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2011 屆本科畢業(yè)設計(論文)
外文文獻翻譯
學 院： 機械工程學院
專 業(yè)： 機械工程及自動化(機械制造)
姓 名： 楊 堯
學 號： 070607109
(用外文寫)
外文出處： CHINESE JOURNAL OF
MECHNICAL ENGINEERING
Vol.22，No.5,2009
附 件： 1.外文資料翻譯譯文2.外文譯文
附件1：外文資料翻譯譯文
基于范例推理的兩級齒輪減速器設計系統(tǒng)的研究
Ji Aimin1，2，*HUANG Quansheng1，XU Huanmin1，andCHEN Zhengming3
1 College ofMechanical and Electrical Engineering,Hohai University,Changzhou 213022，China
2 StateKeyLab ofCAD&CG,Zh~iang University,Hangzhou 310058,China
3 College ofComputer and Information Engineering,Hohai University,Changzhou 213022，China
Received November 18，2008；revised May 22，2009；accepted August 10，2009；published electronically August 14，2009
摘要：兩級齒輪減速器的設計是一個繁瑣并且耗時的過程。為了提高設計過程的效率和智能化，兩級齒輪減速器的設計應用了基于范例推理（CBR）技術。首先，分析兩級齒輪減速器目前的設計理論并描述CBR的原則。第二，根據(jù)減速器的特點，研究CBR的三項關鍵技術并提供如下相關理論：(a)一個面向?qū)ο蟮闹R表示方法 （b）一種與鄰近歸納索引相結合的檢索方法 （c）一個結合基于人工修正規(guī)則修正的自適應算法案例。同樣，為了提高案例檢索的可信度，出現(xiàn)了一種新的確定特征權重的方法和一種相似的算法，即一種帶有層次分析法（AHP）的組合加權法和粗糙集理論。最后根據(jù)上面的分析結果，基于CBR的兩級齒輪減速器設計系統(tǒng)由VC++，UG和Access2003開發(fā)完成。該項研究提供了一種設計兩級齒輪減速器的新方法。如果上述開發(fā)的系統(tǒng)應用于設計兩級齒輪減速器，設計的效率將會得到提高，這使得設計者能夠從齒輪減速器繁瑣的設計中解脫出來，以便于將更多的努力放在創(chuàng)新設計上，該研究結果充分體現(xiàn)了在設計機械零件過程中，CBR技術的可行性和有效性。
關鍵詞：兩級齒輪減速器，基于范例推理（CBR），特征權重，相似性
1 簡介
傳統(tǒng)的兩級齒輪減速器的設計方法是一個相當耗時的過程。甚至目前CAD都被應用于其設計過程，傳統(tǒng)設計方法的局限至今仍沒有得到消除。為了改變這種情況，許多人已經(jīng)做了關于減速器設計方法的研究，主要包括減速器的參數(shù)化設計和專家系統(tǒng)（ES）。這兩種方法都有其各自的缺點：在參數(shù)化設計中需要考慮每個部件之間的關系，因為一個參數(shù)的變化可能使得減速器的參數(shù)或是結構發(fā)生變化，這就要求設計師來熟悉減速器，并能使用設計軟件包括參數(shù)化設計的功能。此外在減速器的專家系統(tǒng)中知識的獲取是非常困難的，這是因為一些專家的知識很難用規(guī)則來表達?；诜独评恚–BR）可以改善這兩種缺點。在CBR中一個新的案例是在一個即存的案例的基礎上完成的，所以新的案例可以通過修改某些部分或直接使用即存案例，并且由于在CBR中基本的知識就是案例，因此案例的獲取要比規(guī)則的獲取容易的多[1-2]。事實上，案例通常要比規(guī)則或是模型提供更多的信息[3]。SUN， et al[4]開發(fā)了一個基于CBR的智能夾具設計系統(tǒng)。KW0NG, et al[5]，介紹了一種由先進的CBR系統(tǒng)來確定適當?shù)淖⑺軈?shù)的方法。LIU, et al[6]，提出了一種與聚類技術相結合的檢索算法來定位在基礎案例中的個案，并且給出了一個基礎案例來說明CBR系統(tǒng)在機械設計中的可行性。PETER[7]開發(fā)了一種在接觸力學領域?qū)ν评眍A處理階段的工程分析提供智力支持的自動化知識系統(tǒng)。XIONG，et al[8]提供了一個基于CBR的既實用又有創(chuàng)意的概念設計方法，其體現(xiàn)了工業(yè)設計方面的知識。這個系統(tǒng)縮短了概念設計的過程，幫助設計者們，并為后續(xù)開發(fā)提供了一個案例。然而上述成果更注重于CBR的基礎研究而不是與機械產(chǎn)品相結合的CBR技術。因此，我們以兩級齒輪減速器為例，對基于CBR的機械零件加工工藝進行討論。
2 CBR的關鍵技術
CBR是一種類似或類比的方法。當一個CBR系統(tǒng)解決一個新問題，它會從先前的案例中重新獲取一個或多個與新問題最相似的案例，并且在修改的情況下，使其滿足新的情況。CBR的流程被顯示在Fig.1中。根據(jù)CBR的流程，基于案例推理（CBR）的產(chǎn)品設計系統(tǒng)的發(fā)展需要解決一些問題，包括案例描述，案例檢索，案例修正，案例研究和案例庫維護，其中案例描述，案例檢索以及案例修正被稱作三大關鍵技術。
案例描述是指那些案例以一些電腦能夠識別的傳統(tǒng)標志，并按照數(shù)據(jù)結構進行編碼的功能。案例可以由一些方法進行描述，其中包括幀、對象謂語、語義網(wǎng)絡和規(guī)則等等，其中幀和對象謂語是最常用的方法。
案例檢索是一個按照特征參數(shù)索引值及其相似性來發(fā)現(xiàn)一個相關聯(lián)的案例或是更多類似的案例。Ref[9]將案例檢索分作三個部分：特征識別、初步匹配以及最優(yōu)選擇。而本文將案例檢索分作四部分：關鍵特征的提取、特征識別、初步匹配和最優(yōu)選擇。數(shù)據(jù)采集的觀測資料通常包括許多特征屬性，而有些屬性卻與數(shù)據(jù)采集無關。那些不相關的屬性會影響數(shù)據(jù)采集的效率。去除無關的屬性可以改善數(shù)據(jù)采集的效率，使數(shù)據(jù)采集的結果更容易理解。關鍵特征提取的目的是為了從案例庫中提取關鍵特性來確立有效的指標。特征識別的目的是要選出新案例的關鍵特征。特征識別常指關鍵特征的提取。由于其包含了豐富的特征屬性，兩級齒輪減速器的關鍵特征的提取便更為重要。這些典型的實例檢索方法包括最鄰近法，索引歸納法，信息導引法，信息神經(jīng)元索引法和模板檢索法。
3 基于案例推理（CBR）的兩級齒輪減速器的設計
3.1 案例庫的建立
3.1.1 案例描述
本文使用的是面向?qū)ο髮拥囊粋€案例表示模型[11-12]，這向上一層的軟件提供了一個統(tǒng)一的面向?qū)ο蟮臄?shù)據(jù)模型，即，提供各式面向?qū)ο蟮母拍?、?shù)據(jù)結構、操作維護和靈活性的擴張，并給出了具體的關系保護模型，并按照映射原理和轉(zhuǎn)換機理建立一個透明的對象，并對其進行合理且有效的管理。映射原理的對象模型是上一層面向?qū)ο蟮臄?shù)據(jù)模型和底層數(shù)據(jù)庫的關系模型之間的一種轉(zhuǎn)換關系。對象模型層，數(shù)據(jù)庫，以及其他功能模型間的關系顯示在Fig.2上。
兩級齒輪減速器是一個復雜的組合，為了案例表述的方便，我們將兩級齒輪減速器分成五個組件類和兩個部分組。
五個組件類是由高速齒輪組、低速齒輪組、高速軸和軸承、中速軸和軸承以及低速軸和軸承，兩個部分組是箱體蓋和箱體。這些組件類可以拆分成部分組。最終每個部分組將會映射到其潛在關系數(shù)據(jù)庫中的位置。因此兩級減速器的對象知識模型顯示在Fig.3中。
3.1.2 案例庫的建立
根據(jù)Fig.3中顯示的兩級減速器的案例表述模型，兩級齒輪減速器的特征屬性值和他們的成分都投射到數(shù)據(jù)庫的底層，從而建立了案例庫。在底層的數(shù)據(jù)庫中，每個目錄都包括了“案例序號”。這種關系在每個部分的映射表和減速器的映射表之間由“案例序號”來建立的。Fig.4顯示了在兩級齒輪減速器的數(shù)據(jù)庫軟件的案例庫儲存模式是屬于Access的。由于空間有限，本文并不細述部分組在Access中的儲存模式。
3.2 案例檢索
本文運用的是最鄰近法和索引歸納法相結合的檢索方法，這是因為兩級齒輪減速器設計是一個有著長時期的經(jīng)驗過程，而且是在兩級齒輪減速器包括多種案例的情況下。因此最好使用索引歸納法來進行完整的檢索，并且使用最鄰近法來得到一個良好的
檢索。Fig.5顯示了詳細的檢索過程?，F(xiàn)在本文將依次描述基于案例推理的二級齒輪減速器設計的案例檢索的子過程和方法。
3.2.1關鍵特性的提取
源案例庫的特征是在關鍵特性的提取之前就得到預處理。 （1）數(shù)據(jù)的預處理。定量參數(shù)的離散歸一化的處理過程是通過相同頻率的區(qū)間轉(zhuǎn)化為定性參數(shù)[13]。等頻率區(qū)間處理的原理是為了在每個小的區(qū)間擁有大部分相同數(shù)量的數(shù)據(jù)時，將原區(qū)間分為N個小區(qū)間（N是由用戶提供的離散數(shù)據(jù)）。第一個和最后一個區(qū)間在本文中將會得到延長：第一個區(qū)間的上限值改到零，最后一個區(qū)間的下限改為無窮，這是為了確保一個新案例的屬性值能有新的區(qū)間與之對應，因為基于案例推理（CBR）是一個不斷研究的過程（案例的數(shù)量將會不斷增加），并且避免在增加一個新的案例和檢索新的案例而不超過源案例庫的屬性值時，將小的區(qū)間再次分割。N個區(qū)間被標識為0,1,2,3，···，n-1。定性特征屬性以升序或是降序被分配到區(qū)間[0,1]中。例如，“精密級減速器”有三個可供用戶選擇的源案例庫：類7，類8和類9。類7,8,9分別按照上述方法表示為1，0.5，0.屬性值的布爾屬性也很容易確定，相同的是1，不相同的是0。
（2）關鍵特性的選擇。這些清晰的無關的特征在數(shù)據(jù)采集中并沒有被直接考慮到。然而許多特征在數(shù)據(jù)采集中的重要性卻很難被認識到。這些特征是由有效的策略選擇出來的。另一方面本文使用決策樹技術按照信息量來選擇關鍵特性。決定指數(shù)樹是由關鍵特征建立的。該算法得到的信息可以用作決策屬性的參考。兩級減速器的關鍵特性選擇如下。Table.1給出了源案例庫。
首先，數(shù)據(jù)采集中顯著的無關特性會被直接剔除。其他由離散歸一化處理的特性轉(zhuǎn)化成了定性屬性，然后按照上述算法的信息增益進行挑選。其次，根據(jù)上述的等頻率區(qū)間，傳遞功率的屬性大致可以非為三個小區(qū)間：（0,10），[10,20]，（20，+∞）。定性數(shù)值的范圍分別表示為0,1,2。傳動比，壽命以及傳遞效率的屬性被分作幾個相對應的小區(qū)間（傳動比：（0,15），和（15，+∞）；壽命：（0,350000），（350000,420000）和（42000，+∞）；傳遞效率：（0，0.94）和（0.94,1））。每個數(shù)字范圍區(qū)間都由0,1…按照順序進行排列。齒輪傳動的布局的屬性被分為兩類。已成型的用0表示，還在加工的用1表示。離散化處理的結果見Table.2。
排列形式的屬性被看作識別屬性，而其他屬性被看作決策屬性。按照識別屬性，案例庫被分為兩類（m=2）。第一類由六個案例組成，其排列形式是擴大形式（r1=6），而第二類是由其他案例所組成，這些案例的排列形式是同軸形式（r2=4）。根據(jù)信息增益算法，很容易獲得以下信息增益的所有屬性：Gp=0.29，Gt=0.12，GLh=0.29，Gη=0.01；這里，Gp表示的是傳遞功率的增益，Gi表示傳動比的增益，GLh表示壽命的增益，Gη表示傳動效率的增益。因此傳遞功率，傳動比和壽命的屬性都可以以關鍵特性形式從所有特征屬性值中獲得。
3.2.1 初步匹配
初步匹配是這么一個過程，即從案例庫中選出與當前設計實例相關的一組案例。這個過程是由所有關鍵特征和決策信息增益計算所建立的索引表所實現(xiàn)的。建立的索引表在Fig.6中顯示出來。案例的初步匹配完全是在索引表的基礎上建立起來的。
3.2.2 最優(yōu)選擇
最優(yōu)選擇是從初步匹配的案例中選出最佳案例的過程。最優(yōu)案例是由最鄰近法選擇的，所以它對關鍵特征權重的計算和案例相似性的是不可缺少的。
（1） 特征權重
特征權重是被用來計算特征的重要性。它可以影響邏輯結果的準確性。根據(jù)原始信息源，確定特征權重的方法被分為兩類：主觀法和客觀法。主觀法的信息來自于專家的經(jīng)驗，而客觀發(fā)的信息來自于原始的統(tǒng)計數(shù)據(jù)。兩類方法中具有代表性的方法是層次分析法（AHP）[14-15]和粗糙集理論[12]。層次分析法（AHP）是一種決策問題被分為一些包括目標、規(guī)則、工程等的一些層次的決策方法，并且定性分析法和定量分析法是可以被引導的。使αij表示特征i與特征j比較的重要性的度量。由層次分析法（AHP）得到的特征i的權重ω1i可以由下面這個公式計算得到。
粗糙集理論是一種針對知識分類的數(shù)據(jù)推理方法，主要適用于分析知識簡約性和特征屬性之間的可靠性，并且能解決特征屬性權重的相似性度量的問題。按照特定分類，它能通過既存信息來評判所有特征的重要性。關于權重計算的相關公式如下：
這里 γ（C,D）—屬性即C和D的可靠度
|POS（C,D）|—合集中要素的序號
SGF（a，C,D）—屬性a屬性集D的重要性，a屬于C
SGF(C-{i},D)—屬性i的重要程度
ω2i—由粗糙集理論獲得的特征i的權重
本文運用一種層次分析法（AHP）和粗糙集理論相結合的方法來彌補兩種方法的缺點。這種聯(lián)合法是根據(jù)線性疊加原理進行組合。這種物質(zhì)合并方式顯示在公式(5)中。
這里 ω1i—按照層次分析法獲得的特征權重
ω2i—按粗糙集理論獲得的特征權重
α—系數(shù)
根據(jù)合并的方法，減速器關鍵特征的三個權重如傳遞功率的屬性，ω1=0.52；傳動比的屬性，ω2=0.28；壽命屬性，ω3=0.20（假設α=0.5）
（2）相似性
兩級齒輪減速器的特征值是由定性參數(shù)和定量參數(shù)組成的。本文運用公式（6）和（7）來計算定量特征的相似性[16]，而定性特征的相似性和布爾特性的有兩個條件：0（不同的）或者1（相同的）。所以本文提出了一種新的關于案例相似性的算法，表示如下。
相關距離：
特征相似性：
兩個案例間的相似性：
這里 dink—案例n和案例k的第i個屬性間的相關距離，
Vni—案例n的第i個屬性的特征值，
Vki—案例k的第i個屬性的特征值，
SDink —案例n和案例k第i個屬性的相似性，
sim（n，k）—案例n和案例k的相似性，
ωt—第i個特征的權重，
n—特征序號。
假設設計其設計條件顯示于Table.3中的兩級齒輪減速器，和檢索顯示在Table.4中的兩個案例。
每個關鍵特征權重分別為0.52，0.28，0.20。案例的相似性可以按照下列公式（6）-（8）計算得到 。
3.3 案例修正
本文應用結合修改規(guī)則和人工修改的方法來修正案例。Fig.7給出了案例修正的流程。規(guī)則包括經(jīng)驗公式，計算公式。例如，小齒輪通常是指齒寬在5-10mm的齒輪。而且條件限制是進行設計可行性評價的主要措施，正如齒輪接觸疲勞強度的檢驗公式，以及齒根彎曲疲勞強度等等。
4 系統(tǒng)開發(fā)
基于CBR的第二類箱體減速器設計系統(tǒng)的流程顯示在Fig.8中?；贑BR的兩級減速器的設計系統(tǒng)常使用VC++，UG和Access2002作為工具進行開發(fā)，這包括五個模塊：文件管理、案例檢索、案例修正、進入UG還有幫助模塊，如Fig.9所示。文件管理模塊是用來管理與案例相關文件的。案例檢索模塊是用來檢索案例和檢查被檢索到的案例的信息。案例修正模塊是用來按照案例序號修改檢索到的案例的。進入UG模塊是用來從案例庫中調(diào)用修改的參數(shù)和通過由ODBC技術及UG/Open++工具開發(fā)的及系統(tǒng)來完成三維建模。
下面的一個實際的例子被給來詮釋基于CBR系統(tǒng)的運行過程。假設設計一個二級齒輪減速器，而它的設計需要有：傳遞功率 5.36kw，傳動比為11.06，壽命為310 000h。該系統(tǒng)的運行過程如下。
（1）如Fig.10的登錄主界面所示，是進入該系統(tǒng)和輸入用戶名和密碼。
（2）Fig。11顯示的是輸入檢索條件來檢索案例，并選出最相似的案例來檢查其信息。從檢索結果中選擇案例3，是因為它的相似性最大。按照分析，我們很容易發(fā)現(xiàn)案例3和準備設計的案例的偏差小于5%。所以案例3可以作為新設計的結果。
如果檢索結果和將要設計的案例間的偏差大于5%，檢索的結果便需要修正。案例修正包括全部修正和局部修正。當最大相似性的檢索結果和將被設計的案例之間的傳遞功率屬性的偏差大于5%時，它表示沒有最佳的相似案例，這就需要重新設計。在完成設計使，需要確定新案例的相對索引值，并且新案例將被保存在案例庫中作為下一次檢索的源案例。上述過程被稱作案例研究。單最大相似性檢索結果和將要設計的案例間傳遞功率的屬性偏差小于5%，其他兩種屬性偏差可以超過允許的偏差范圍，我們通過調(diào)整齒輪傳動比和相關齒輪參數(shù)來完成案例。調(diào)整原則是在保證其他部分參數(shù)不變的情況下，修改齒輪組和支撐軸的參數(shù)。并有必要檢查修改后的齒輪組和軸的強度。按照合并規(guī)則，即檢查齒輪疲勞強度公式，檢查軸的疲勞強度公式，以及人工修改等規(guī)則檢索出的案例中，這些部分將被修正。最后，修正的案例將保存在案例庫中。例如，給出的設計數(shù)據(jù)是傳遞功率6.50kw，傳動比11.07，壽命310 000h。案例3被檢索到。眾所周知，通過計算檢索到的案例和將被設計的案例間傳遞功率的誤差是21.95%，這超出了誤差范圍5%。這就意味著案例3需要修正。修正的部分如Fig.12所示。
完成修正后，UG軟件是通過進入UG模塊運行的，而三位建模是通過使用UG二次開發(fā)程序來獲得修正模塊的相關參數(shù)。修正齒輪的參數(shù)在Fig.13中列出。
最后，修正的部分保存在案例庫中。在Fig.14中的對話框中輸入案例的名稱，其這部分的命名原則在界面的注意事項可見。
5 結束語
（1）兩級齒輪減速器的案例由面向?qū)ο蟮男畔⒛Ｐ蛠肀硎镜模@使得減速器表達的信息更為便利和準確，并且有利于案例檢索。
（2）根據(jù)二級齒輪減速器設計的實際情形，我們提倡結合層次分析法（AHP）和粗糙集理論得到的組合加權法，這可以提高案例檢索的可信度。
（3）基于CBR的兩級齒輪減速器設計系統(tǒng)已成功地開發(fā)出來。這個系統(tǒng)使得二級齒輪減速器設計更為容易，快速和更加的智能。這種途徑可作為CBR中其他組件開發(fā)的參考。案例庫中擁有足夠的案例是基于CBR的兩級減速器設計系統(tǒng)運行的先決條件。如果特定的兩級減速器的設計要求得到滿足，相關的案例必須添加到案例庫中。
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作者簡介
JI Aimin．born in 1965．is currently a professor and a master
candidate supervisor in College of M echanical and Electnca1
Engineering．Hohai University,China．a(chǎn)nd State Key Lab of CAD&CG．Zheiiang University,China．He received his PhD degree from University of Science and Technology of China in
2001． His research interests include digital design and
manufacturing，Coriolis mass flow measurement system，etc．
Te1：+86-519—85l91959；E-mail：jam@ustc．edu
HUANG Quansheng，born in 1983，is currently a master
candidate in College of M echanical and Electrical Engineering，
Hohai University,China．E—mail：huanquans@126．com
XU Huanmin．born in 1974。is currently a lecmrer in College of
M echanical and Electrical Engineering，Hohai University,China．She received her PhD degree from Nanjing University of Scienceand Technology,China，in 2008．Her research interests includeprocess reasoning based on mathematical logic decision-makinglogic method，etc．
E-mail：alexandra xu2003( vahoo．corn．cn)
CHEN Zhengming，born in 1965，is currently a professor and a
PhD candidate supervisor in College of Computer and
Information Engineering，Hohai University,China．He received
his PhD degree from Zhejiang University,China，in 2001．His
research interests include in feature modeling and recognition，CAD／CAM integration，etc．
E-mail：zmchen@hhuc．edu．cn
附件2：外文原文
指導教師評語：
簽名：
年 月 日
備注：畢業(yè)論文、開題報告、文獻綜述封面填寫要求：漢字用宋體，三號，阿拉伯數(shù)字用Times New Roman字體，三號，日期格式為：2007-05-12，字體Times New Roman，三號，對齊方式為橫線居中。
目 錄
目 錄 ……………………………………………………………… 1
第一章 前言 ……………………………………………………………….… 2
第二章 計算說明 …………………………………………… ……… 3
2.1.1傳動方案擬定…………….……………………………… … 3
2.1.2電動機的選擇……………………………………..…..……….3
2.1.3 確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比………….…..……5
2.1.4傳動裝置的運動和動力設計……………………………………5
2.2 普通V帶的設計…………………………………………………. 7
2.3 齒輪傳動的設計……………………………………..………….. 11
2.4 傳動軸的設計………………………….………….……………..14
2.5箱體的設計………..…………………….……………………….21
2.6 鍵連接的設計…………………………………………………… 23
2.7 滾動軸承的設計………………………………….……………… 24
2.8 潤滑和密封的設計………………………………..……………… 25
2.9 聯(lián)軸器的選擇…………………………….……………………… 25 第三章 軸的數(shù)控加工與編程……………………………………… 27
3.1.1軸的加工參數(shù)及工藝分析……………………………....... … 27
3.1.2 加工程序的編制…………………………………………………… 28
設計小結….…………………………………………………....……. 32
參考文獻…...……………………………………………………...… 33
附錄(程序)…..………………………………………………….…… 34
一、前 言
當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。減速器與電動機的連體結構，也是大力開拓的形式，并已生產(chǎn)多種結構形式和多種功率型號的產(chǎn)品。近十幾年來,由于近代計算機技術與數(shù)控技術的發(fā)展，使得機械加工精度，加工效率大大提高，從而推動了機械傳動產(chǎn)品的多樣化，整機配套的模塊化，標準化，以及造型設計藝術化，使產(chǎn)品更加精致，美觀化。
在21世紀成套機械裝備中,齒輪仍然是機械傳動的基本部件。CNC機床和工藝技術的發(fā)展,推動了機械傳動結構的飛速發(fā)展。在傳動系統(tǒng)設計中的電子控制、液壓傳動、齒輪、帶鏈的混合傳動,將成為變速箱設計中優(yōu)化傳動組合的方向。在傳動設計中的學科交叉,將成為新型傳動產(chǎn)品發(fā)展的重要趨勢。
關鍵字：減速器 軸承 齒輪 機械傳動
二、計算說明
2.1.1傳動方案擬定
設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動
１、工作條件：使用年限10年，工作為兩班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境為室內(nèi)清潔，最高溫度40度；一般機械廠制造，中批量生產(chǎn)。
２、原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=2500N；
帶速V=1.5m/s；
滾筒直徑D=400mm；
方案擬定：
采用Ｖ帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉(zhuǎn)矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。
1.電動機 2.V帶傳動 3.圓柱齒輪減速器
4.連軸器 5.滾筒 6.運輸帶 2.1.2電動機選擇
1、電動機類型和結構的選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。
2、電動機容量選擇：
電動機所需工作功率為：
式（1）：Ｐd＝ＰＷ／ηa (kw)
由式(2)：ＰＷ＝ＦV/1000 (KW)
因此 Pd=FV/1000ηa (KW)
由電動機至運輸帶的傳動總效率為：
η總=η１×η２３×η３×η４×η5
式中：η1、η2、η3、η4、η5分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。
取η１=0.96，η２＝0.98，η３＝0.97，η４＝０.９７
則： η總=0.96×0.98３×0.97×0.99×0.96
=0.83
所以：電機所需的工作功率：
Pd = FV/1000η總
=(2500×1.5)/(1000×0.83)
= 4.52(kw)
3、確定電動機轉(zhuǎn)速
卷筒工作轉(zhuǎn)速為：
n卷筒＝60×1000·V/（π·D）
=(60×1000×1.5)/（400·π）
=71.66 r/min
根據(jù)手冊Ｐ７表１推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍Ｉ’=3～６。
?。謳鲃颖龋桑薄?２～４ 。則總傳動比理論范圍為：Ｉa’＝1６～２４。
故電動機轉(zhuǎn)速的可選范為
N’d=I’a×n卷筒
=(16～24)×71.66
=1146.5～1719.7 r/min
則符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：960r/min和1500r/min
根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由相關手冊查出三種適用的電動機型號：（如下表）
方案 電 動機 型號 額定功率 電動機轉(zhuǎn)速(r/min) 電動機重量 N 參考價格 傳動裝置傳動比 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 總傳動比 V帶傳動 減速器
1 Y132S-4 5.5 1500 1440 650 1200 18.6 3.5 5.32
2 Y132M2-6 5.5 1000 960 800 1500 12.42 2.8 4.44
3 Y160M2-8 5.5 750 720 1240 2100 9.31 2.5 3.72
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器傳動比，可見第2方案比較適合。因此選定電動機型號為Y132M2-6。
2.1.3確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比：
由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n
1、可得傳動裝置總傳動比為：
ia=nm/n=nm/n卷筒=960/71.66=13.40
總傳動比等于各傳動比的乘積
分配傳動裝置傳動比
ia=i0×i （式中i0、i分別為帶傳動 和減速器的傳動比）
2、分配各級傳動裝置傳動比：
根據(jù)指導書P7表1，取i0=2.8（普通V帶 i=2～4）
因為： ia＝i0×i
所以： i＝ia／i0
＝13.40/2.8
＝4.78
2.1.4、傳動裝置的運動和動力設計：
將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為Ⅰ軸，Ⅱ軸，......以及
i0,i1，......為相鄰兩軸間的傳動比
η01，η12，......為相鄰兩軸的傳動效率
PⅠ，PⅡ，......為各軸的輸入功率 （KW）
TⅠ，TⅡ，......為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （N·m）
nⅠ,nⅡ,......為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （r/min）
可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù)
1、運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算
1）計算各軸的轉(zhuǎn)數(shù)：
Ⅰ軸：nⅠ=nm/ i0
=960/2.8=342.86 （r/min）
Ⅱ軸：nⅡ= nⅠ/ i1
=324.86/4.78=67.96 r/min
卷筒軸：nⅢ= nⅡ
2）計算各軸的功率：
Ⅰ軸： PⅠ=Pd×η01 =Pd×η1
=4.52×0.96=4.34（KW）
Ⅱ軸： PⅡ= PⅠ×η12= PⅠ×η2×η3
=4.34×0.98×0.97
=4.12KW）
卷筒軸： PⅢ= PⅡ·η23= PⅡ·η2·η4
=4.12×0.98×0.99=4（KW）
計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：
電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩為：
Td=9550·Pd/nm=9550×4.52/960
=44.96 N·m
Ⅰ軸： TⅠ= Td·i0·η01= Td·i0·η1
=44.96×2.8×0.96=120.86N·m
Ⅱ軸： TⅡ= TⅠ·i1·η12= TⅠ·i1·η2·η4
=120.86×3.59×0.98×0.99=420.97 N·m
卷筒軸輸入軸轉(zhuǎn)矩：T Ⅲ= TⅡ·η2·η4
=410.87 N·m
計算各軸的輸出功率：
由于Ⅰ～Ⅱ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：
故： P’Ⅰ=PⅠ×η軸承=4.34×0.98=4.25 KW
P’Ⅱ= PⅡ×η軸承=4.12×0.98=4.04 KW
計算各軸的輸出轉(zhuǎn)矩：
由于Ⅰ～Ⅱ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則：
T’Ⅰ= TⅠ×η軸承
=120.86×0.98=118.44 N·m
T’ Ⅱ= TⅡ×η軸承=420.97×0.98=412.55 N·m
2.2、 V帶的設計
1）選擇普通V帶型號
由PC=KA·P=1.1×5.5=6.05（ KW）
根據(jù)課本P134表9-7得知其交點在A、B型交界線處，故A、B型兩方案待定：
方案1：取A型V帶
確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速：
則取小帶輪 d1=100mm
d2=n1·d1·(1-ε)/n2=i·d1·(1-ε)
=2.8×100×(1-0.02)=274.4mm
由表9-2取d2=274mm (雖使n2略有減少，但其誤差小于5%，故允許)
帶速驗算： V=n1·d1·π/（1000×60） =960×100·π/（1000×60）
=5.024 m/s
介于5~25m/s范圍內(nèi)，故合適
確定帶長和中心距a：
0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2）
0.7×（100+274）≤a0≤2×（100+274）
262.08 ≤a0≤748.8
初定中心距a0=500 ，則帶長為
L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0)
=2×500+π·（100+274）/2+（274-100）2/(4×500)
=1602.32 mm
由表9-3選用Ld=1400 mm的實際中心距
a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1400-1602.32)/2=398.84 mm
驗算小帶輪上的包角α1
α1=180-(d2-d1)×57.3/a
=180-(274-100)×57.3/398.84=155.01>120 合適
確定帶的根數(shù)
Z=PC/（(P0+△P0)·KL·Kα）
=6.05/（（0.95+0.11）×0.96×0.95）
= 6.26
故要取7根A型V帶
計算軸上的壓力
由書9-18的初拉力公式有
F0=500·PC·（2.5/Kα-1）/z· c+q· v2
=500×6.05×（2.5/0.95-1）/（7×5.02）+0.17×5.022
=144.74 N
由課本9-19得作用在軸上的壓力
FQ=2·z·F0·sin(α/2)
=2×7×242.42×sin(155.01/2)=1978.32 N
方案二：取B型V帶
確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速：
則取小帶輪 d1=140mm
d2=n1·d1·(1-ε)/n2=i·d1·(1-ε)
=2.8×140×(1-0.02)=384.16mm
由表9-2取d2=384mm (雖使n2略有減少，但其誤差小于5%，故允許) 帶速驗算： V=n1·d1·π/（1000×60）
=960×140·π/（1000×60）
=7.03 m/s
介于5~25m/s范圍內(nèi)，故合適
確定帶長和中心距a：
0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2）
0.7×（140+384）≤a0≤2×（140+384）
366.8≤a0≤1048
初定中心距a0=700 ，則帶長為
L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0)
=2×700+π·（140+384）/2+（384-140）2/(4×700)
=2244.2 mm
由表9-3選用Ld=2244 mm的實際中心距
a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2244-2244.2)/2=697.9mm
驗算小帶輪上的包角α1
α1=180-(d2-d1)×57.3/a
=180-(384-140)×57.3/697.9=160.0>120 合適
確定帶的根數(shù)
Z=PC/（(P0+△P0)·KL·Kα）
=6.05/（（2.08+0.30）×1.00×0.95）
= 2.68
故取3根B型V帶
計算軸上的壓力
由書9-18的初拉力公式有
F0=500·PC·（2.5/Kα-1）/z· c+q· v2
=500×6.05×（2.5/0.95-1）/（3×7.03）+0.17×7.032
=242.42 N
由課本9-19得作用在軸上的壓力
FQ=2·z·F0·sin(α/2)
=2×3×242.42×sin(160.0/2)
=1432.42 N
綜合各項數(shù)據(jù)比較得出方案二更適合帶速驗算： V=n1·d1·π/（1000×60）
=960×140·π/（1000×60）
=7.03 m/s
介于5~25m/s范圍內(nèi)，故合適
確定帶長和中心距a：
0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2）
0.7×（140+384）≤a0≤2×（140+384）
366.8≤a0≤1048
初定中心距a0=700 ，則帶長為
L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0)
=2×700+π·（140+384）/2+（384-140）2/(4×700)
=2244.2 mm
由表9-3選用Ld=2244 mm的實際中心距
a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2244-2244.2)/2=697.9mm
驗算小帶輪上的包角α1
α1=180-(d2-d1)×57.3/a
=180-(384-140)×57.3/697.9=160.0>120 合適
確定帶的根數(shù)
Z=PC/（(P0+△P0)·KL·Kα）
=6.05/（（2.08+0.30）×1.00×0.95）
= 2.68
故取3根B型V帶
計算軸上的壓力
由書9-18的初拉力公式有
F0=500·PC·（2.5/Kα-1）/z· c+q· v2
=500×6.05×（2.5/0.95-1）/（3×7.03）+0.17×7.032
=242.42 N
由課本9-19得作用在軸上的壓力
FQ=2·z·F0·sin(α/2)
=2×3×242.42×sin(160.0/2)
=1432.42 N
綜合各項數(shù)據(jù)比較得出方案二更適合
d0
d
H
L
2.3、齒輪傳動的設計：
(1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。
小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪的材料為45號鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為250HBS，大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為200HBS。
齒輪精度初選8級
(2)、初選主要參數(shù)
Z1=20 ，u=4.5
Z2=Z1·u=20×4.5=90
取ψa=0.3，則ψd=0.5·（i+1）·=0.675
（3）按齒面接觸疲勞強度計算
計算小齒輪分度圓直徑
d1≥
確定各參數(shù)值
載荷系數(shù) 查9.55×106×4.23/342.86課本表6-6 取K=1.2
小齒輪名義轉(zhuǎn)矩
T1=9.55×106×P/n1=
=1.18×105 N·mm
材料彈性影響系數(shù)
由課本表6-7 ZE=189.8
區(qū)域系數(shù) ZH=2.5
重合度系數(shù)
εt=1.88-3.2·（1/Z1+1/Z2）
=1.88-3.2×（1/20+1/90）=1.69
Zε=
許用應力 查課本圖6-21（a）
查表6-8 按一般可靠要求取SH=1
則
取兩式計算中的較小值，即［σH］=560Mpa
于是 d1≥
=
=52.82 mm
(4)確定模數(shù)
m=d1/Z1≥52.82/20=2.641
取標準模數(shù)值 m=3
(5) 按齒根彎曲疲勞強度校核計算
校核
式中 小輪分度圓直徑d1=m·Z=3×20=60mm
齒輪嚙合寬度b=Ψd·d1 =1.0×60=60mm
復合齒輪系數(shù) YFS1=4.38 YFS2=3.95
重合度系數(shù)Yε=0.25+0.75/εt
=0.25+0.75/1.69=0.6938
許用應力 查圖6-22（a）
σFlim1=245MPa σFlim2=220Mpa
查表6-8 ，取SF=1.25
則
計算大小齒輪的并進行比較
<
取較大值代入公式進行計算 則有
=71.86<［σF］2
故滿足齒根彎曲疲勞強度要求
（6） 幾何尺寸計算d2=m·Z1=3×90=270 mm
a=m ·（Z1+Z2）=3×（20+90）/2=165 mm
b=60 mm b2=60
取小齒輪寬度 b1=65 mm
（7）驗算初選精度等級是否合適
齒輪圓周速度 v=π·d1·n1/（60×1000）
=3.14×60×342.86/（60×1000）
=1.08 m/s
對照表6-5可知選擇8級精度合適。
2.4齒輪軸的設計
(1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖）
1，5—滾動軸承 2—軸 3—齒輪軸的輪齒段 4—套筒
6—密封蓋 7—軸端擋圈 8—軸承端蓋 9—帶輪 10—鍵
d1=m·(2)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑
選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS
軸的輸入功率為PⅠ=4.32 KW
轉(zhuǎn)速為nⅠ=342.86 r/min
根據(jù)課本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115
d≥
(3)確定軸各段直徑和長度
從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取D1=Φ30mm，又帶輪的寬度 B=（Z-1）·e+2·f
=（3-1）×18+2×8=52 mm
則第一段長度L1=60mm
右起第二段直徑取D2=Φ38mm
根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為30mm，則取第二段的長度L2=70mm
右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6208型軸承，其尺寸為d×D×B=40×80×18，那么該段的直徑為D3=Φ40mm，長度為L3=20mm
右起第四段，為滾動軸承的定位軸徑應小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D4=Φ48mm，長度取L4= 10mm
右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為Φ66mm，分度圓直徑為Φ60mm，齒輪的寬度為65mm，則，此段的直徑為D5=Φ66mm，長度為L5=65mm
右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D6=Φ48mm
長度取L6= 10mm
右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=Φ40mm，長度L7=18mm
(4)求齒輪上作用力的大小、方向
小齒輪分度圓直徑：d1=60mm
作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =1.18×105 N·mm
求圓周力：Ft
Ft=2T2/d2=2×1.18×105/60=1966.67N
求徑向力Fr
Fr=Ft·tanα=1966.67×tan200=628.20N
Ft，F(xiàn)r的方向如下圖所示
（5）軸長支反力
根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =983.33 N
垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0
那么RA’=RB’ =Fr×62/124=314.1 N
（6）畫彎矩圖
右起第四段剖面C處的彎矩：
水平面的彎矩：MC=PA×62=60.97 Nm
垂直面的彎矩：MC1’= MC2’=RA’×62=19.47 Nm
合成彎矩：
（7）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft×d1/2=59.0 Nm
（8）畫當量彎矩圖
因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，α=0.6
可得右起第四段剖面C處的當量彎矩：
（9）判斷危險截面并驗算強度
右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。
已知MeC2=73.14Nm ,由課本表13-1有:
［σ-1］=60Mpa 則：
σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)
=73.14×1000/(0.1×443)=8.59 Nm<［σ-1］
右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面：
σe= MD/W= MD/(0.1·D13)
=35.4×1000/(0.1×303)=13.11 Nm<［σ-1］
所以確定的尺寸是安全的 。受力圖如下
輸出軸的設計計算
(1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖）
1，5—滾動軸承 2—軸 3—齒輪 4—套筒 6—密封蓋
7—鍵 8—軸承端蓋 9—軸端擋圈 10—半聯(lián)軸器
(2)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑
選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS
軸的輸入功率為PⅡ=4.11 KW
轉(zhuǎn)速為nⅡ=77.22 r/min
根據(jù)課本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115
d≥
(3)確定軸各段直徑和長度
從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取Φ45mm，根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩TC=KA×TⅡ=1.3×518.34=673.84Nm，查標準GB/T 5014—2003，選用LXZ2型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=84mm,軸段長L1=82mm
右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取Φ52mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為L2=74mm
右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6211型軸承，其尺寸為d×D×B=55×100×21，那么該段的直徑為Φ55mm，長度為L3=36
右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，大齒輪的分度圓直徑為270mm，則第四段的直徑取Φ60mm,齒輪寬為b=60mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=58mm
右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=Φ66mm ,長度取L5=10mm
右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D6=Φ55mm，長度L6=21mm
(4)求齒輪上作用力的大小、方向
大齒輪分度圓直徑：d1=270mm
作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =5.08×105N·mm
求圓周力：Ft
Ft=2T2/d2=2×5.08×105/270=3762.96N
求徑向力Fr
Fr=Ft·tanα=3762.96×tan200=1369.61N
Ft，F(xiàn)r的方向如下圖所示
（5）軸長支反力
根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。
水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 1881.48 N
垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0
那么RA’=RB’ =Fr×62/124= 684.81 N
（6）畫彎矩圖
右起第四段剖面C處的彎矩：
水平面的彎矩：MC=RA×62= 116.65 Nm
垂直面的彎矩：MC1’= MC2’=RA’×62=41.09 Nm
合成彎矩：
（7）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft×d2/2=508.0 Nm
（8）畫當量彎矩圖
因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，α=0.6
可得右起第四段剖面C處的當量彎矩：
（9）判斷危險截面并驗算強度
右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。
已知MeC2=307.56Nm ,由課本表13-1有:
［σ-1］=60Mpa 則：
σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)
=307.56×1000/(0.1×603)=14.24 Nm<［σ-1］
右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面：
σe= MD/W= MD/(0.1·D13)
=304.8×1000/(0.1×453)=33.45 Nm<［σ-1］
所以確定的尺寸是安全的 。
以上計算所需的圖如下：
2.5箱體結構設計
(1) 窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內(nèi)和潤滑油飛濺出來。
(2) 放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。
(3)油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件。
(4)通氣器減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內(nèi)熱漲氣自由逸出，達到集體內(nèi)外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。
(5)啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結后結合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調(diào)整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調(diào)整。
(6)定位銷 為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該對稱布置。
(7)調(diào)整墊片調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調(diào)整軸承間隙。有的墊片還要起調(diào)整傳動零件軸向位置的作用。
(8)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。
(9)密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內(nèi)。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據(jù)具體情況選用。
箱體結構尺寸選擇如下表：
名稱
符號
尺寸（mm）
機座壁厚
δ
8
機蓋壁厚
δ1
8
機座凸緣厚度
b
12
機蓋凸緣厚度
b 1
12
機座底凸緣厚度
b 2
20
地腳螺釘直徑
df
20
地腳螺釘數(shù)目
n
4
軸承旁聯(lián)結螺栓直徑
d1
16
機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑
d2
12
聯(lián)軸器螺栓d2的間距
l
160
軸承端蓋螺釘直徑
d3
10
窺視孔蓋螺釘直徑
d4
8
定位銷直徑
d
8
df，d1, d2至外機壁距離
C1
26, 22, 18
df， d2至凸緣邊緣距離
C2
24, 16
軸承旁凸臺半徑
R1
24, 16
凸臺高度
h
根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準
外機壁至軸承座端面距離
l1
60，44
大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離
△1
12
齒輪端面與內(nèi)機壁距離
△2
10
機蓋、機座肋厚
m1 ,m2
7， 7
軸承端蓋外徑
D2
90， 105
軸承端蓋凸緣厚度
t
10
軸承旁聯(lián)接螺栓距離
S
盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準，一般s=D2
2.6鍵聯(lián)接設計
1．輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接
此段軸徑d1=30mm,L1=50mm
查手冊得，選用C型平鍵，得：
A鍵 8×7 GB1096-79 L=L1-b=50-8=42mm
T=44.77N·m h=7mm
根據(jù)課本P243（10-5）式得
σp=4 ·T/(d·h·L)
=4×44.77×1000/（30×7×42）
=20.30Mpa < [σR] (110Mpa)
2、輸入軸與齒輪1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接
軸徑d2=44mm L2=63mm TⅠ=120.33N·m
查手冊 選A型平鍵 GB1096-79
B鍵12×8 GB1096-79
l=L2-b=62-12=50mm h=8mm
σp=4 ·TⅠ/（d·h·l）
=4×120.33×1000/（44×8×50）
= 27.34Mpa < [σp] (110Mpa)
3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接
軸徑d3=60mm L3=58mm TⅡ=518.34Nm
查手冊P51 選用A型平鍵
鍵18×11 GB1096-79
l=L3-b=60-18=42mm h=11mm
σp=4·TⅡ/（d·h·l）
=4×518.34×1000/（60×11×42）
=74.80Mpa < [σp] (110Mpa)
十．滾動軸承設計
根據(jù)條件，軸承預計壽命
Lh5×365×8=14600小時
1.輸入軸的軸承設計計算
（1）初步計算當量動載荷P
因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=628.20N
2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值
（3）選擇軸承型號
查課本表11-5，選擇6208軸承 Cr=29.5KN
由課本式11-3有
∴預期壽命足夠
∴此軸承合格
2.輸出軸的軸承設計計算
（1）初步計算當量動載荷P
因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=1369.61N
（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值
（3）選擇軸承型號
查課本表11-5，選擇6211軸承 Cr=43.2KN
由課本式11-3有
∴預期壽命足夠
∴此軸承合格
2.8密封和潤滑的設計
1.密封
由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內(nèi)填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉(zhuǎn)時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。
2．潤滑
(1) 對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度v< 12m/s,采用浸油潤滑，因此機體內(nèi)需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH不應小于30~50mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1KW需油量V0=0.35~0.7m3。
(2) 對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經(jīng)常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。
2.9聯(lián)軸器的設計
（1）類型選擇
由于兩軸相對位移很小，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，且結構簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)。
（2）載荷計算
計算轉(zhuǎn)矩TC=KA×TⅡ=1.3×1022.29=1158.98Nm，
其中KA為工況系數(shù)，由課本表14-1得KA=1.3
（3）型號選擇
根據(jù)TC，軸徑d，軸的轉(zhuǎn)速n， 查標準GB/T 5014—2003，選用LXZ2型彈性柱銷聯(lián)，其額定轉(zhuǎn)矩[T]=1250Nm, 許用轉(zhuǎn)速[n]=3750r/m ,故符合要求。
第三章 軸的數(shù)控加工于編程
3.1.1齒輪軸加工參數(shù)及工藝分析
切削用量的選擇
對于高效率的金屬切削機床加工來說，被加工材料、切削刀具、切削用量是三大要素。這些條件決定著加工時間、刀具壽命和加工質(zhì)量。經(jīng)濟的、有效的加工方式，要求必須合理地選擇切削條件。
在確定每道工序的切削用量時，應根據(jù)刀具的耐用度和機床說明書中的規(guī)定去選擇。也可以結合實際經(jīng)驗用類比法確定切削用量。在選擇切削用量時要充
分保證刀具能加工完一個零件，或保證刀具耐用度不低于一個工作班，最少不低于半個工作班的工作時間。
背吃刀量主要受機床剛度的限制，在機床剛度允許的情況下，盡可能使背吃刀量等于工序的加工余量，這樣可以減少走刀次數(shù)，提高加工效率。對于表面粗糙度和精度要求較高的零件，要留有足夠的精加工余量，數(shù)控加工的精加工余量可比通用機床加工的余量小一些。
在確定切削用量時，要根據(jù)被加工工件材料、硬度、切削狀態(tài)、背吃刀量、進給量，刀具耐用度，最后選擇合適的切削速度。車削加工時的切削條件可參考表4-1
表4-1車削加工時的選擇切削條件的參考數(shù)據(jù)
根據(jù)經(jīng)驗選擇，一般粗車切削深度為2～3mm,半精車切削深度為0.5～2mm，精車切削深度為0.2～0.5mm。本課題所加工的為45鋼，由表可知：切削速度應在70～220mm/min。
用硬質(zhì)合金車刀精車時，一般多采用較高的切削速度。根據(jù)經(jīng)驗,我們選擇Vc=120mm/min.由公式n=1000v/∏dw (dw-未加工工件的直徑)可以計算出,粗車時n=500r/min;精車時n=1200r/min.
車削時主軸轉(zhuǎn)速的確定
主軸轉(zhuǎn)速的確定應根據(jù)被加工部位的直徑，并按照零件和刀具的材料及加工性質(zhì)等條件所允許的切削速度來確定。切削速度可通過計算、查表和實踐經(jīng)驗獲取。表4-2為硬質(zhì)合金外圓車刀切削速度的參考值，可結合實踐經(jīng)驗參考選用。
進給速度的確定
單一方向進給速度包括縱向進給速度和橫向進給速度，其值可通過進給量與主軸轉(zhuǎn)速得到，具體按F= f×n計算（式中：f為進給量，n為轉(zhuǎn)速）。粗車時進給量一般取0.3～0.8mm/r，精車時常取0.1～0.3mm/r，切斷時常取0.05～0.2mm/r。表4-3為硬質(zhì)合金車
刀粗車外圓、端面進給量參考值。
3.1.2加工程序編制
1、(1)粗加工階段
A.毛胚處理 毛胚備料鍛造和正火
B.粗加工 車端面打中心孔和車外圓
這階段的主要目的是：用大量的切削用量切除大部分余量，把毛胚加工至接近工件的最終形狀和尺寸，只留下少量的加工余量。通過這階段還及時發(fā)現(xiàn)鍛件裂紋等缺陷，作出相應措施
(2).半精加工階段
A.半精加工前熱處理 對于45鋼一般采用調(diào)質(zhì)處理以達到HBS235
B.半精加工 半精車外圓
這階段的主要目的是：為精加工作好準備，尤其是為精加工作好基面準備，對一些要求不高的表面，在這個階段達到圖紙規(guī)定的要求。
(3).精加工階段
A.精加工前熱處理 局部高頻淬火
B.精加工前各種加工 粗磨外圓 銑鍵槽
C.精加工 精磨外圓保證齒輪軸表面的精度
這階段的目的是：把各表面部加工到圖紙規(guī)定的要求
2、在兩頂尖間車外圓
工件一端外圓車好后，需將工件調(diào)頭裝夾，為不破壞已加工表面精度，傳動裝置與加工表面要墊銅皮
3、車槽的方法
（1） 車軸肩溝槽 采用等于槽寬的車槽刀，沿著軸肩將槽車出，直到符合圖樣要求為止。
（2） 車非軸肩溝槽 車非軸肩溝槽時，需確定溝槽的位置。確定方法有兩種：一種是用鋼直尺測量槽刀的工作位置，車刀縱向移動，使左側的刀頭與鋼直尺上所需的長度對齊；另一種是利用床鞍或小滑板的刻度盤控制車槽的正確位置。車削方法與車軸肩溝槽基本相同。
（3） 車寬矩形槽 首先確定溝槽的正確位置。常用的方法有刻線痕法和鋼直尺測量法。溝槽位置確定后，可分粗精車將溝槽車至尺寸。粗車一般要分幾刀將槽車出，槽的兩側和槽底要各留0.5mm的精車余量。車最后一刀的同時應在槽底縱向進給一次，將槽底車平整。精車時，應先車溝槽的位置尺寸，然后再車槽寬尺寸，直至符合圖樣要求為止。
加工路線的確定
最短的切削進給路線
切削進給路線最短，可有效提高生產(chǎn)效率，降低刀具損耗。安排最短切削進給路線時，同時還要保證工件的剛性和加工工藝性等要求。因本次加工的材料是圓棒料，所以經(jīng)綜合考慮選擇矩形進給路線。
程序編制方法的確定[13]
程序編制分為：手工編程和自動編程兩種。
1.手動編程：整個編程過程由人工完成。對編程人員的要求高（不僅要熟悉數(shù)控代碼和編程規(guī)則，而且還必須具備機械加工工藝知識和數(shù)值計算能力）手工編程適用于：幾何形狀不太復雜的零件。
2.自動編程：編程人員只要根據(jù)零件圖紙的要求，按照某個自動編程系統(tǒng)的規(guī)定， 將零件的加工信息用較簡便的方式送入計算機，由計算機自動進行程序的編制，編程系統(tǒng)能自動打印出程序單和制備控制介質(zhì)。自動編程適用于：形狀復雜的零件、雖不復雜但編程工作量很大的零件（如有數(shù)千個孔的零件）、雖不復雜但計算工作量大的零件（如輪廓加工時，非圓曲線的計算）。
根據(jù)以上各種程序編制的特點，對軸的加工程序的編制進行以下選擇：由于軸的幾何形狀不太復雜，因此對其外圓表面的加工，選擇手工編程；其軸上鍵槽的加工采用自動編程。
數(shù)控指令簡介及加工程序
1、數(shù)控指令
數(shù)控程序的指令由一系列的程序字組成，而程序字通常由地址（address）和數(shù)值（number）兩部分組成，地址通常是某個大寫字母。數(shù)控程序中的地址代碼意義如表5-1所示。
功 能
地 址
意 義
程序號
：(ISO)，O (EIA)
程序序號
順序號
N
順序號
準備功能
G
動作模式（直線、圓弧等）
尺寸字
X、Y、Z
坐標移動指令
A、B、C、U、V、W
附加軸移動指令
R
圓弧半徑
I、J、K
圓弧中心坐標
進給功能
F
進給速率
主軸旋轉(zhuǎn)功能
S
主軸轉(zhuǎn)速
刀具功能
T
刀具號、刀具補償號
輔助功能
M
輔助裝置的接通和斷開
補償號
H、D
補償序號
暫停
P、X
暫停時間
子程序號指定
P
子程序序號
2、主要的加工程序
見附錄
設計小結
課程設計是我們機械類專業(yè)學生一次較全面的機械設計，是機械設計和機械設計基礎課程重要的綜合性與實踐性環(huán)節(jié)。
(1) 通過這次設計，綜合運用了機械設計課程和其他有關先修課程的理論，結合生產(chǎn)實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所學知識得到進一步鞏固、深化和擴展。
(2) 學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程。
(3) 進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、標準和規(guī)范等）以及使用經(jīng)驗數(shù)據(jù)，進行經(jīng)驗估算和數(shù)據(jù)處理等。
參考文獻
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[5]《工程機械構造圖冊》，機械工業(yè)出版社，劉希平主編
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[10]機械零件.吳宗澤主編.中央廣播電視大學出版社.1996.
[11]潤滑油應用及設備潤滑.張晨輝.林亮智編.中國石化出版社 .
附錄：
以工件右端面作為粗基準
粗車左端
33
O0001
N010 G50 X100 Z100；
N020 M03 S500；
N030 M08；
N040 T0101；
N050 G00 X50 Z2；
N060 G01 Z-265；
N070 G00 X55；
N080 Z2；
N090 X46；
N100 G01 Z-215；
N110 X50；
N120 G00 Z2
N130 X41；
N140 G01 Z-215；
N150 X45；
N160 G00 Z2；
N170 X36；
N180 G01 Z-126；
N190 X41；
N200 G00 Z2
N210 X33；
N220 G01 Z-103.5；
N230 G02 X36 Z-105 R1.5；
N240 G00 Z2；
N250 X29；
N260 G01 Z-53.5；
N270 G02 X33 Z-55 R1.5；
N280 G00 X100 Z100 T0100；
N290 M09；
N300 M05；
N310 M30；
以左端面和￠41的外圓為定位基準
粗車右端O0002
N010 G50 X100 Z100；
N020 M03 S500；
N030 M08；
N040 T0101;
N050 G00 X50 Z2；
N060 G01 Z-38 F0.5;
N070 X54;
N080 G00 Z2;
N090 X45;
N100 G01 Z-33;
N110 X50;
N120 G00 Z2;
N130 X41;
N140 G01 Z-33;
N150 X45;
N160G00 Z2;
N170 X36;
N180 G01 Z-17;
N190 X41;
N200 G00 X100 Z100 T0100；
N210 M09;
N220 M05；
N230 M30;
以左端面和￠48.833的外圓作定位基準
精車左端
0
O0003
N010 G50 X100 Z100；
N020 M03 S1200；
N030 M08；
N040 T0101；
N050 G00 X24 Z2；
N060 G01 X27.7 Z-2 F0.2；
N070 Z-53.5；
N080 G02 X31.7 Z-55 R1.5；
N090 G01 Z-103.5；
N100 G02 X34.7 Z-105 R1.5；
N110 G01 Z-126；
N120 X40；
N130 Z-215；
N140 X46.833；
N150 X48.833 Z-217；
N160 G00 X100 Z100 T0100；
N170 M09；
N180 M05；
N190 M30；
精車右端
O0004
N010 G50 X100 Z100；
N020 M03 S1200；
N030 M08；
N040 T0101；
N050 G00 X31；
N060 G01 X34.7 Z-2 F0.2；
N070 Z-17；
N080 X40；
N090 Z-33；
N100 G00 X100 Z100 T0100；
N110 T0202；
N120 G00