 30 38 k 5.3 7.5 10 dsmax 8 12 16 smax 13 18 24emin厂品 A等级 B 14.38 20.03 26.75 14.2 19.85 26.17 l范围GB/T5782 4080 50120 65160GB/T5783 1680 25120 30200 L系列GB/T57822065(5进位）70160（10进位）180400（20进位）GB/T578316、18、2065（5进位）70160（10进位）180500（20进位）注：摘至杨晓红刘海渔主编的机械制图 湖南大学出版社 附表2.1内六角圆柱头螺钉数据如下表：规格d螺距pb参考dkmax dkmin damax M6 1 24 10 9.78 6.8 dsmax dsmin emin l1max kmax kmin 6 5.82 5.72 0.68 6 5.70 rmax 0.25推槽：摆动导杆摇杆滑块串联机构电动机：Y90L-4减速器：展开式二级圆柱齿轮减速器。i总=i轮=i高=4i低=2.5P电=1.5kwn电=1400r/minT电=10.0275NmP1=1.47kwn1=600r/minT1=23.3975NmP2=1.41kwn2=150r/minT2=89.77NmP3=1.35kwn3=60r/minT3=214.875Nm小齿轮：45钢调质、217255HBS大齿轮：45钢正火、162217HBSK=1.1T=212.73Nm=d182.35mmz1=42z2=105m=2 d1=84mmd2=210mma=147mmb1=100mmb2=95mmYES1=4.04MPaYES2=3.96MPa=112.50MPa=110.27MPa弯曲疲劳强度足够小齿轮：45钢调质、217255HBS大齿轮：45钢正火、162217HBSK=1.1T=212.73Nm=d137.74mmz1=42z2=105m=2 d1=84mmd2=210mma=147mmb1=100mmb2=95mmYES1=4.36MPaYES2=3.98MPa=62.49MPa=57.04MPa弯曲疲劳强度足够Pd=1.65kwA型V带dd1=100mmDd2=236mmi=2.36n2=593.2r/minV=7.33m/sa0=500mmLd0=1600mma=532mmamin=508mmamax=580mm=165.40包角足够Z=1根F0=182.9N Q=362.8N腹板式结构45钢 调质 217255HBSd1=25mmd2=30mmd3=35.5mm深沟轴承306L2=43mm L3=100mm=15mm=10mmL=212mmFt1=2137.4NFr1=778NRAz1=1068.7NRAy1=389NMDz1=113282.2NmmMDy1=41234NmmMD1=120553NmmFt2=1122.1NFr2=408.4NRAz2=561.05NRAy2=204.2NMDz2=59471.3NmmMDy2=21645.2NmmMD2=63287.8Nmm=191071.6373Nmm=12.83MPa强度足够45钢 调质 217255HBSd1=20mmd2=23.6mmd3=25mm深沟轴承305L2=43mm =15mm=10mmL=208mmFt=579.1NFr=210.8NRAz=289.55NRAy=105.4NMDz=30113.2NmmMDy=10961.6NmmMD=32046.2Nmm=34748.5Nmm=12.83MPa强度足够45钢 调质 217255HBSd1=33.5mmd2=40mmd3=45mmd4=53mmd5=67mm深沟轴承309L2=93mm =15mm=10mmL=218mmFt=2046.5NFr=744.9NRAz=1073.3NRAy=37