数控机床的自动断屑和排屑装置设计（含全套CAD图纸） .doc

《数控机床的自动断屑和排屑装置设计（含全套CAD图纸） .doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《数控机床的自动断屑和排屑装置设计（含全套CAD图纸） .doc（49页珍藏版）》请在三一办公上搜索。

1、摘 要数控机床的自动排屑和排屑装置设计，即包括电动机的选择，带传动设计，减速器的选择，链传动的设计，排屑和断屑装置外形的设计。设计思路是从排屑机和断屑器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和断屑器为基础，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和断屑装置。本文的断屑和排屑装置,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断屑和排屑装置的需求,它具有如下的优点:传动平稳，传动效率高，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；排屑机；断屑装置；链传动；机械系统ABSTRACTCNC

2、 machine tools automatically Broken Chip And Chip Device design， including the choice of motor, belt drive design, reducer design, chain drive design. Broken Chip And Chip Device design ideas from the machines performance and movements start with requirements and to the quality of domestic and techn

3、ical performance close to the design requirements of the Broken Chip And Chip Device 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 Broken Chip And Chip Device devices. This paper

4、designed Broken Chip And Chip Device device, it is against the needs of the market designed so that they could effectively meet the market today Broken Chip And Chip Device on the demand, it has the following advantages: a smooth transmission, engage in transmission efficiency, productivity, Low lab

5、our intensity, product quality, economic, and human advantagesKey words： CNC Machine Tools； Broken Chip ； Chip Device ；Chain Drive; Mechanical Systems目 录摘要ABSTRACT第1章 绪论11.1本课题研究的目的意义11.2本课题国内外发展概况11.3自动断屑和排屑装置的发展趋势2第2章 系统总体方案的确定32.1初选电机减速器系统方案32.2 输送处传动系统的确定42.3 系统总体方案的确定42.4 本章小结5第3章 主要零件的选择与设计63.

6、1 选择电动机类型63.1.1 电动机功率的选择63.1.2 确定电机转速：63.2 V带的设计计算73.2.1 传动比的分配73.2.2 各轴的转速和功率及转矩73.2.3 带传动方案的确定83.2.4 带传动计算设计83.2.5 带轮的结构设计93.3 减速器的选择113.4 链传动设计的计算123.4.1 链传动方案的确定123.4.2 链传动的设计计算133.4.3 链轮的结构设计143.4.4 链的校核193.4.5 刮板链的设计203.4.6 链轮轴的设计233.4.7 轴的校核273.4.8 轴承的校核303.4.9 键的选择和校核313.5 本章小结33第4章 排屑装置箱体的设

7、计及保养和维修344.1滚动轴承座的选择344.2出屑口法兰的设计344.3进屑口法兰的设计344.4机头机尾设计344.5 排屑装置的保养344.6 排屑装置的维修354.7本章小结35第5章 断屑装置的设计365.1 设计思想365.2 设计方案365.3选择电动机：375.3.1 选择电动机类型375.3.2 电动机功率的选择375.3.3 电动机的转速375.4 盘形切断器的设计375.4.1 切断器的材料的选择375.4.2 切断器的尺寸设计385.5 传动轴的设计385.6 轴的校核395.7 本章小结40结论41参考文献42致谢 43第1章 绪 论1.1本课题研究的目的意义自动断

8、屑和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，自动断屑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

9、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。为

10、了使得切屑能够及时的清除，以防会对工件产生刮痕，降低生产效率，断屑装置越来越受到现代加工工业的重视，传统的断屑方法主要是应用刀具的段屑槽进行断屑。现在市场上还有一些新型的断屑装置如：1 震荡断屑装置 2. 电磁断屑装置 3. 利用断屑槽断屑装置等等。1.3自动断屑和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完全处理；三，具有大量处理切屑液之过滤系统，过滤精度50 m；四，可用于各型机床，中心加工机，钻

11、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。第2章 系统总体方案的确定2.1初选电机减速器系统方案

12、 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。系统方案如图2.1所示（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：（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，

13、实用联轴器不利于减速，会增加减速器的成本，不够经济。 关于方案（d）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。原动机部分为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

14、可靠，此外还结构简单、成本低、传动效率高。最终确定方案为（d）方案。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 如图2.2所示：图2.2 系统总体方案2.5 本章小结 本章是介绍了在整体

15、装置设计之前，对设计方案进行选定。包括基本的设计思想和整体的结构设计。最后再对几种方案进行最后选定和验算。确定最终的设计方案。第3章 主要零件的选择与设计3.1 选择电动机类型根据动力源和工作条件，参考文献 9,选用交流电机，Y系列三相异步电动机。3.1.1 电动机功率的选择根据原始数据，每10m长运输装置所需驱动功率为1.35kw，预设运输装置长度为5m。则工作机的有效功率为：P=0.675kW由已知条件得：P= （3.1）式中： 为传动系统的总传动效率。电动机到运输带的总效率为 （3.2）式中：为联轴器的传动效率，为闭式齿轮的传动效率，为圆锥滚子轴承的传动效率， 为V带的传动效率，为链传动

16、效率。参考资料9,查表有：，=0.95，=0.969代入上式得 =0.723所以电动机的效率P=0.935kW该装置必须满足的Y系列三相异步电动机，额定功率应取1.1kW。3.1.2 确定电机转速： 根据已知条件可知本排屑装置的输送速度为： = 25r/min 同步转速为 1500r/min和1000r/min的电动机对应的额定功率为1.1KW，型号分别为Y90L-4和Y90L-6。将两种型号的电动机有关技术及对应的总传动比i列下表1-1.通过上诉比较方案2的电动机传动装置结构比较紧凑，对三级减速比较合理，方案1传动装置机构比较大，结构不紧凑，所以查表有 选择电动机型号为Y90L-6，额定功率

17、为1.1kW，满载转速为910r/min，外伸轴径D=24mm，轴外伸长度E=50表3.1 电动机方案对比方案电动机型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）总传动比i1Y90L-41.115001400562Y90L-61.1100091036.43.2 V带的设计计算3.2.1 传动比的分配1.计算总的传动比 i=36.4 2.传动比的分配取 ,=12.133 3.双级斜齿圆柱齿轮减速器高速级的传动比为4.低速级传动比： 3.2.2 各轴的转速和功率及转矩转速： 功率： kW kWkW=0.803kW扭矩： nm =nmnmnm表3.2 各轴的运动与动力参数轴号转速（

18、r/min）功 率(kW)扭 矩（Nm）1303.330.88827.958275.830.844106.2933250.803306.7464250.763291.4663.2.3 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： 查阅文献10（1）、查得工作情况系数 （2）、查得 （3.3）2、选择V带型号 查得：选A型V带。3.2.4 带传动计算设计1、确定带轮直径 （1）、查得文献10,选取小带轮直径 mm （电机中心高符合要求）（2）、验算带速，查得： mm （3.4）（3）、从动带轮直径 mm查文献10得 取mm2、确定中心距 （1）、初选中心距a和带长 （3.5）

19、取mm（2）、查文献10得带的计算基础准长度 （4.4）由文献10表8-2，取带的基准长度Ld =1250mm(3)、按文献10表8-21计算中心距:a mm （3.6）(4)、确定中心距调整范围 mm （3.7） mm 3、验算小带轮包角1 由文献 10式8-6 （3.8） 4、确定V带根数Z (1)、由n=910/min, d=60mm,i=3,查文献10表8-5a和表8-5b得：kW (2)、由表8-8b查得P0=0.11kW (3)、由表查得8-8查得包角系数 (4)、由表8-2查得长度系数KL=0.96 (5)、计算V带根数Z，由文献10式8-22 （3.9） 取Z=2根 3.2.5

20、 带轮的结构设计1、小带轮设计 因为小带轮基准直径dd1=75mm300mm，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）15+2 10=35mm （3.10） 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=（1.52）d=1.8d=1.8 24=43.2mm ( 3.11） 轮毂外直径：=1.9d=1.924=45.6mm 带轮外径：=+2=60+22.75=65.5mm （3.12） 式中为基准线下槽深，查文献

21、9表8-10得=2.75 轮缘宽： =8mm 基准线下槽深： =10mm 由以上数据，小带轮结构如图3.1：图3.1 小带轮结构简图2、大带轮设计 因为基准直径 dd1=224mm300mm，故可采用腹板式结构。 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 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= 轮毂宽： L=（1.52）d=1.8d=1.8 17=30.6mm 轮毂外直径： =1.9=1.9d17=32.3mm 带轮

22、外径： =+2=224+22.75=229.5mm 式中为基准线下槽深，查文献9表8-10得=2.75 轮缘宽： =8mm 基准线下槽深： =10mm 由以上数据，大带轮结构简图如3.2：图3.2 大带轮结构简3.3 减速器的选择根据已知条件，电机的额定功率为1.1kW，满载转速为910min/r,链板的传送速度为1.21.4m/min，所以选择ZD10型齿轮型减速器，减速器外型尺寸为H*B*L=170*74*230。中心距为70。如图3.3所示 图3.3 减速器构造图3.4 链传动设计的计算3.4.1 链传动方案的确定 如图3.4所示图3.4 链传动布置图3.4.2 链传动的设计计算1、 选

23、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13-2取Z1=172、 选择大链轮齿数=iz1=117=17120 故合理3、 惰轮齿数 =9取4、 确定计算功率已知链传动工作平稳，设计功率为：kw式中：P传递功率kW 工况系数，查文献表13-3，取=1.0 小链轮齿数系数，查文献表13-4，取=0.887 多排链排数系数，查文献表13-5，取=15、 链条节距选用根据设计功率（取= ）和小链轮转速，由文献11图13-1选用16A号链条，查文献11表13-1节距P=25.4.6、验算小链轮轮毂孔径mm式中：由支承轴的设计确定，现取减速器输出轴的段直径 链轮轮毂孔的最大许用直径，查文献

24、11表13-6得=80mm故小链轮轮毂孔径满足设计要求。7、计算链轮尺寸mmmm8、初定中心距mmmmmmmm则可得中心距：mmmm9、链条长度及链长节数链长： L=10000.01mm 链长节数： 圆整成偶数节，取394节。10、实际中心距由文献11表13-2有，通常，=（0.002 0.004）a。因中心距可调，取=0.004a，则 mmmm11、链速V=0.1799m/s0.6m/s属于低速传动。 12、作用于轴上的拉力对于倾斜传动有：kN13、润滑方式 根据p25.4mm、v =由文献11图13-3查出宜用油刷或油壶人工定期润滑。3.4.3 链轮的结构设计1、链轮材料和工艺由文献9表1

25、3-8可查得：材料用45钢，硬度为4050HBS。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23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、链轮结构和尺寸由前面设计可知， 141.11mm，P=25.4mm，,根据文献11表13-9中第1中链轮结构，结构如图3.5：图3.5 链轮结构简图轮毂厚度： 由d=141.11mm,取K=6.4轮毂长度： mm 轮毂直径： mm mm 合理。 式中：齿轮凸缘直径，根据文献11表

26、13-12： 式中：h 内链板高度，查文献11表13-1，h=24.13mm齿宽：根据文献11表13-15可知： mm 式中：内链节宽度，查阅文献11表13-1，=15.75mm齿侧倒角： mm 齿侧半径： mm 3、基本参数和主要尺寸分度圆直径： mm 齿顶圆直径： 式中：滚子外径，查文献11表13-1有=15.88mm 取mm齿根圆直径： mm 分度圆弦齿高： =9.13mm =4.76mm 取： mm 最大齿根距高：mm齿轮凸缘直径：mm 4、链轮公差查文献11表13-16与表13-19有：齿表面粗糙度：um 齿根圆极限偏差 量柱测量距极限偏差：由于：mm，查文献11表13-6有：上偏差

27、0，下偏差-0.25。量柱测量距：查表13-1711得，mm 式中：量柱直径，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um；表面硬度为：55-60HRC。链轮孔和根圆直径之间的跳动量：不能超过轴孔到链轮齿侧平直部分的端面跳动量：不能超过孔径：H8齿顶圆直径：h11 齿宽：h145、惰轮材料和工艺由文献11表13-8可查得：材料用45钢，硬度为4050HBS。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23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

28、：内键成品；（9）电镀：按要求镀锌，72小时盐浴实验。6、惰轮结构和尺寸由前面设计可知，mm，P=25.4mm，,根据文献1113-9中第1中链轮结构，结构简图如3.6：图3.6 惰轮结构简图轮毂厚度： 轮毂长度： mm 轮毂直径： mm 齿宽： mm齿侧倒角： mm 齿侧半径： mm 齿全宽： mm 7、基本参数和主要尺寸分度圆直径： mm 齿顶圆直径：mm 取mm齿根圆直径： mm 分度圆弦齿高： mm 取：mm 最大齿根距高： mm 齿轮凸缘直径： mm 8、链轮公差查文献11表13-16至表13-19有：齿表面粗糙度：um 齿根圆极限偏差 量柱测量距极限偏差：由于：mm，查文献11表1

29、3-6有：上偏差0，下偏差-0.25。量柱测量距：查文献11表13-17得， mm 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um；表面硬度为：5560HRC。链轮孔和根圆直径之间的跳动量：不能超过轴孔到链轮齿侧平直部分的端面跳动量：不能超过孔径：H8齿顶圆直径：h11 齿宽：h143.4.4 链的校核1.链的静强度计算在低速重载传动中，链传动的静强度占主要地位。通常V0.6m/s视为低传动。如果低速传动也按疲劳考虑，用额定功率选择和计算，结果常不经济。因为额定功率曲线上相应的条件安全系数n大于8至20，比静强度安全系数大。另外，当进行有限寿命计算时，则链的静强度计算

30、也必不可少。根据文献3式2-8有：式中：n 静强度安全系数。 Q 链条极限拉伸载荷（N），根据文献3表2-1查得，Q=55600N。 工作情况系数，根据文献3表2-5查得，=1.0 离心引力的拉力，当V4m/s时，可不计。 松边悬垂引起的悬重拉力（N）。 N =N N 许用安全系数，一般为4至8，对于速度较低，从动系统惯性小，不太重要的传动或者作用力的确定比较准确时，可取较小值，则取=4. 则可知链的静强度完全满足要求。2. 链的耐磨损使用寿命计算根据文献3式2-13有：式中：T 使用寿命（h）. X 链长，以节数表示，则X=394. 许用磨损伸长率，一般取3%。 链链比压（MPa） 式中：A

31、 链链承压面积（mm） mm 式中： 滚子链销轴直径，查文献3表2-12有=7.92mm 套筒长度，查文献3表2-1有=22.61mm 磨损系数，查文献3图2-12有=0.484 节距系数，查文献3图2-12有=1.27 齿数-速度系数，查文献3图2-13有=1.0 h故使用寿命完全满足要求。3.4.5 刮板链的设计1.链条由前面设计可知，选用16A链条，其主要参数有：P=25.4mm,=7.94mm2. 绞链板（a）刮板链前视图（b）刮板链俯视图（c）刮板链侧视图图3.6 刮板链图绞链板宽：mm 式中n取3 mm 绞链板长： 绞链板厚：mm 1、 侧链板高: mm mm 侧链板长： mm m

32、m mm 侧链板厚： mm 2、 刮板刮板间距： P=76.2mm刮板宽: mm刮板长： L=168mm 刮板厚： mm 3.4.6 链轮轴的设计1.各轴的转速,功率和转矩转速： 功率： 0.763kWkWkW 扭矩： nm =205.373N.mN.m表3.3 各轴的运动与动力参数轴号转速（r/min）功 率 (kW) 扭 矩 （Nm）4250.763291.4665129.960.703205.373646.380.648247.5362. 轴4的设计计算轴4的功率，转速，扭矩分别为：=0.763kW, =25r/min, =291.466N.m(1).确定轴的最小直径先按文献10式15-

33、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10表15-3，取，于是得mm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，查文献10表14-1取，又N.m代入数据得N.m查文献10表9-22（GB/T5014-1985），选用LH3型弹性柱销联轴器。公称转矩为630000N.m，与前面减速器所选联轴器相同，考虑到轴承所受力较大，所以应适当增大轴的直径，根据联轴器配合系列选孔径d=42mm,所以mm (2).轴的结构设计图3.7 轴4的结构图（3）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=42

34、mm,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=(0.070.1)d，所以mm2）初步选取轴承，因主要受径向载荷力，且受力较大，故选用深沟球轴承10000型23系列，根据轴的结构和最小轴的直径大小，查表20.6-17（GB/T281-1994）选用2310型深沟球球轴承：，所以，mm，根据轴承的右端采用套筒定位，取轴肩高度h=4mm,所以=68mm. 半联轴器与轴配合的毂孔长度mm，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mm。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57.68mm，为了使套筒端面可靠地压紧链轮，故取mm。

35、为保证链轮与轴承之间有足够空间，取，mm装配总长： mmmm3) 联轴器处,由于是静连接，选用A型普通平键。由文献9表9-14（GB/T1095-1979），查得当轴径d=42mm时键取为。参照半联轴器与轴的配合长度为mm和普通平键的长度系列，取键长L=100mm。链轮的的周向定位采用平键，按查文献10表9-14（GB/T1095-1979）取得：。3.轴5的设计计算轴5的功率，转速，扭矩分别为：=0.703kw, =25r/min, =205.373N.m(1).确定轴的最小直径先按文献10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10表15-3，取，于是得mm(2

36、).轴的结构设计图3.8 轴5的结构图（3）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，故选用深沟球轴承10000型23系列，根据轴的结构和最小轴的直径大小，查表20.6-17（GB/T281-1994）选用2310型深沟球轴承：mm，所以，mm，根据轴承的右端采用套筒定位，取轴肩高度h=4mm,所以mm.处安装惰轮，惰轮采用轴肩定位，轴肩的高度轴环处直径，=68mm。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56.51mm，为了使套筒端面可靠地压紧惰轮，故取mm。mm装配总长： L=

37、238.5mmmm3) 惰轮的的周向定位采用平键，按mm查文献10表9-14（GB/T1095-1979）取得：。4.轴6的设计计算轴6的功率，转速，扭矩分别为：=0.648kw, =25r/min, =247.536N.m1.确定轴的最小直径先按式15-2初步估算轴的最小直径。选轴的材料为45钢调质处理。根据表15-3，取，于是得mm2.轴的结构设计图3.9 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，故选用深沟球轴承10000型23系列，根据轴的结构和最小轴的直径大小，查文献14表20.6-17

38、（GB/T281-1994）选用2310型深沟球轴承：，所以，mm，根据轴承的右端采用套筒定位，取轴肩高度h=4mm,所以mm.处安装链轮，链轮采用轴肩定位，轴肩的高度轴环处直径，=68mm。（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56.51mm，为了使套筒端面可靠地压紧链轮，故取mm。mm装配总长：L=238.5mm mm( 3 ) 链轮的的周向定位采用平键，按mm，查文献9表9-14（GB/T1095-1979）取得：。3.4.7 轴的校核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是由链传动的有效圆周力，链的离心力引起的拉力以及链条松垂度引起的悬重拉力三部分组成的。由文献10