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圖書分類號(hào)：
密 級(jí)：
20米自動(dòng)伸縮門設(shè)計(jì)
THE DESIGN OF 20 METERS AUTOMATIC RETRACTABLE GATE
學(xué)生姓名
班 級(jí)
學(xué)院名稱
專業(yè)名稱
指導(dǎo)教師
原創(chuàng)性聲明
本人鄭重聲明： 所呈交的學(xué)位設(shè)計(jì)，是本人在導(dǎo)師的指導(dǎo)下，獨(dú)立進(jìn)行研究工作所取得的成果。除文中已經(jīng)注明引用或參考的內(nèi)容外，本設(shè)計(jì)不含任何其他個(gè)人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過(guò)的作品或成果。對(duì)本文的研究做出重要貢獻(xiàn)的個(gè)人和集體，均已在文中以明確方式標(biāo)注。
本人完全意識(shí)到本聲明的法律結(jié)果由本人承擔(dān)。
設(shè)計(jì)作者簽名： 日期： 年 月 日
版權(quán)協(xié)議書
本人完全了解學(xué)院關(guān)于收集、保存、使用學(xué)位設(shè)計(jì)的規(guī)定，即：本校學(xué)生在學(xué)習(xí)期間所完成的學(xué)位設(shè)計(jì)的知識(shí)產(chǎn)權(quán)歸學(xué)院所擁有。學(xué)院有權(quán)保留并向國(guó)家有關(guān)部門或機(jī)構(gòu)送交學(xué)位設(shè)計(jì)的紙本復(fù)印件和電子文檔拷貝，允許設(shè)計(jì)被查閱和借閱。學(xué)院可以公布學(xué)位設(shè)計(jì)的全部或部分內(nèi)容，可以將本學(xué)位設(shè)計(jì)的全部或部分內(nèi)容提交至各類數(shù)據(jù)庫(kù)進(jìn)行發(fā)布和檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復(fù)制手段保存和匯編本學(xué)位設(shè)計(jì)。
設(shè)計(jì)作者簽名： 導(dǎo)師簽名：
日期： 年 月 日 日期： 年 月 日
摘要
自動(dòng)伸縮門是一款機(jī)電一體化的產(chǎn)品，它由控制系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)電機(jī)的轉(zhuǎn)動(dòng)，再由電機(jī)通過(guò)一系列傳動(dòng)裝置，帶動(dòng)門體運(yùn)動(dòng)。本文首先闡述了自動(dòng)伸縮門產(chǎn)生的背景，它在當(dāng)前社會(huì)中的發(fā)展?fàn)顩r，以及對(duì)它進(jìn)行研究的意義。繼而根據(jù)已知條件對(duì)相關(guān)參數(shù)進(jìn)行計(jì)算，選擇合適的電動(dòng)機(jī)。然后設(shè)計(jì)減速器傳動(dòng)方式，確定傳動(dòng)方式之后再依次對(duì)實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)的各個(gè)零件(包括齒輪、軸、傳動(dòng)鏈、鏈輪)的各個(gè)參數(shù)進(jìn)一步計(jì)算，接著要對(duì)設(shè)計(jì)完的零件進(jìn)行強(qiáng)度校核。最后，對(duì)自動(dòng)伸縮門的控制系統(tǒng)進(jìn)行了設(shè)計(jì)，本文采用單片機(jī)進(jìn)行系統(tǒng)控制，從而實(shí)現(xiàn)電動(dòng)機(jī)的正轉(zhuǎn)、反轉(zhuǎn)、停轉(zhuǎn)，漢字顯示方式控制，無(wú)線遙控控制等，再根據(jù)這些功能來(lái)選擇實(shí)現(xiàn)這些功能所需要的硬件設(shè)備，然后將這些設(shè)備正確連接來(lái)完成硬件系統(tǒng)的設(shè)計(jì)。
關(guān)鍵詞: 伸縮門；減速器；控制系統(tǒng)
Abstract
Automatically retractable door is a product of mechatronics. Under the control of the system, it can make the motor rotate, and then, through a series of gearing, the motor drive the whole door to move. This paper first describes the background to generate automatic retractable door, its development in the current society, and the significance to study it. Then to calculate of the relevant parameters based on the known conditions and select the appropriate motor. Next, we should determine the way of transmission, after which the parameters of the various transmission parts need to be further calculated, including the design of gears, the design of shafts and the design of transmission chain and sprocket wheels. Afterwards, the intensity of each part will be checked. Finally, the control system of automatically retractable doors is designed. In this paper, we use single-chip to achieve system control, which can realize the normal-reverse transfer of the motor, the way of characters display, and wireless remote control. To implement these functions, we must choose necessary hardware devices, and these devices should be properly connected to complete the design of the hardware system.
Keywords retractable door reducer control system
II
目 錄
摘要 I
關(guān)鍵詞: I
Abstract II
1 緒論 1
1.1 課題研究?jī)?nèi)容 1
1.2 自動(dòng)伸縮門的背景、發(fā)展及研究意義 1
2 減速器的設(shè)計(jì) 3
2.1電動(dòng)機(jī)的選擇 3
2.2 傳動(dòng)比的計(jì)算及分配 4
2.3 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 5
2.4齒輪設(shè)計(jì) 6
2.4.1高速級(jí)圓錐齒輪設(shè)計(jì) 6
2.4.2低速級(jí)斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì) 11
2.5軸的設(shè)計(jì) 18
2.5.1高速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算 18
2.5.3 中間軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算 24
2.5.3 低速軸設(shè)計(jì) 30
3 鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì) 37
4 控制器設(shè)計(jì) 39
4.1 總體設(shè)計(jì) 40
4.2 硬件選擇 40
4.2.1 電機(jī)控制 40
4.2.2 遙控電路 40
4.2.3 漢字顯示模塊 41
4.3 硬件連接原理圖 41
5 門體設(shè)計(jì) 43
5.1 總體設(shè)計(jì) 43
5.2 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 44
結(jié)論 45
致謝 46
參考文獻(xiàn) 47
1 緒論
1.1 課題研究?jī)?nèi)容
本課題研究的對(duì)象是自動(dòng)伸縮門，它主要由機(jī)頭、門體和行走輪組成，其中機(jī)頭是其核心部分，內(nèi)部包括電動(dòng)機(jī)、控制系統(tǒng)、以及減速裝置。工作時(shí)，由控制系統(tǒng)控制電動(dòng)機(jī)的正轉(zhuǎn)和反轉(zhuǎn)，然后通過(guò)一系列的減速裝置帶動(dòng)行走輪行走，從而實(shí)現(xiàn)伸縮門的前進(jìn)與后退。
本課題的主要研究的是與本專業(yè)聯(lián)系緊密的電動(dòng)機(jī)和減速裝置部分。首先根據(jù)原始參數(shù)選擇合適的電動(dòng)機(jī)，然后選擇合適的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。為實(shí)現(xiàn)門體的正常運(yùn)動(dòng)，本設(shè)計(jì)擬選用圓錐-圓柱齒輪傳動(dòng)，然后通過(guò)鏈傳動(dòng)帶動(dòng)行走輪行走。
1.2 自動(dòng)伸縮門的背景、發(fā)展及研究意義
在20世紀(jì)，自動(dòng)門在我國(guó)并不是很普遍，其核心技術(shù)也很落后，尤其是它內(nèi)部的控制系統(tǒng)，當(dāng)時(shí)在我國(guó)根本無(wú)法研制出來(lái)，因此很多都是從西方國(guó)家進(jìn)口而來(lái)。但后來(lái)，隨著科學(xué)技術(shù)的不斷發(fā)展，我們自己也漸漸可以開發(fā)出自動(dòng)伸縮門生產(chǎn)的整套流程。自動(dòng)伸縮門從產(chǎn)生到投入使用已經(jīng)有一段時(shí)間，它的興起是在1996年，那段時(shí)間，很多廠家抓住這個(gè)契機(jī)大量生產(chǎn)，市面上的伸縮門的種類非常多，這樣自然而然帶來(lái)的就是伸縮門的質(zhì)量問題，相當(dāng)一部分該產(chǎn)品很不符合使用要求，存在著許多隱患。于是針對(duì)這個(gè)問題，國(guó)家于1997年頒發(fā)了通知，要求相關(guān)部門及研究院，修編一套自動(dòng)伸縮門的規(guī)格，其目標(biāo)是向國(guó)內(nèi)外先進(jìn)企業(yè)看齊。
此后隨著人民生活水平的提高，市場(chǎng)需求的逐漸擴(kuò)大，科技水平的日益發(fā)達(dá)，自動(dòng)伸縮門的功能越來(lái)越強(qiáng)大，應(yīng)用也越來(lái)越廣泛。雖然在國(guó)內(nèi)它的起步比較晚，但相對(duì)來(lái)說(shuō)其發(fā)展還是比較迅速的。如今，自動(dòng)門在日常生活中可以說(shuō)是隨處可見，學(xué)校、工廠、醫(yī)院等各個(gè)企事業(yè)單位均使用自動(dòng)伸縮門作為自己的門面，不僅方便了車輛的進(jìn)出與管理，同事還節(jié)省了人力物力。
因此，對(duì)自動(dòng)伸縮門進(jìn)行研究對(duì)改善我們的日常生活，促進(jìn)社會(huì)經(jīng)濟(jì)效益有著極其重要的意義。
1.3 文章結(jié)構(gòu)
本文首先對(duì)本課題進(jìn)行簡(jiǎn)單的介紹，并闡述自動(dòng)伸縮門產(chǎn)生的背景，它在當(dāng)前社會(huì)中的發(fā)展?fàn)顩r，以及對(duì)它進(jìn)行研究的意義。
第二章主要對(duì)實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)的減速器進(jìn)行設(shè)計(jì)。包括電動(dòng)機(jī)選型，傳動(dòng)比分配以及相關(guān)參數(shù)計(jì)算，還有傳動(dòng)零部件的設(shè)計(jì)。
第三章主要對(duì)鏈傳動(dòng)進(jìn)行設(shè)計(jì)，它主要用來(lái)實(shí)現(xiàn)減速器輸出軸到伸縮門滾輪之間的傳動(dòng)。
第四章主要對(duì)自動(dòng)伸縮門的控制系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)。主要通過(guò)單片機(jī)實(shí)現(xiàn)對(duì)電動(dòng)機(jī)的正轉(zhuǎn)、反轉(zhuǎn)、停轉(zhuǎn)，漢字顯示方式以及無(wú)線遙控的控制，并作出硬件連接原理圖。
最后主要進(jìn)行了門體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)，并總結(jié)本次設(shè)計(jì)過(guò)程，對(duì)設(shè)計(jì)中提供幫助的老師同學(xué)表示感謝。
2 減速器的設(shè)計(jì)
2.1電動(dòng)機(jī)的選擇
(1)選擇電動(dòng)機(jī)的類型
根據(jù)自動(dòng)伸縮門的工作條件及用途，選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)
(2)選擇電動(dòng)機(jī)功率
已知參數(shù)如表2-1所示：
表2-1原始數(shù)據(jù)
總拉力F/N
速度V（m/s）
1）伸縮門工作所需功率
式（2.1）
2）總效率
式（2.2）
式中 ——表示聯(lián)軸器的效率；
——表示一對(duì)軸承的效率；
——表示高速級(jí)錐齒輪傳動(dòng)效率；
——表示低速級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)效率；
——表示鏈傳動(dòng)效率。
由參考文獻(xiàn)[10],取，，，則將數(shù)據(jù)代入式（2.2）得電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)間的總效率為：
3）電動(dòng)機(jī)所需工作效率
因本設(shè)計(jì)方案選用兩個(gè)電動(dòng)機(jī)，則每個(gè)電動(dòng)機(jī)所需工作效率為：
式（2.3）
由式（2.1）得伸縮門運(yùn)行所需要的總功率為，由式（2.2）得傳動(dòng)總效率,則將數(shù)據(jù)其帶入式（2.3）得：
4）選取電動(dòng)機(jī)的額定功率
伸縮門在室外工作，其工作溫度正常，且需要長(zhǎng)期連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)，負(fù)荷變化很少，因此可跟手冊(cè)選擇相應(yīng)的電動(dòng)機(jī)型號(hào)，而不必再考慮電動(dòng)機(jī)的發(fā)熱情況，更不必對(duì)其進(jìn)行計(jì)算。通常選擇電動(dòng)機(jī)的額定功率為，即
式（2.4）
(3)確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速
伸縮門機(jī)頭的滾輪的工作轉(zhuǎn)速為：
式（2.5）
式中 ——表示伸縮門的運(yùn)行速度，單位m/s；
——表示機(jī)頭滾輪的直徑，單位mm。
由參考文獻(xiàn)[10]知，錐齒輪傳動(dòng)傳動(dòng)比，圓柱齒輪傳動(dòng)傳動(dòng)比，則總傳動(dòng)比范圍為：
式（2.6）
由上文可知，鏈傳動(dòng)的傳動(dòng)比取為，所以，電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為：
式（2.7）
根據(jù)以上參數(shù)由參考文獻(xiàn)[10]選用Y132S-8型號(hào)電動(dòng)機(jī)，具體數(shù)據(jù)如表2-2所示。
表2-2 電機(jī)型號(hào)
電動(dòng)機(jī)
型號(hào)
額定功率
（kW）
電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（）
電動(dòng)機(jī)質(zhì)量（kg）
同步
滿載
Y132S-8
2.2kW
750
710
63
2.2 傳動(dòng)比的計(jì)算及分配
(1)總傳動(dòng)比計(jì)算
式（2.8）
式中nm——表示電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速，單位r/min；
nw——表示伸縮門機(jī)頭的滾輪的工作轉(zhuǎn)速，單位r/min
(2)分配傳動(dòng)比
本設(shè)計(jì)中擬定鏈傳動(dòng)傳動(dòng)比為2，則由參考文獻(xiàn)[1]得高速級(jí)錐齒輪的傳動(dòng)比為：
式（2.9）
則低速級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)比為：
式（2.10）
2.3 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)
(1)各軸轉(zhuǎn)速
電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速： 式（2.11）
高速軸轉(zhuǎn)速： 式（2.12）
中間軸轉(zhuǎn)速： 式（2.13）
低速軸轉(zhuǎn)速： 式（2.14）
工作軸轉(zhuǎn)速： 式（2.15）
式中 ——表示圓錐齒輪傳動(dòng)比；
——表示圓柱齒輪傳動(dòng)比；
——表示鏈傳動(dòng)傳動(dòng)比。
(2)各軸輸入功率
高速軸輸入功： 式（2.16）
中間軸輸入功率： 式（2.17）
低速軸輸入功率： 式（2.18）
工作軸轉(zhuǎn)速： 式（2.19）
(3)各軸轉(zhuǎn)矩
軸的轉(zhuǎn)矩計(jì)算公式為
式（2.20）
則高速軸轉(zhuǎn)矩:
中間軸轉(zhuǎn)矩:
低速軸轉(zhuǎn)矩:
工作軸轉(zhuǎn)矩：
2.4齒輪設(shè)計(jì)
2.4.1高速級(jí)圓錐齒輪設(shè)計(jì)
(1)選擇材料
對(duì)于自動(dòng)伸縮門這種一般的機(jī)械，大、小錐齒輪均選用45鋼，小齒輪調(diào)制處理，大齒輪正火處理，由參考文獻(xiàn)[10]得齒面硬度， ，它們的平均硬度分別為，。兩接觸齒面之間的硬度差為，在之間，選8級(jí)精度。
(2)初步計(jì)算傳動(dòng)的主要尺寸
由兩齒輪的齒面硬度可知該齒輪傳動(dòng)為軟齒面閉式傳動(dòng)，因此應(yīng)該按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，其設(shè)計(jì)公式為：
式（2.21）
1) 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為
2) 因?yàn)辇X輪的圓周速度并不可知，因此動(dòng)載荷系數(shù)的值不能確定，可初步選為載荷系數(shù)Kt=1.3
3) 由參考文獻(xiàn)[10]查得彈性系數(shù)
4) 由參考文獻(xiàn)[10]查得齒輪的節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)
5) 齒數(shù)比
6) 取齒寬系數(shù)
7) 許用接觸應(yīng)力計(jì)算如下：
式（2.22）
由參考文獻(xiàn)[10]得接小齒輪與大齒輪觸疲勞極限應(yīng)力為，。
它們的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為：
式（2.23）
式（2.24）
式中 ——表示高速軸轉(zhuǎn)速，單位r/min
——表示齒輪轉(zhuǎn)過(guò)一圈應(yīng)力變化次數(shù)
——表示工作總時(shí)間，單位小時(shí)
由參考文獻(xiàn)[10]查得小、大齒輪的壽命系數(shù)分別為，。安全系數(shù),則將數(shù)據(jù)代入式（2.22）得
因此，取
則由式（2.21）初算小齒輪的分度圓直徑，有：
(3)確定傳動(dòng)尺寸
1）計(jì)算載荷系數(shù)
由參考文獻(xiàn)[10]查得使用系數(shù)
齒寬中點(diǎn)分度圓直徑為：
式（2.25）
故 式（2.26）
本設(shè)計(jì)中的齒輪是8級(jí)精度，故由參考文獻(xiàn)[4]可知應(yīng)該按9級(jí)精度查表，則查參考文獻(xiàn)[10]得動(dòng)載荷系數(shù)為，齒向載荷分配系數(shù)，則可計(jì)算出載荷系數(shù)為
式（2.27）
2）對(duì)進(jìn)行修正
由式（2.27）的值可知其與選擇的值有些出入，所以要對(duì)由計(jì)算出的重新計(jì)算，即
式（2.28）
3）確定齒數(shù)
選取小錐齒輪齒數(shù)=24，則可計(jì)算出大錐齒輪齒數(shù)為
式（2.29）
取。則
式（2.30）
誤差在允許范圍內(nèi)
4)大端模數(shù)
式（2.31）
查參考文獻(xiàn)[10]，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)
5）大端分度圓直徑
小錐齒輪大端分度圓直徑為
式（2.32）
則大錐齒輪大端分度圓直徑
6）錐頂距
式（2.33）
7）齒寬
式（2.34）
(4)校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為：
式（2.35）
1）由前文可知載荷系數(shù)，齒寬，大端模數(shù)，齒寬系數(shù)。
2）圓周力為：
式（2.36）
3)齒形系數(shù)與應(yīng)力修正系數(shù)的計(jì)算
式（2.37）
式（2.38）
則小齒輪當(dāng)量齒數(shù)為
式（2.39）
大齒輪當(dāng)量齒數(shù)為
則由參考文獻(xiàn)[10]查得小齒輪齒形系數(shù)，應(yīng)力修正系數(shù)，大齒輪齒形系數(shù)，應(yīng)力修正系數(shù)。
4）許用彎曲應(yīng)力
式（2.40）
由參考文獻(xiàn)[10]查得小、大彎曲疲勞應(yīng)力分別為，；大、小齒輪壽命系數(shù)相等，即；安全系數(shù)，故小齒輪許用彎曲應(yīng)力為
大齒輪許用彎曲應(yīng)力為
小齒輪的彎曲應(yīng)力為
式（2.41）
大齒輪的彎曲應(yīng)力為
式（2.42）
(5)計(jì)算錐齒輪傳動(dòng)其他幾何尺寸
1）小錐齒輪分錐角
式（2.43）
2）大錐齒輪分錐角
式（2.44）
3）頂隙
式（2.45）
式中 ——表示頂隙系數(shù)。
4）大端齒頂高
式（2.46）
因?yàn)榇?、小錐齒輪高變位系數(shù)均為0，即，故大、小錐齒輪大端齒頂高相等，為
5）大端齒根高
式（2.47）
因?yàn)榇蟆⑿″F齒輪高變位系數(shù)均為0，即，故大、小錐齒輪大端齒根高相等，為
6）小錐齒輪大端齒頂圓直徑
式（2.48）
7）大錐齒輪大端齒頂圓直徑
式（2.49）
8）小錐齒輪大端齒根圓直徑
式（2.50）
則大錐齒輪大端齒根圓直徑為
式（2.50）
2.4.2低速級(jí)斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)
(1)選擇材料
大、小齒輪均采用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由參考文獻(xiàn)[10]得齒面硬度，。平均硬度，。，在之間，選8級(jí)精度。
(2)初步計(jì)算傳動(dòng)的主要尺寸
由于兩齒輪的齒面硬度較低，因此設(shè)計(jì)時(shí)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，其公式為：
式（2.51）
1）小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為
2）因?yàn)辇X輪的圓周速度并不可知，因此動(dòng)載荷系數(shù)的值不能確定，可初步
選載荷系數(shù)，選中間值
3）由參考文獻(xiàn)[10]，取齒寬系數(shù)
4）由參考文獻(xiàn)[10]查得彈性系數(shù)
5）初選錐齒輪的螺旋角，由參考文獻(xiàn)[10]查得其節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)大小為
6）齒數(shù)比
7）初選小齒輪齒數(shù),則大齒輪齒數(shù)，則可計(jì)算出端面重合度為
式（2.52）
軸向重合度為
式（2.53）
由參考文獻(xiàn)[10]查得重合度系數(shù)
8）由參考文獻(xiàn)[10]查得螺旋角系數(shù)
9）許用接觸應(yīng)力計(jì)算如下：
由參考文獻(xiàn)[10]查得兩齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力分別為，。
由式（2.23）、（2.24）可計(jì)算出它們的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為：
式中 ——表示中間軸轉(zhuǎn)速，單位r/min
——表示齒輪轉(zhuǎn)過(guò)一圈應(yīng)力變化次數(shù)
——表示工作總時(shí)間，單位小時(shí)
由上述數(shù)據(jù)查參考文獻(xiàn)[10]得兩齒輪的壽命系數(shù)，。安全系數(shù),則將數(shù)據(jù)代入式（2.22）得
因此，取
由式（2.51）可以初步計(jì)算出小齒輪3的分度圓直徑大小，即
(3)確定傳動(dòng)尺寸
1）計(jì)算載荷系數(shù)
由參考文獻(xiàn)[10]查得使用系數(shù),由
，
查參考文獻(xiàn)[10]得動(dòng)載荷系數(shù)，齒向載荷分配系數(shù)，齒間載荷分配系數(shù)，則載荷系數(shù)為:
式（2.54）
2）對(duì)進(jìn)行修正
由于計(jì)算出的值與開始選擇的值有相差較大，故需對(duì)由計(jì)算出的進(jìn)行修正，則由式（2.27）得
3）確定模數(shù)
式（2.55）
查參考文獻(xiàn)[10]，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)
4）計(jì)算傳動(dòng)尺寸
中心距為
式（2.56）
圓整，
則按圓整后的中心距修正螺旋角為
式（2.57）
顯然計(jì)算出的值與開始選擇的值之間的差距不是很大，因此不需要對(duì)與有關(guān)的參數(shù)再重新計(jì)算，故小齒輪分度圓直徑為
式（2.58）
大齒輪分度圓直徑為
齒輪寬度為
這里取大齒輪齒寬，小齒輪齒寬
(4)校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為
式（2.59）
1）由前文可知載荷系數(shù)，小齒輪分度圓直徑 ，中間軸轉(zhuǎn)矩 ，模數(shù)。
2）齒寬
3）齒形系數(shù)與應(yīng)力修正系數(shù)的計(jì)算
小齒輪當(dāng)量齒數(shù)為
式（2.60）
大齒輪當(dāng)量齒數(shù)為
式（2.61）
則由參考文獻(xiàn)[10]查得小齒輪齒形系數(shù)，應(yīng)力修正系數(shù)，大齒輪齒形系數(shù)，應(yīng)力修正系數(shù)。
4）由參考文獻(xiàn)查得重合度系數(shù)
5）由參考文獻(xiàn)查得螺旋角系數(shù)
6）許用彎曲應(yīng)力
由相關(guān)參數(shù)查參考文獻(xiàn)[10]可以得到小、大齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力的值分別為，；它們的壽命系數(shù)相等，即；安全系數(shù)，則由式（2.40）得小齒輪許用彎曲應(yīng)力為
大齒輪許用彎曲應(yīng)力為
由式（2.59）得小齒輪的彎曲應(yīng)力為
由式（2.42）得大齒輪的彎曲應(yīng)力為
(5)計(jì)算齒輪傳動(dòng)其他幾何尺寸
1）端面模數(shù)
式（2.62）
2）齒頂高
式（2.63）
3）齒根高
式（2.64）
4）全齒高
式（2.65）
5）頂隙
式中 ——表示頂隙系數(shù)。
6）小齒輪齒頂圓直徑
式（2.66）
7）大齒輪齒頂圓直徑
式（2.67）
8）小齒輪齒根圓直徑
式（2.68）
9）大齒輪齒根圓直徑
式（2.69）
2.4.3齒輪上作用力的計(jì)算
對(duì)齒輪上作用力的計(jì)算是為了方便下面對(duì)軸的進(jìn)行設(shè)計(jì)和校核、也方便了鍵和軸承的選擇，其計(jì)算過(guò)程如下
(1)高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的作用力
1）已知條件
由式（2.16）可知高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為，由式（2.12）可知轉(zhuǎn)速為，由式（2.32）可知小齒輪大端分度圓直徑，再由式（2.43）可知小錐齒輪分錐角
2）錐齒輪1的作用力
圓周力為
式（2.70）
它的方向與它所受的力作用點(diǎn)的圓周速度方向相反
徑向力為
式（2.71）
它的方向由力的作用點(diǎn)指向輪1的轉(zhuǎn)動(dòng)中心
軸向力為
式（2.72）
它的方向即為沿軸線方向從小錐齒輪的小端指向大端
法向力為
式（2.73）
3) 錐齒輪2的作用力
錐齒輪2上的圓周力、徑向力和軸向力與錐齒輪1上的圓周力、軸向力和徑向力大小相等，作用方向相反。
(2)低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的作用力
1）已知條件
由式（2.20）可知中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為，由式（2.13）可知轉(zhuǎn)速為，再由式（2.57）可知低速級(jí)斜齒圓柱齒輪的螺旋角為 。斜齒圓柱齒輪3與錐齒輪2均安裝在中間軸上，為了使它們?cè)谳S線方向所受到的力最小，我們選擇齒輪3的旋向?yàn)橛倚瑒t相應(yīng)低速軸上齒輪4的旋向?yàn)樽笮?，由式?.58）可知小齒輪大端分度圓直徑。
2）齒輪3的作用力
圓周力為
它的方向與它所受力的作用點(diǎn)處的圓周速度方向相反
徑向力為
式（2.74）
它的方向是由力作用點(diǎn)的位置指向圓柱齒輪3的轉(zhuǎn)動(dòng)中心
軸向力為
式（2.75）
它方向可以通過(guò)右手法則進(jìn)行確定，用右手握住齒輪3的軸線，保證四指的方向與齒輪3的轉(zhuǎn)動(dòng)方向相同，那么，這個(gè)時(shí)候，你的大拇指所指的方向就是該軸向力的方向
法向力為
式（2.76）
3) 齒輪4的作用力
從動(dòng)齒輪4所受到的圓周力、徑向力和軸向力與主動(dòng)齒輪3上的圓周力、徑向力和軸向力屬于作用力和反作用力，它們大小相等，方向相反。
2.5軸的設(shè)計(jì)
2.5.1高速軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算
(1)已知條件
由前文可知高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為，功率，轉(zhuǎn)速，小齒輪大端分度圓直徑，齒寬中點(diǎn)處分度圓直徑 ，齒輪寬度。
(2)選擇軸的材料
因傳遞的功率不是很大，并對(duì)其他方面也沒有特殊要求，由參考文獻(xiàn)[10]選擇軸的材料為常用的號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理
(3)初步計(jì)算軸徑
由參考文獻(xiàn)[10]查得，取中間值，則可得到軸的最小直徑：
式（2.77）
高速軸與電動(dòng)機(jī)連接，中間需用聯(lián)軸器來(lái)實(shí)現(xiàn)，聯(lián)軸器通過(guò)鍵槽與軸連接,為保證工作要求，開鍵槽軸徑需增大3%至5%，則軸端最細(xì)處直徑為
式（2.78）
(4)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如下圖所示：
圖2-1 高速軸結(jié)構(gòu)構(gòu)想
1）設(shè)計(jì)軸承部件的結(jié)構(gòu)
考慮本減速器功率不大，發(fā)熱必然不大，且軸不會(huì)很長(zhǎng)，故該高速軸的軸承采用兩端固定的方式。這里，根據(jù)軸上的零件的安裝順序?qū)S進(jìn)行設(shè)計(jì)。
2）聯(lián)軸器與軸段1
軸段1與電動(dòng)機(jī)連接，上面需安裝聯(lián)軸器，因此，它的設(shè)計(jì)應(yīng)與聯(lián)軸器的選擇同步。為減小電機(jī)與軸段1連接的安裝誤差和振動(dòng)，這里選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查參考文獻(xiàn)[10]，取載荷系數(shù)，則計(jì)算轉(zhuǎn)矩為
式（2.79）
由參考文獻(xiàn)[10]查得LX1型聯(lián)軸器符合要求，它的各參數(shù)如下表所示：
表2-3 LX1型聯(lián)軸器的相關(guān)參數(shù)
公稱轉(zhuǎn)矩（N·m）
許用轉(zhuǎn)速（r/min）
軸孔范圍（mm）
250
8500
12～24
由前文可知，故這里取聯(lián)軸器的轂孔直徑為19mm，并查得其軸孔長(zhǎng)度，選擇Y型，則可得到該聯(lián)軸器的代號(hào)是LX1 19×42 GB/T 5014—2003，故軸段1的直徑，它的長(zhǎng)度比轂孔寬度稍微小點(diǎn)，取。
3）軸承與軸段2、4
要確定軸段2的軸徑大小，需考慮聯(lián)軸器的在軸線方向的固定方式和所選用的密封圈的尺寸。若聯(lián)軸器采用軸肩定位，則軸肩高度為
式（2.80）
則軸段2的直徑為
式（2.81）
由前文可知，軸的圓周速度顯然是比3m/s小的，因此可以選擇氈圈進(jìn)行密封，查參考文獻(xiàn)[10]，無(wú)在上式范圍內(nèi)的合適氈圈，故此處改用軸套定位，顯然軸套內(nèi)徑與軸直徑相等，為19mm，考慮該高速軸是懸臂梁，且受到軸向力作用，因此選用圓錐滾子軸承，初選軸承型號(hào)為32305，由參考文獻(xiàn)[10]查得其各參數(shù)如下表所示：
表2-4 32305圓錐滾子軸承各使用參數(shù)
內(nèi)徑d（mm）
25
外徑D（mm）
52
內(nèi)圈寬度B（mm）
15
裝配高T（mm）
16.25
內(nèi)圈定位直徑da（mm）
31
外圈定位直徑Da（mm）
46
軸上力作用點(diǎn)與外圈大端面距離a3(mm)
12.5
則軸承內(nèi)徑就是軸段2的直徑，為，同時(shí)為保證聯(lián)軸器的定位軸套能夠頂?shù)捷S承內(nèi)圈的左端面，必須使軸段2長(zhǎng)度比軸承內(nèi)圈的寬度B稍微小一點(diǎn)，取。
由前文可知高速級(jí)錐齒輪的圓周速度大于2m/s，所以這里軸承選擇油潤(rùn)滑，工作時(shí)通過(guò)齒輪把潤(rùn)滑油帶進(jìn)導(dǎo)油溝中，然后順著導(dǎo)油溝流進(jìn)軸承座中。
在正常情況下，同一根軸上的選擇兩個(gè)軸承通常型號(hào)相同，故取軸4直徑，為達(dá)到裝配要求，軸段4的長(zhǎng)度必須比軸承內(nèi)圈的寬度B稍微小點(diǎn)，取。
4）軸段3
左右兩個(gè)圓錐滾子軸承根據(jù)軸段3進(jìn)行定位，所以該軸段的直徑應(yīng)該是軸承內(nèi)圈的定位直徑，即。至于其長(zhǎng)度的確定需考慮軸的懸臂長(zhǎng)度，我們將在下文討論。
5）齒輪與軸段5
軸段5上安裝小錐齒輪，該軸段采用懸臂形式，其直徑必須比軸段4直徑小，初選其大小為。
對(duì)于直徑比較小的錐齒輪，我們通常選擇其為實(shí)心結(jié)構(gòu)，則取其齒寬中點(diǎn)分度圓與其大端處的徑向端面之間的距離M=17.5mm；取其大端側(cè)徑向端面與軸承套杯端面之間的距離△1=10mm；取其大端側(cè)徑向端面與輪轂右端面之間的距離為30mm；取軸承外圈寬邊與箱體內(nèi)壁之間的距離C=5mm。小錐齒輪左側(cè)采用軸套定位，右側(cè)采用軸端擋圈定位，為了保證軸端擋圈能夠緊緊壓住錐齒輪1的右端面，必須使軸與齒輪配合段的長(zhǎng)度小于齒輪轂孔的長(zhǎng)度，取這個(gè)差值大小為0.75mm。這樣，我們可以得到軸段5的長(zhǎng)度為
式（2.82）
6）確定軸段1的長(zhǎng)度
軸段1的長(zhǎng)度不僅與該軸段上所安裝的零件有關(guān)系，還與其左端的軸承端蓋等零件有關(guān)系，因此，要確定軸段1的長(zhǎng)度，要先確定好軸承端蓋等相關(guān)零件的相關(guān)尺寸。
由參考文獻(xiàn)[10]知，對(duì)于圓錐—圓柱二級(jí)齒輪傳動(dòng)，其箱體壁厚按照二級(jí)圓柱齒輪減速器計(jì)算，則可得到下箱座壁厚為
式（2.83）
式中 a——表示低速級(jí)中心距
取其壁厚
對(duì)于圓錐—圓柱二級(jí)齒輪傳動(dòng)，因
式（2.84）
故由參考文獻(xiàn)[10]，查得各相關(guān)零件參數(shù)如下表所示:
表2-5 箱體相關(guān)零件參數(shù)
軸承旁連接螺栓的公稱直徑
M12
箱體凸緣連接螺栓的公稱直徑
M10
地腳螺栓公稱直徑
dφ=M17
軸承端蓋連接螺釘?shù)墓Q直徑
0.4 dφ=0.4×16=6.4mm,取其值為M8
端蓋與軸承座間調(diào)整墊片厚度△t
2mm
軸承端蓋凸緣厚度Bd
1.2×0.4 dφ=1.2×8=9.6mm
由上表可知，高速軸軸承端蓋連接螺釘?shù)墓Q直徑為M8，則查參考文獻(xiàn)選取該連接螺釘規(guī)格為GB/T 5781 M8×25 ，此處連接螺釘處于箱體端面，有很大的空間進(jìn)行安裝或拆卸，故取聯(lián)軸器轂孔端面與軸承端蓋表面之間的距離為K=10mm，為使軸段1的長(zhǎng)度為整數(shù)，取軸承端蓋凸緣安裝面與軸承左端面之間的距離， 取軸段1的左邊端面與聯(lián)軸器左端面之間的距離為1.75mm，則由以上數(shù)據(jù)可計(jì)算出軸段1的長(zhǎng)度為
式（2.85）
7）確定軸段3的長(zhǎng)度
軸段3的長(zhǎng)度與該段的懸臂長(zhǎng)度，即小齒輪的受力作用點(diǎn)與右端軸承對(duì)軸的作用力點(diǎn)之間的距離有關(guān)，其大小為
式（2.86）
由此可得兩軸承分別對(duì)軸段2、4的力作用點(diǎn)之間的距離為
式（2.87）
則可計(jì)算出軸段3的長(zhǎng)度為
式（2.88）
取
則由此可計(jì)算出兩軸承分別對(duì)軸段2、4的力作用點(diǎn)之間的具體距離為
式（2.89）
其值在之間，合格
8）軸段1力作用點(diǎn)與左軸承對(duì)軸段2力作用點(diǎn)之間的距離
式（2.90）
(5)鍵連接
聯(lián)軸器與軸段1，錐齒輪1與軸段5均采用A型普通平鍵連接，查參考文獻(xiàn)，取聯(lián)軸器與軸段1之間鍵的型號(hào)為：；取錐齒輪1與軸段5之間鍵的型號(hào)為：。
(6)軸的受力分析
1）畫高速軸的受力簡(jiǎn)圖
軸的受力簡(jiǎn)圖如圖2-2所示
2）計(jì)算支承反力
在水平面上為
式（2.91）
式（2.92）
在垂直平面上為
式（2.93）
式（2.94）
軸承1的總支承反力為
式（2.95）
軸承2的總支承反力為
3)畫彎矩圖
彎矩圖如圖2-2所示
在水平面上，右軸承對(duì)軸段4的力作用點(diǎn)處的剖面A-A的彎矩為
式（2.96）
錐齒輪1對(duì)軸段5的力作用點(diǎn)處的剖面B-B的彎矩為
式（2.97）
在垂直面上，剖面A-A的彎矩為
式（2.98）
剖面B-B的彎矩為
式（2.99）
合成后，剖面A-A的彎矩為
式（2.100）
剖面B-B的彎矩為
4）畫轉(zhuǎn)矩圖
轉(zhuǎn)矩圖如圖2-2所示，。
圖2-2 高速軸的結(jié)構(gòu)與受力分析
(7)校核軸的強(qiáng)度
由前文可知，相對(duì)于B-B剖面，A-A剖面彎矩較大，且同時(shí)作用有轉(zhuǎn)矩，故選定A-A剖面為危險(xiǎn)截面。
其抗彎截面系數(shù)為 式（2.101）
則彎曲應(yīng)力為 式（2.102）
其抗扭截面系數(shù)為 式（2.103）
則扭剪應(yīng)力為 式（2.104）
這里我們按照軸的抗彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核，取折合系數(shù)，則當(dāng)量應(yīng)力為
式（2.105）
由參考文獻(xiàn)[10]查得45號(hào)鋼調(diào)制處理后，其抗拉強(qiáng)度極限為，則由此查得軸的許用彎曲應(yīng)力，顯然，故強(qiáng)度滿足要求。
2.5.3 中間軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算
(1)已知條件
由前文可知中間軸傳遞的功率，轉(zhuǎn)速，錐齒輪2大端分度圓直徑，齒寬中點(diǎn)處分度圓直徑 ，斜齒圓柱齒輪3的分度圓直徑，其寬度。
(2)選擇軸的材料
因傳遞的功率不是很大，并對(duì)其他方面也沒有特殊要求，由參考文獻(xiàn)[10]選擇軸的材料為常用的號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理
(3)初步計(jì)算軸徑
由參考文獻(xiàn)[10]查得，根據(jù)該軸的受力情況，取，則可得到軸的最小直徑：
(4)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如下圖所示：
圖2-3 中間軸結(jié)構(gòu)構(gòu)想
1) 設(shè)計(jì)軸承部件的結(jié)構(gòu)
由于中間軸的長(zhǎng)度不是很長(zhǎng)，故軸承采用兩端固定的方式。和高速軸一樣，這里我們?nèi)匀桓鶕?jù)軸上的零件的安裝順序?qū)S進(jìn)行設(shè)計(jì)
2）軸段1和軸段5
由于作用在齒輪上的軸向力和圓周力比較大，因此在這兩個(gè)軸段上的軸承我們選擇圓錐滾子軸承，且兩軸段的直徑符合圓錐滾子軸承的內(nèi)徑系列。由前文可知，軸的最小直徑，查閱參考文獻(xiàn)暫取32304圓錐滾子軸承，其各參數(shù)如下表所示：
表2-6 32304圓錐滾子軸承相關(guān)參數(shù)
內(nèi)徑d（mm）
20
外徑D（mm）
47
內(nèi)圈寬度B（mm）
14
裝配高T（mm）
15.25
內(nèi)圈定位直徑da（mm）
26
外圈定位直徑Da（mm）
40
軸上力作用點(diǎn)與外圈大端面距離a3(mm)
11.2
則由上表得軸段1的直徑即為軸承內(nèi)徑，，且一般情況下，同一根軸上的兩個(gè)軸承用相同型號(hào)，故取軸5直徑。
3）軸段2和軸段4
為了方便兩齒輪的安裝，軸段2和軸段4的直徑應(yīng)分別大于軸段1和軸段5的直徑，由前文可知軸段1和軸段5的直徑為，則暫取軸段2和軸段4的直徑為。
由前文可知斜齒圓柱齒輪3的直徑很小，僅有51.2mm，所以齒輪需制成實(shí)心的，它的右端根據(jù)軸肩進(jìn)行定位，左端通過(guò)套筒進(jìn)行定位。而錐齒輪2的輪轂寬度大約為，則取其寬度，其左端通過(guò)軸肩實(shí)現(xiàn)定位，右端根據(jù)套筒實(shí)現(xiàn)定位。為了滿足安裝要求，軸段2和軸段4的長(zhǎng)度要小于該軸段所安裝齒輪的輪轂長(zhǎng)度。則由斜齒圓柱齒輪3的寬度為，所以取軸段2的長(zhǎng)度，由錐齒輪2的寬度，所以取軸段4的長(zhǎng)度。
4）軸段3
兩軸段上的齒輪根據(jù)軸段3進(jìn)行定位，故其軸肩高度為
取其大小為，則軸段3的直徑為。該軸段作為定位軸段，且考慮到整個(gè)箱體尺寸，其長(zhǎng)度不宜過(guò)大，暫取為。
5）確定軸段1和軸段5的長(zhǎng)度
由前文可知，軸承采用油潤(rùn)滑，而對(duì)于采用油潤(rùn)滑的軸承，軸承內(nèi)端面與箱體內(nèi)壁的之間的距離取為△=5mm，則可計(jì)算出軸段1的長(zhǎng)度為
式（2.106）
同理，也可計(jì)算出軸段5的長(zhǎng)度為
式（2.107）
6）計(jì)算軸上各個(gè)力作用點(diǎn)之間的距離
軸段1上力作用點(diǎn)和軸段2上力作用點(diǎn)之間的距離為
式（2.108）
同理可得軸段2上力作用點(diǎn)和軸段4上力作用點(diǎn)之間的距離為，軸段4上力作用點(diǎn)和軸段5上力作用點(diǎn)之間的距離為
(5)鍵連接
斜齒圓柱齒輪3與軸段2，錐齒輪2與軸段4均采用A型普通平鍵連接，查參考文獻(xiàn)，取斜齒圓柱齒輪3與軸段2之間鍵的型號(hào)為：；取錐齒輪2與軸段4之間鍵的型號(hào)為：。
(6)軸的受力分析
1）畫中間軸的受力簡(jiǎn)圖
軸的受力簡(jiǎn)圖如圖2-4所示
2）計(jì)算支承反力
在水平面上為
式（2.109）
式（2.110）
式中負(fù)號(hào)表示與圖中所畫方向相反
在垂直平面上為
式（2.111）
式（2.112）
由式（2.95）得軸承1的總支承反力為
軸承2的總支承反力為
3)畫彎矩圖
彎矩圖如圖2-4所示
在水平面上，斜齒圓柱齒輪3對(duì)軸段2的力作用點(diǎn)處的剖面A-A左側(cè)的彎矩為
式（2.113）
右側(cè)的彎矩為
式（2.114）
錐齒輪2對(duì)軸段4的力作用點(diǎn)處的剖面B-B右側(cè)的彎矩為
式（2.115）
左側(cè)的彎矩為
式（2.116）
在垂直面上，剖面A-A的彎矩為
式（2.117）
剖面B-B的彎矩為
式（2.118）
合成后，由式（2.100）得剖面A-A左側(cè)的彎矩為
右側(cè)的彎矩為
剖面B-B的左側(cè)的彎矩為
右側(cè)的彎矩為
4）畫轉(zhuǎn)矩圖
轉(zhuǎn)矩圖如圖2-4所示，。
圖2-4 中間軸的結(jié)構(gòu)與受力分析
(7)校核軸的強(qiáng)度
由前文可知，A-A剖面左側(cè)彎矩較大，右側(cè)彎矩較小，但其右側(cè)不僅有彎矩作用，還有轉(zhuǎn)矩作用，所以它的左右兩側(cè)都有可能是危險(xiǎn)截面，我們需一一計(jì)算，按應(yīng)力較小者進(jìn)行校核。
其抗彎截面系數(shù)為
式（2.119）
則由式（2.102）得其左側(cè)彎曲應(yīng)力為
右側(cè)彎曲應(yīng)力為
其抗扭截面系數(shù)為
式（2.120）
則由式（2.104）得扭剪應(yīng)力為
這里我們按照軸的抗彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核，取折合系數(shù)，則由式（2.105）當(dāng)量應(yīng)力為
由參考文獻(xiàn)[10]查得45號(hào)鋼調(diào)制處理后，它的抗拉強(qiáng)度極限為，則由此查得軸的許用彎曲應(yīng)力，顯然，故強(qiáng)度滿足要求。
2.5.3 低速軸設(shè)計(jì)
(1)已知條件
由前文可知低速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩，功率，轉(zhuǎn)速，斜齒圓柱齒輪4的分度圓直徑，齒輪寬度。
(2)選擇軸的材料
因傳遞的功率不是很大，并對(duì)其他方面也沒有特殊要求，由參考文獻(xiàn)[10]選擇軸的材料為常用的號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理
(3)初步計(jì)算軸徑
由參考文獻(xiàn)[10]查得，由于軸的輸出端只承受轉(zhuǎn)矩，所以取小值，則可得到軸的最小直徑：
低速軸與鏈傳動(dòng)相連接，中間需用聯(lián)軸器來(lái)實(shí)現(xiàn)，聯(lián)軸器通過(guò)鍵槽與軸連接，為保證工作要求，開鍵槽的軸徑需增大3%至5%，則軸端最細(xì)處直徑為
(4)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖2-5所示
圖2-5 低速軸結(jié)構(gòu)構(gòu)想
1）設(shè)計(jì)軸承部件的結(jié)構(gòu)
考慮本減速器功率不大，發(fā)熱必然不大，且軸不會(huì)很長(zhǎng)，故該低速軸的軸承采用兩端固定的方式。這里，根據(jù)軸上的零件的安裝順序?qū)S進(jìn)行設(shè)計(jì)。
2）聯(lián)軸器與軸段1
軸段1與鏈傳動(dòng)要實(shí)現(xiàn)連接，上面需安裝聯(lián)軸器，所以，它的設(shè)計(jì)要和聯(lián)軸器型號(hào)的選擇是同時(shí)進(jìn)行的。為了減小鏈傳動(dòng)與軸段1連接所導(dǎo)致的安裝誤差和振動(dòng)，這里我們選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。查參考文獻(xiàn)[10]，取載荷系數(shù)，則計(jì)算轉(zhuǎn)矩為
由參考文獻(xiàn)[10]查得LX2型聯(lián)軸器符合要求，它的各參數(shù)如下表所示：
表2-7 LX2型聯(lián)軸器相關(guān)參數(shù)
公稱轉(zhuǎn)矩（N·m）
許用轉(zhuǎn)速（r/min）
軸孔范圍（mm）
560
6300
20～35
由前文可知，軸段1上聯(lián)軸器的轂孔直徑應(yīng)與其直徑相等，故取其直徑為30mm，并查得對(duì)應(yīng)軸孔長(zhǎng)度， J型軸孔，A型鍵，則可以得到該聯(lián)軸器的代號(hào)為L(zhǎng)X2 30×60 GB/T 5014—2003，則顯然軸段1的直徑為，長(zhǎng)度比轂孔寬度稍微小點(diǎn)，取為。
3）密封圈與軸段2
要想計(jì)算出軸段2的直徑，我們需要先知道聯(lián)軸器是怎么固定的，選擇什么樣的密封圈。本設(shè)計(jì)中，聯(lián)軸器通過(guò)軸肩實(shí)現(xiàn)定位，則可計(jì)算出軸肩高度為
則軸段2的直徑為
由前文可知，該處軸的圓周速度顯然是小于3m/s的，所以可以選擇氈圈密封，查參考文獻(xiàn)[10]選擇氈圈型號(hào)為，則軸段2的直徑即為氈圈內(nèi)徑，。
4）軸承與軸段3和軸段7
軸段3和軸段7上安裝軸承，雖然斜齒圓柱齒輪4受軸向力作用，但總體來(lái)說(shuō)軸徑相對(duì)較大，故本軸選用角接觸球。查參考文獻(xiàn)[10]暫選軸承7208C，其各參數(shù)如下表所示：
表2-8 7208C角接觸球軸承軸承各使用參數(shù)
內(nèi)徑d（mm）
40
外徑D（mm）
80
內(nèi)圈寬度B（mm）
18
內(nèi)圈定位直徑da（mm）
50
外圈定位直徑Da（mm）
70
軸上力作用點(diǎn)與外圈大端面距離a3(mm)
17
軸上定位端面最大圓角半徑ra（mm）
1
則軸段3的直徑即為軸承內(nèi)徑，。由于齒輪4的圓周速度顯然是大于2m/s的，所以這里軸承采用油潤(rùn)滑，這樣就不需要用到擋油環(huán)，則軸段3的長(zhǎng)度就是是軸承內(nèi)圈的寬度B，即。
在正常情況下，同一軸的兩軸承型號(hào)相同，所以軸段7的直徑為。
5）齒輪4與軸段6
軸段6上安裝斜齒圓柱齒輪4，理論上來(lái)說(shuō)，軸段6的直徑要略大于軸段7的直徑，可初步確定軸段6的直徑為，齒輪4的輪轂寬度為軸段6直徑的1.2～1.5倍，即在50.4～63mm范圍內(nèi)，取其大小與斜齒輪4的寬度一樣，為55mm。斜齒輪4的左端通過(guò)套筒進(jìn)行固定，右端通過(guò)軸肩進(jìn)行定位，相對(duì)而言誤差較小，為使定位盡可能準(zhǔn)確，并滿足裝配要求，必須使軸段6的長(zhǎng)度比齒輪4的輪轂稍微短一些，這里，我們?nèi) ?
6）軸段5
軸段5為齒輪4提供軸向定位，則可計(jì)算出該段軸肩高度為
取，則軸段5的軸徑為，長(zhǎng)度為，取其大小為。
7）軸段4
軸段4為其右端軸承提供定位作用，其直徑與軸承的內(nèi)圈定位直徑相等，為
。
齒輪左端面與箱體內(nèi)壁之間的距離為
式（2.121）
取箱體左右兩側(cè)內(nèi)壁之間的距離為，則可計(jì)算出軸段4的長(zhǎng)度為
式（2.122）
8）確定軸段2和軸段7的長(zhǎng)度
軸段2的長(zhǎng)度不僅與該軸段上所安裝的零件有關(guān)系，還與箱體上的相關(guān)零件有關(guān)系，由前文可知下箱座壁厚為，軸承旁連接螺栓的公稱直徑為M12，則，，由此可計(jì)算出軸承座的寬度為
式（2.123）
由前文我們還可以發(fā)現(xiàn)軸承端蓋連接螺釘?shù)墓Q直徑為M8，查參考文獻(xiàn)[10]，選擇其型號(hào)為GB/T 5781 M8×20，其拆裝空間很大，故取聯(lián)軸器轂孔端面與軸承端蓋表面之間的距離 K=10mm。則可計(jì)算出軸段2的長(zhǎng)度為
式（2.124）
軸段7的長(zhǎng)度為
式（2.125）
9）計(jì)算軸上各個(gè)力作用點(diǎn)之間的距離
軸段7上力作用點(diǎn)與軸段6上力作用點(diǎn)之間的距離為
式（2.126）
軸段6上力作用點(diǎn)與軸段3上力作用點(diǎn)之間的距離為
式（2.127）
軸段3上力作用點(diǎn)與軸段1上力作用點(diǎn)之間的距離為
式（2.128）
(5)鍵連接
聯(lián)軸器與軸段1，斜齒輪4與軸段6之間均采用A型普通平鍵連接，查參考文獻(xiàn)[10]，取聯(lián)軸器與軸段1之間鍵的型號(hào)為：；取斜齒輪4與軸段6之間鍵的型號(hào)為：。
(6) 軸的受力分析
1）畫高速軸的受力簡(jiǎn)圖
軸的受力簡(jiǎn)圖如圖2-6所示
2）計(jì)算支承反力
在水平面上為
式（2.129）
式（2.130）
式中負(fù)號(hào)表示該力的實(shí)際方向與圖中所標(biāo)示方向是相反的
在垂直平面上為
式（2.131）
式（2.132）
軸承1的總支承反力為
軸承2的總支承反力為
3)畫彎矩圖
彎矩圖如圖2-6所示
在水平面上，斜齒輪4對(duì)軸段6的力作用點(diǎn)處剖面A-A的左側(cè)彎矩為
式（2.133）
右側(cè)彎矩為
在垂直面上，剖面A-A的彎矩為
式（2.134）
合成后，剖面A-A的左側(cè)彎矩為
右側(cè)彎矩為
4）畫轉(zhuǎn)矩圖
轉(zhuǎn)矩圖如圖2-6所示，。
圖2-6 中間軸的結(jié)構(gòu)與受力分析
(7)校核軸的強(qiáng)度
由計(jì)算結(jié)果可知A-A剖面右側(cè)的彎矩較大，且同時(shí)有轉(zhuǎn)矩作用，故選定A-A剖面右側(cè)為危險(xiǎn)截面。
其抗彎截面系數(shù)為
則其彎曲應(yīng)力為
其抗扭截面系數(shù)為
則扭剪應(yīng)力為
這里我們按照軸的抗彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核，取折合系數(shù)，則當(dāng)量應(yīng)力為
由參考文獻(xiàn)[10]查得45號(hào)鋼調(diào)制處理后，它的抗拉強(qiáng)度極限為，則由此查得軸的許用彎曲應(yīng)力，顯然，故滿足強(qiáng)度要求。
3 鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)
鏈傳動(dòng)是一種通過(guò)鏈與鏈輪之間的嚙合實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)的傳動(dòng)方式，鏈輪的個(gè)數(shù)可以是兩個(gè)或大于兩個(gè)。因?yàn)檫@種傳動(dòng)可靠經(jīng)濟(jì)，因此不管是在重工業(yè)領(lǐng)域，還是在輕工業(yè)領(lǐng)域都有廣泛的應(yīng)用。
1. 選擇鏈輪齒數(shù)
初步選定該鏈傳動(dòng)的傳動(dòng)比為，由已知條件可知其從動(dòng)輪速度為0.35m/s，則小齒輪的速度大小為0.7m/s，故可選取小齒輪齒數(shù)為
由此可計(jì)算出從動(dòng)鏈輪齒數(shù)
式（3.1）
式中 ——表示主動(dòng)鏈輪齒數(shù)；
——表示從動(dòng)鏈輪齒數(shù)。
2. 確定鏈條鏈節(jié)數(shù)
選中心距，則鏈節(jié)數(shù)為
式（3.2）
式中 ——表示鏈節(jié)數(shù)；
——表示節(jié)距；
——表示中心距。
3. 計(jì)算功率
取鏈傳動(dòng)的工況系數(shù)，故
式（3.3）
式中 ——表示工作機(jī)所需功率，；
4. 確定鏈條的節(jié)距
小鏈輪齒數(shù)系數(shù)為
式（3.4）
小鏈輪鏈長(zhǎng)系數(shù)為
式（3.5）
選用單排鏈，則由參考文獻(xiàn)[4]查得多排鏈系數(shù)，因此可以計(jì)算出所需傳遞功率為
式（3.6）
小鏈輪轉(zhuǎn)速，功率，則查參考文獻(xiàn)[10]選則鏈號(hào)為10A的單排鏈。同時(shí)查得節(jié)距大小為mm。
5. 鏈長(zhǎng)
式（3.7）
式中 ——表示鏈條節(jié)距，
——表示鏈節(jié)數(shù)
6. 中心距
式（3.8）
7. 中心距差值
式（3.9）
式中 ——表示中心距，。
8. 實(shí)際中心距
式（3.10）
取。
4 控制器設(shè)計(jì)
伸縮門的控制系統(tǒng)可以通過(guò)PLC或者單片機(jī)來(lái)實(shí)現(xiàn)，但伸縮門多在室外使用