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****本科畢業(yè)設計（論文） 摘 要
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學生畢業(yè)設計（論文）
題 目： 數(shù)控機床自動排屑裝置設計
學生姓名： 學 號：20010601017
所在院(系)： 機電工程學院
專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化
班 級： 0機制一班
指 導 教 師： 職稱：
2011 年 月
****教務處制
摘 要
本次畢業(yè)設計題目是數(shù)控機床的自動排屑裝置設計。本人致力于整機機械系統(tǒng)的設計，即包括電動機的選擇，帶傳動設計，減速器的設計，鏈傳動的設計，排屑裝置外形的設計。設計思路是從排屑機的性能和動作要求入手，并以國內(nèi)的質(zhì)量和技術性能接近設計要求的排屑機為基礎，研究國外的先進機型，設計出市場需求的以經(jīng)濟為第一設計原則的適用于數(shù)控機床的排屑裝置。圖紙采用Auto CAD 繪制。經(jīng)過認真地設計計算,查找資料撰寫設計論文。
本文的排屑裝置,它是針對市場的需要而設計的，從而能有效地滿足當今市場上對排屑裝置的需求,它具有如下的優(yōu)點:傳動平穩(wěn)，傳動效率搞，生產(chǎn)效率高，勞動強度低，產(chǎn)品質(zhì)量好，經(jīng)濟性好，人性化等優(yōu)點。
關鍵詞 數(shù)控機床，排屑裝置，機械系統(tǒng)
II
****本科畢業(yè)設計（論文） 目錄
II
****本科畢業(yè)設計（論文） ABSTRACT
ABSTRACT
My graduation project is the subject of CNC machine tools automatically Paixie design. I am committed 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
****本科畢業(yè)設計（論文） 目錄
目 錄
摘 要 I
ABSTRACT II
1 緒 論 1
1.1 本課題研究目的與意義 1
1.2 本課題國內(nèi)外發(fā)展概況 1
1.3 自動排屑裝置的發(fā)展趨勢 1
2 系統(tǒng)總體方案的確定 3
2.1 設計思想 3
2.2 初選電機減速器系統(tǒng)方案 3
2.3 輸送處傳動系統(tǒng)的確定 4
2.4 系統(tǒng)總體方案的確定 4
3 電動機的選擇 6
3.1 電動機類型選擇 6
3.2 電動機功率的選擇 6
3.4 確定電動機型號 6
4 V帶的設計計算 7
4.1 傳動比的分配 7
4.2 各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 7
4.3 帶傳動方案的確定 8
4.4 帶傳動設計計算 8
4.5 帶輪的結構設計 10
5 減速器的設計 12
5.1 齒輪的設計 12
5.1.1 高速級齒輪設計計算： 12
5.1.2 低速級齒輪設計計算 16
5.2 軸的設計計算 20
5.2.1 低速軸（軸3）的設計計算 20
5.2.2 中間(軸2)軸的設計計算 22
5.2.3 輸入軸（軸1）的設計計算 23
5.3 軸的校核 24
5.3.1 輸出軸（軸3）的校核 24
5.3.2 中間軸（軸2）的校核 26
5.3.3 輸入軸（軸1）的校核 28
5.4 軸承的校核 30
5.4.1 輸入軸上軸承的校核 30
5.4.2 中間軸的校核 31
5.4.3 輸出軸上軸承的校核 33
5.5 鍵的選擇和校核 34
5.5.1 輸入軸上聯(lián)軸器處的鍵 34
5.5.2 中間軸上的鍵 34
5.5.3 輸出軸上的鍵 35
5.6 減速器箱體的設計 35
6 鏈傳動設計的計算 38
6.1 鏈傳動方案的確定 38
6.2 鏈傳動的設計計算 38
6.3 鏈輪的結構設計 40
6.3.1 主、從動輪設計 40
6.3.2 惰輪設計 43
6.4 鏈的校核 45
6.5 刮板鏈的設計 46
6.6 鏈輪軸的設計 48
6.6.1 各軸的轉(zhuǎn)速,功率和轉(zhuǎn)矩 48
6.6.2 軸4的設計計算 48
6.6.3 軸5的設計計算 50
6.6.4 軸6的設計計算 51
6.7 軸的校核 52
6.7.1 軸4的校核 52
6.7.2 軸5的校核 53
6.7.3 軸6的校核 55
6.8 軸承的校核 56
6.9 鍵的選擇和校核 57
6.9.1 軸4上聯(lián)軸器處的鍵 57
6.9.2 軸4上鏈輪處的鍵 57
6.9.3 軸5上鏈輪處的鍵 58
6.9.4 軸6上鏈輪處的鍵 58
7 排屑裝置箱體的設計 60
8 排屑裝置的保養(yǎng)與維護 61
8.1 排屑裝置的保養(yǎng) 61
8.2 排屑裝置的維修 61
結 論 62
參 考 文 獻 63
致 謝 64
****本科畢業(yè)設計（論文） 2 系統(tǒng)總體方案的確定
6
****本科畢業(yè)設計（論文） 1 緒論
1 緒 論
1.1 本課題研究目的與意義
自動排屑裝置的主要作用是將切屑從加工區(qū)域排出到數(shù)控機床之外。另外，切屑中往往混合著切削液，排屑裝置必須將切屑從其中分離出來，送人切屑收集箱或小車里，而將切削液回收到冷卻液箱。所以，自動排屑裝置組要應用于數(shù)控機床、加工中心等要求高效率的機械。
1.2 本課題國內(nèi)外發(fā)展概況
自動排屑裝置，是隨著切削加工機床、加工中心的發(fā)展而發(fā)展的。但是長期以來，重主機、輕配套的狀況使得自動排屑裝置處理技術及其設備發(fā)展遲緩。80年代始，重主機輕配套的狀況引起了機床工具行業(yè)的注意，促使自動排屑裝置處理技術及其設備在此后的20多年里得到長足的發(fā)展。現(xiàn)在常見的排屑裝置有以下幾種：
1、平板鏈式排屑裝置
平板鏈式排屑裝置以滾動鏈輪牽引鋼質(zhì)平板鏈帶在封閉箱中運轉(zhuǎn)，切屑用鏈帶帶出機床。這種裝置在數(shù)控車床使用時要與機床冷卻箱合為一體，以簡化機床結構。
2、刮板式排屑裝置
刮板式排屑裝置的傳動原理與平板鏈式基本相同，只是鏈板不同，帶有刮板鏈板。這種裝置常用于輸送各種材料的短小切屑，排屑能力較強。
3、螺旋式排屑裝置
螺旋式排屑裝置是利用電動機經(jīng)減速裝置驅(qū)動安裝在溝槽中的一根絞籠式螺旋桿進行工作的。螺旋桿工作時，溝槽中的切屑即由螺旋桿推動連續(xù)向前運動，最終排入切屑收集箱。這種裝置占據(jù)空間小，適于安裝在機床與立柱間間隙狹小的位置上。螺旋槽排屑結構簡單、性能良好，但只適合沿水平或小角度傾斜的直線運動排運切屑，不能大角度傾斜、提升和轉(zhuǎn)向排屑。
1.3 自動排屑裝置的發(fā)展趨勢
在總結目前國內(nèi)外排屑裝置的發(fā)展現(xiàn)狀的情況下，當前排屑裝置還有著以下的幾點趨勢：
1.復合型排屑機的需求將會大幅度增加。復合型排屑機有很多優(yōu)點：（1），能處理復合式加工所產(chǎn)生的任何形態(tài)之鐵屑；二，不論是長短屑還是金屬粉屑都能完全處理；三，具有大量處理切屑液之過濾系統(tǒng)，過濾精度50 μm；四，可用于各型機床，中心加工機，鉆孔機，龍門式加工機，特殊專用加工機等小屑量排屑。未來幾年內(nèi)，復合型排屑機將具有廣泛的應用。
2. 易維修排屑機將大量增加。由于一般排屑裝置屬于輔助性生產(chǎn)設備，不易維修，保養(yǎng)維護機會較少，經(jīng)常是出現(xiàn)小毛病時無人注意，出大毛病無法運轉(zhuǎn)時才去修理，影響整條生產(chǎn)線的正常工作。 故易維修排屑機將是一種趨勢。
3.在環(huán)保、節(jié)能方面，今后在排屑機的設計及制造中應引起各制造企業(yè)的足夠重視。這方面要做好以下幾點：（1） 排屑機的裝機功率，減少工作中的能量損失。（2） 提高密封質(zhì)量，減少油垢、切削夜等對環(huán)境的污染。（3） 減少噪聲，對大的噪聲源進行隔離和封閉。
****本科畢業(yè)設計（論文） 2 系統(tǒng)總體方案的確定
2 系統(tǒng)總體方案的確定
2.1 設計思想
本課題是以機器經(jīng)濟性好、人性化設計、環(huán)境友好性好、可靠性高、壽命長、結構簡單、易于維修等為設計思想。
2.2 初選電機減速器系統(tǒng)方案
系統(tǒng)方案圖如下：
（a）為帶傳動--渦輪渦桿減速器系統(tǒng) （b）為帶傳動--二級圓柱圓錐減速器系統(tǒng)
（c）為聯(lián)軸器--二級圓柱斜齒輪減速器系統(tǒng) （d）為帶傳動--二級圓柱斜齒輪減速器系統(tǒng)
圖2.1 電機減速器系統(tǒng)方案
方案評價：
（a）方案為整體布局最小，傳動平穩(wěn)，而且可以實現(xiàn)較大的傳動比，但是由于渦桿傳動效率低，功率損失大，很不經(jīng)濟。（b）方案布局比較小，但是圓錐齒輪加工較困難，特別的是大直徑，大模數(shù)的錐輪，所以一般不采用。(c) 方案中減速器選擇合理，但本設計是用于數(shù)控機床的小型排屑裝置，工作速度很低，實用聯(lián)軸器不利于減速，會增加減速器的成本，不夠經(jīng)濟。
最終確定方案為（d）方案。
該方案的優(yōu)缺點：
該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，而且利于減速，還能起過載保護的作用，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。電動機部分為Y系列三相交流異步電動機。
總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、成本低、傳動效率高。
2.3 輸送處傳動系統(tǒng)的確定
（a）帶傳動
（b）履帶傳動
（c）鏈傳動
方案評價：
（a）方案成本較低，但是防腐蝕性不強。（b）履帶主要用在坦克等觸地設備，在此處用履帶傳動很不經(jīng)濟。(c) 方案中鏈傳動選擇合理。
最終確定方案為（c）方案。
該方案的優(yōu)缺點：
鏈傳動的傳動比準確，傳動效率較高；鏈傳動對軸的作用力較??；鏈傳動的尺寸較緊湊；鏈傳動對環(huán)境的適應能力較強；鏈條的磨損伸長比較緩慢，張緊調(diào)節(jié)量較小。
2.4 系統(tǒng)總體方案的確定
方案為：電動機——帶傳動——減速器——鏈傳動
如下圖：
圖2.2 系統(tǒng)總體方案
****本科畢業(yè)設計（論文） 3 電動機的選擇
3 電動機的選擇
3.1 電動機類型選擇
根據(jù)動力源和工作條件，選用交流電機，Y系列三相異步電動機。
3.2 電動機功率的選擇
根據(jù)鏈傳輸機構的布置由已知條件鏈傳動機構承受鐵屑100公斤力，即1000N，鏈的運動速度為3m/min，由于傳動機構還受鏈條受摩擦力f和刮板的重力分量F1。
由已知條件得出傳動機構總的載荷為F=f+F1+1000
設所選鏈型號為08A ,p=12.7mm ,單排質(zhì)量q=0.60 kg/m，總長度為8m。
刮板尺寸為：168mm×20mm×2mm ,選用普通碳素鋼密度為7.85，相鄰刮板距離為三個節(jié)距12.7×4=50.8mm ，F(xiàn)1約為200N，f約為60N。
則工作機有效功率為：P=F×V=0.063KW
由已知條件得電動機有效功率，式中為系統(tǒng)總的傳動效率。
電動機到鏈傳動機構總傳動效率
式中：為V帶的傳動效率，為閉式齒輪的傳動效率，為圓錐滾子軸承的傳動效率，為聯(lián)軸器的傳動效率，為鏈傳動效率。
查表：，，，=0.99，=0.96
代入上式：
所以電動機的有效功率
所選電動機的額定功率須滿足。
3.4 確定電動機型號
根據(jù)已知條件本排屑裝置的輸送速度為：
式中為節(jié)距，為小鏈輪齒數(shù)，取=17
選取電動機型號為Y2-90S-8，同步轉(zhuǎn)速為750 ,對應額定功率為0.37KW，外伸軸直徑24mm
****本科畢業(yè)設計（論文） 4 V帶的設計計算
方案
電動機型號
額定功率
（KW）
同步轉(zhuǎn)速
（r/min）
滿載轉(zhuǎn)速
（r/min）
總傳動比
i
1
Y2-90S-8
0.37
750
700
50
59
4 V帶的設計計算
4.1 傳動比的分配
1.計算總的傳動比i===50
2.傳動比的分配取,=16.66
3.雙級斜齒圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為5
4.低速級傳動比：
4.2 各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩
轉(zhuǎn)速：
功率：KW
扭矩：
轉(zhuǎn)速：
功率：
扭矩：=
轉(zhuǎn)速：
功率：
扭矩：
轉(zhuǎn)速：
功率：=
扭矩：
表1.1 各軸的運動與動力參數(shù)
軸號
轉(zhuǎn)速（r/min）
功 率
(KW)
扭 矩
（N．m）
1
233.33
0.0826
3.8
2
46.66
0.078
15.96
3
14
0.074
50.478
4
14
0.07
47.75
4.3 帶傳動方案的確定
外傳動帶選為 普通V帶傳動
1. 確定計算功率：
（1）、查文獻[10]表9-6得工作情況系數(shù)
（2）、查得 式（4.1）
2、選擇V帶型號
查文獻[10]圖3-12得：選A型V帶。
4.4 帶傳動設計計算
1、確定帶輪直徑
（1）、查文獻[10]表3-5得選取小帶輪直徑
=82.5（電機中心高符合要求）
（2）、驗算帶速，求得：
式（4.2）
（3）、從動帶輪直徑
查文獻[10]表3-6得 取
2、確定中心距
（1）、初定中心距a和帶長
式（4.3）
取
（2）、帶的計算長度
式（4.4）
由文獻[10]表3-3，取帶的基準長度Ld =1000mm
(3)、確定中心距a
式（4.5）
(4)、確定中心距調(diào)整范圍
式（4.6）
3、驗算小帶輪包角，根據(jù)文獻[10]圖3-13
式（4.7）
4、確定V帶根數(shù)Z
計算V帶根數(shù)Z，由文獻[11]表8-1-24
式（4.8）
式中：為單根V帶的基本額定功率，為時單根V帶額定功率增量，為帶長修正系數(shù)，為小帶輪包角修正系數(shù)。
查文獻[11]表8-1-33，， 查表8-1-27， 查表8-1-29，
代入上式：取
5、確定（單根帶）初拉力
式（4.9）
由文獻[11]表8-1-28查得0.06kg/m
6、計算對軸的壓力，得：
式（4.10）
4.5 帶輪的結構設計
1、小帶輪設計
因為小帶輪基準直徑=50mm<300mm，故可采用實心式結構。
由文獻[9]圖8-12中帶輪結構參數(shù)經(jīng)驗公式：
帶輪寬：B=(Z-1)e+2f=（2-1）15+2 10=35mm 式（4.11）
式中：e為槽間距，查文獻[9]表8-10取e=15mm
f為第一槽對稱面至端面的距離，查文獻[9]表8-10取e=10m
z為輪槽數(shù)，由前面設計可知道取Z=2
輪轂寬：L=（1.5—2）d=1.8d=1.8 24=43.2mm 式（4.12）
輪轂外直徑：=1.9d=1.924=45.6mm
帶輪外徑：=+2=50+22.75=55.5mm 式（4.13）
式中為基準線下槽深，查文獻[9]表8-10得=2.75
輪緣寬：=8mm
基準線下槽深：=10mm
由以上數(shù)據(jù)，小帶輪結構簡圖如下：
圖4.1 小帶輪結構簡圖
2、大帶輪設計
因為基準直徑=150mm<300mm，故可采用腹板式結構。
查文獻[9]圖8-12中帶輪結構參數(shù)經(jīng)驗公式：
帶輪寬：B=(Z-1)e+2f=（2-1）15+2 10=35mm
輪轂寬：L=（1.5—2）d=1.8d=1.8 15=27mm
輪轂外直徑：=1.9d =1.915=28.5mm
帶輪外徑：=+2=224+22.75=155.5mm
輪緣寬：=8mm
基準線下槽深：=10mm
由以上數(shù)據(jù)，大帶輪結構簡圖如下：
圖4.2 大帶輪結構簡圖
****本科畢業(yè)設計（論文） 5 減速器的設計
****本科畢業(yè)設計（論文） 5 減速器的設計
5 減速器的設計
5.1 齒輪的設計
5.1.1 高速級齒輪設計計算：
（一）選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)
1.類型：圓柱斜齒輪
2.精度：7級
3.材料：由文獻[12]表10-1選擇，小齒輪均選用40Cr（調(diào)質(zhì)），小齒輪硬度為280HBS，大齒輪材料45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者相差40HBS。
4選擇小齒輪的齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，則取=90
初選螺旋角。
（二）按齒面接觸強度設計
由文獻[12]式10-21進行
計算 式（5.1）
1．確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
(1) 試選載荷系數(shù)
(2) 由文獻[12]圖10-30選取
(3) 由文獻[12]圖10-26查得
式（5.2）
（4）計算小齒輪轉(zhuǎn)速
由前面的計算可知
（5）查文獻[12]表10-7得
（6）查文獻[12]10-6得材料的彈性影響系數(shù)
（7)由文獻[12]圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限
(8)由式文獻[12]10-13計算應力循環(huán)次數(shù)
式（5.3）
（9）由文獻[12]圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)，
(10)計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由文獻[12]公式10-12得
式（5.4）
2.計算
（1）計算試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式
(2)計算圓周速度
式（5.5）
（3）計算齒寬b及模數(shù)
式（5.6）
式（5.7）
式（5.8）
式（5.9）
（4）計算縱向重合度
式（5.10）
（5）計算載荷系數(shù)K
已知使用系數(shù)。
根據(jù)，8級精度，由圖文獻[12]10-8查得動載荷系數(shù)，查得的計算公式：
式（5.11）
查表文獻[12]10-13得
查表文獻[12]10-3得，所以載荷系數(shù)
式（5.12）
（6）按實際載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑由文獻[12]式10-10a得
式（5.13）
（7）計算模數(shù)
（三）按齒根彎曲強度設計
式（5.15）
1.確定計算參數(shù)
（1）計算載荷系數(shù)
（2）根據(jù)縱向重合度由文獻圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)
（3）計算當量齒數(shù)
式（5.16）
（4）根據(jù)文獻[10]查取齒形系數(shù)
由表10-5查得
（5）查取應力校正系數(shù)
由表10-5查得
（6）由圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪為
由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ，；
計算彎曲疲勞許用應力：
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式10-12得
（7）計算大小齒輪的
大齒輪數(shù)值大
2.設計計算
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取彎曲強度算得摸數(shù)1.25mm可滿足彎曲強度，按接觸強度得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)
取 式（5.17）
取
3.幾何尺寸計算
計算中心距 式（5.18）
將中心距圓整為70mm
（2）按圓整后的中心距修正螺旋角
式（5.19）
因值改變的不多，故參數(shù)等不必修正。
（3）計算大小齒輪的分度圓直徑
（4）計算齒輪寬度
圓整后取
5.1.2 低速級齒輪設計計算
（一）選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)
1.類型：圓柱斜齒輪
2.精度：7級
3.材料：由文獻[12]表10-1選擇，小齒輪均選用40Cr（調(diào)質(zhì)），小齒輪硬度為280HBS，大齒輪材料45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者相差40HBS。
4選擇小齒輪的齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取，初選螺旋角
（二）按齒面接觸強度設計
由文獻[12]公式10-21進行計算
1．確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
（1）試選載荷系數(shù)
（2）由文獻[12]圖10-3選取
（3）由文獻[12]圖10-26查得
（4）計算小齒輪轉(zhuǎn)速
由前面的計算可知
（5）查文獻[12]表10-7得
（6）查文獻[12]表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)
（7)由文獻[12]圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限
(8)由文獻[12]式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)
（9）由文獻[12]圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)，，
(10)計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由文獻[12]公式10-12得
2計算
（1）計算試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得
(2)計算圓周速度
（3）計算齒寬b及模數(shù)
（4）計算縱向重合度
（5）計算載荷系數(shù)K
已知使用系數(shù)。
根據(jù)，7級精度，由文獻[12]圖10-8查得動載荷系數(shù)，查得的計算公式：
式（5.11）
查文獻[12]表10-13得
查文獻[12]表10-3得，所以載荷系數(shù)
式（5.12）
（6）按實際載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑由文獻[12]式10-10a得
式（5.13）
（7）計算模數(shù) 式（5.14）
（三）按齒根彎曲強度設計
1.確定計算參數(shù)
（1）計算載荷系數(shù)
（2）根據(jù)縱向重合度由文獻[12]圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)
（3）計算當量齒數(shù)
（4）查取齒形系數(shù)
由文獻[12]表10-5查得
（5）查取應力校正系數(shù)
由文獻[12]表10-5查得
（6）由文獻[12]圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪為
由文獻[12]圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ，；
計算彎曲疲勞許用應力：
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式10-12[10]得
（7）計算大小齒輪的
大齒輪數(shù)值大
2.設計計算
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取彎曲強度算得摸數(shù)2mm可滿足彎曲強度，按接觸強度得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)
取
取
3.幾何尺寸計算
計算中心距
將中心距圓整為90mm
（2）按圓整后的中心距修正螺旋角
因值改變的不多，故參數(shù)等不必修正。
（3）計算大小齒輪的分度圓直徑
（4）計算齒輪寬度
圓整后取
驗算傳動比：
所以滿足設計要求。
5.2 軸的設計計算
5.2.1 低速軸（軸3）的設計計算
低速軸的功率，轉(zhuǎn)速，扭矩分別為：
=0.074kw, =14r/min, =50.478N.m
1.確定軸的最小直徑
先按式文獻[12]15-2初步估算軸的最小直徑。選軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表文獻[12]15-3，取，于是得
軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使軸的直徑和聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選聯(lián)軸器的型號。
聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查文獻[12]表14-1取，又代入數(shù)據(jù)得
查文獻[11]表5-2-25（GB/T5014-1985），選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器。公稱轉(zhuǎn)矩為160000N.mm，聯(lián)軸器的孔徑d=20mm,所以
2.軸的結構設計
圖5.1 低速軸結構簡圖
（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸上各段直徑和長度
1）由以上計算可知=20mm,為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，在12段的右端制出一軸肩，軸肩h=(0.07—0.1)d，所以
2）初步選取軸承，因同時受到徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，根據(jù)軸的結構和最小軸的直徑大小 按文獻[11]表6-1-54（GB/T297-1994）選用32006型軸承所以，，根據(jù)軸承的右端采用軸肩定位，從表中查得32006型軸承的定位軸肩高度h=3mm,所以取=36mm.取安裝齒輪的軸段67的直徑為 =34mm,齒輪左端采用軸肩定位，軸肩的高度軸環(huán)處直徑=40mm
半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，所以長度應取短些，現(xiàn)取。由所選的軸承可知，=17mm.齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位，已知齒輪的輪轂寬度為31mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，故取=38mm?？紤]軸環(huán)寬度，取=5mm.而軸承端蓋軸段的長度=24mm.在確定軸承的位置時應距離箱體內(nèi)壁S=8mm，取齒輪距離箱體內(nèi)壁a=15mm，齒輪間距c=15mm,所以，
=47.25mm
3)齒輪的的周向定位采用平鍵，按查文獻[12]表6-1普通平鍵取得：
b h l=10mm 8mm 30mm.
聯(lián)軸器處，由于是靜連接，選用普通平鍵。由表6-1，查得當軸徑時鍵取為。參照半聯(lián)軸器與軸的配合長度為和普通平鍵的長度系列，取鍵長
5.2.2 中間(軸2)軸的設計計算
軸2的功率，轉(zhuǎn)速，扭矩分別為：
=0.078kw =46.66r/min =15.96N.mm
1.確定軸的最小直徑
先按文獻[12]式15-2初步估算軸的最小直徑。選軸的材料為40鋼調(diào)質(zhì)處理根據(jù)文獻[12]表15-3，取，于是得，由于開了一個鍵槽，所以
2.軸的結構構設計
圖5.2 中間軸的結構簡圖
（1）各段的直徑：
因為軸的最小軸與軸承相配合，所以應該先確定軸承的型號從而確定軸的最小值，因同時受到徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承。
查文獻[11]（GB/T297-1994），根據(jù)上面計算的，選擇軸承的型號為30204，其尺寸為
所以，
由上面軸的同樣的計算方法可得：
=28mm, =26mm =32mm
（2）確定各段的長度
考慮到齒輪的安裝，配合段應比齒輪的寬度略短，
=24-4=20mm, =47-4=43mm
考慮到第3軸與第2軸在箱體內(nèi)的長度相等，則取
所以：軸3的
就是齒輪的間距C,所以=C=15mm
3)軸上零件的周向定位采用平鍵，按=28mm，考慮鍵槽的同時加工，故取平鍵：23段：b h l=8mm 7mm 14mm
45段：b h l=8mm 7mm 32mm.
5.2.3 輸入軸（軸1）的設計計算
=0.0826kw =233.33r/min =3.8N.mm
1.確定軸的最小直徑
按文獻[12]式15-2初步估算啜的最小直徑，選擇軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻[12]表15-3取=98，則
由于開了鍵槽，所以
所以可取=10mm.
2.軸的結構設計
圖5.3 高速軸的結構簡圖
（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸上各段直徑和長度
1) 根據(jù)上面計算可得安裝帶輪的軸徑=10mm，軸肩的高度
2）初步選取軸承，因同時受到徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，根據(jù)軸的結構和最小軸的直徑大小查文獻[13]表2-3-18（GB297-84）選用7302E型軸承所以，，兩軸承采用軸肩定位，軸肩的高度 考慮到是齒輪軸，取1.5mm，所以
，安裝端蓋的軸徑，考慮到軸承的安裝容易，取，為小齒輪的分度圓直徑23.34mm.
根據(jù)軸承的尺寸可得，，考慮到大帶輪的輪轂長度，取，軸承端蓋軸向的總寬度由查表計算為27mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承的潤滑取端蓋的外端面與大帶輪的距離,則.箱體內(nèi)的軸段長度由與前兩軸的配合安裝確定，根據(jù)前面尺寸可得，，，為齒輪的寬度30mm.
3)平鍵的尺寸選擇按=10mm，查文獻[12]得:B h l=4mm 4mm 20mm.
5.3 軸的校核
5.3.1 輸出軸（軸3）的校核
求作用在齒輪上的力
計算支反力
1．畫軸的空間受力圖
將齒輪所受載荷簡化為集中力，并通過輪轂中截面作用于軸上。軸的支點反力也簡化為集中力通過載荷中心作用于軸上；
2．作垂直平面受力圖和水平平面受力圖求出作用于軸上的載荷。并確定可能的危險截面。
圖5.4 輸出軸的受力圖
將計算出的危險截面處的的值列入下表：
表5.1 輸出軸各危險面處的載荷值
載荷
水平面H
垂直面V
支反力F
彎矩M
總彎矩
扭矩
3．按彎扭合成應力校核軸的強度
已知材料為45鋼調(diào)質(zhì)，由文獻[12]表15—1查得，由已知條件，對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度進行校核。
根據(jù)式15-5以上表中的數(shù)據(jù)，并取，軸的計算應力：
結論：按彎矩合成應力校核軸的強度，軸的強度足夠。
5.3.2 中間軸（軸2）的校核
求作用在齒輪上的力
同軸3計算方法：
1．畫軸的空間受力圖
將齒輪所受載荷簡化為集中力，并通過輪轂中截面作用于軸上。軸的支點反力也簡化為集中力通過載荷中心作用于軸上；
2．作垂直平面受力圖和水平平面受力圖求出作用于軸上的載荷。并確定可能的危險截面。
圖5.4 中間軸的受力圖
將計算出的危險截面處的的值列入下表：
表5.2 中間軸各危險面處的載荷值
載荷
水平面H
垂直面V
支反力F
彎矩M
總彎矩
扭矩
3．按彎扭合成應力校核軸的強度
已知材料為45鋼調(diào)質(zhì)，由文獻[12]表15—1查得，由已知條件，對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面C的強度進行校核。
根據(jù)式15-5以上表中的數(shù)據(jù)，并取
結論：按彎矩合成應力校核軸的強度，軸的強度足夠
5.3.3 輸入軸（軸1）的校核
1．畫軸的空間受力圖
將齒輪所受載荷簡化為集中力，并通過輪轂中截面作用于軸上。軸的支點反力也簡化為集中力通過載荷中心作用于軸上；
2．作垂直平面受力圖和水平平面受力圖求出作用于軸上的載荷。并確定可能的危險截面。
圖5.5 輸入軸的受力圖
將計算出的危險截面處的的值列入下表：
表5.3 輸入軸各危險面處的載荷值
載荷
水平面H
垂直面V
支反力F
彎矩M
總彎矩
扭矩
3．按彎矩合成應力校核軸的強度
已知材料為40Cr調(diào)質(zhì)，由文獻[12]表15—1查得，由已知條件，對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度進行校核。
根據(jù)式15-5以上表中的數(shù)據(jù)，并取
式（5.20）
結論：按彎矩合成應力校核軸的強度，軸的強度足夠
5.4 軸承的校核
軸承的預期計算壽命 式（5.21）
5.4.1 輸入軸上軸承的校核
（1）求兩個軸承受到的徑向載荷
由軸的校核過程可知
所以 式（5.22）
（2）計算軸承的軸向力
查文獻[13]表2-3-18得GB297-84型號軸承
所以 式（5.22）
式（5.23）
（3）求軸承的動載荷
查文獻[12]表13-5得
對軸承1
對軸承2
查文獻[12]表13-6取沖擊載荷因數(shù)
（四）計算軸承的壽命
式（5.22）
所以 式（5.23）
所以軸承滿足壽命要求。
5.4.2 中間軸的校核
（1）求兩個軸承受到的徑向載荷
由軸的校核過程可知
所以
（2）計算軸承的軸向力
查文獻[11]（GB/T297-1994）得30204型號軸承
所以
（3）求軸承的動載荷
查文獻[12]表13-5得
對軸承1
對軸承2
查文獻[12]表13-6取沖擊載荷因數(shù)
（四）計算軸的壽命
所以軸承滿足壽命要求。
5.4.3 輸出軸上軸承的校核
（1）求兩個軸承受到的徑向載荷
由軸的校核過程可知
所以
（2）計算軸承的軸向力
查文獻[11]（GB/T297-1994）得32006型號軸承
所以
（3）求軸承的動載荷
查文獻[12]表13-5得
對軸承1
對軸承2
查文獻[12]表13-6 取沖擊載荷因數(shù)
（四）計算軸的壽命
所以軸承滿足壽命要求。
5.5 鍵的選擇和校核
5.5.1 輸入軸上聯(lián)軸器處的鍵
（1）確定鍵的類型和尺寸
由于是靜連接，選用A型普通平鍵。由文獻[12]表9-14（GB/T1095-1979），查得當軸徑時鍵取為。參照大帶輪寬與軸配合的轂長和普通平鍵的長度系列，取鍵長。
（2）強度驗算
由文獻[12]式（6-1） 式（5.24）
式中
由文獻[12]表6-2查取許用擠壓應力為
，滿足強度要求。
5.5.2 中間軸上的鍵
（1）確定鍵的類型和尺寸
由于是靜連接，選用A型普通平鍵。由文獻[12]表9-14（GB/T1095-1979），查得當軸徑時鍵取為。由于軸上是兩個鍵，且設計時兩鍵的都為，參照齒輪與軸的配合長度為和普通平鍵的長度系列，取鍵長。d=26mm時，
（2）強度驗算
<1> 由文獻[12]式（6-1）
當時：
式中
由文獻[12]表15-1查取許用擠壓應力為
，滿足強度要求。
當d=26mm時：
5.5.3 輸出軸上的鍵
1）齒輪與軸聯(lián)結處
（1）確定鍵的類型和尺寸
由于是靜連接，選用A型普通平鍵。由文獻[12]表9-14（GB/T1095-1979），查得當軸徑時鍵取為參照齒輪與軸的配合長度為和普通平鍵的長度系列，取鍵長。
（2）強度驗算
由文獻[12]式（6-1）
式中
，滿足強度要求。
2） 聯(lián)軸器處
（1）確定鍵的類型和尺寸
由于是靜連接，選用A型普通平鍵。由文獻[12]表9-14（GB/T1095-1979），查得當軸徑時鍵取為。參照半聯(lián)軸器與軸的配合長度為和普通平鍵的長度系列，取鍵長。
（2）強度驗算
由文獻[12]式（6-1）
式中
，滿足強度要求。
5.6 減速器箱體的設計
由文獻[14]表3
1.機座壁厚：
2.機蓋壁厚： 取
3.機座凸緣厚度：
4.機蓋凸緣厚度：
5.機座底凸緣厚度：
6.地腳螺釘直徑：
7.地腳螺釘通孔直徑：
8.地腳螺釘數(shù)目：
9.沉頭座直徑：
10.軸承旁聯(lián)接螺栓直徑：
11.機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑：
12.軸承端蓋螺釘直徑：
13.窺視孔蓋螺釘直徑：
14.定位銷直徑：
15. 到外機壁距離：
16. 到凸緣邊緣距離：
17.軸承旁凸臺半徑：
18.大齒頂圓與內(nèi)機壁距離：
19.齒輪端面與內(nèi)機壁距離：
20.機座肋板的尺寸
21.箱蓋肋板的尺寸
22.吊耳環(huán)直徑
23.釣鉤半徑
24.軸承蓋（軸承座的）的外徑
根據(jù)前面確定的軸承蓋外徑可得：
輸出軸 =88mm 中間軸 =68mm 輸入軸 =32mm
軸承蓋螺釘直徑 ，由計算選用螺釘，4顆
25.確定機蓋頂部輪廓
大齒輪一側 以=89mm畫弧
小齒輪一側 以=32mm 畫弧
25.放油孔螺釘
26.窺視孔長
寬
視孔蓋
通氣孔
27.壓配式圓形油標 視孔 A型壓配式
ac.箱體的總體尺寸的確定：
箱體外壁的長度：298 mm
箱體內(nèi)壁的寬度：116.5mm
箱體外壁的寬度：132.5mm
箱座底部的寬度：212.5mm
箱座頂部的寬度：212.5mm
箱蓋的總體長度：358mm
****本科畢業(yè)設計（論文） 6 鏈傳動設計的計算
6 鏈傳動設計的計算
6.1 鏈傳動方案的確定
圖6.1 鏈傳動布置圖
6.2 鏈傳動的設計計算
1、 選擇小鏈輪齒數(shù)
取傳動比為i=1
參照鏈速和傳動比查文獻[11]表8-2-5取Z1=17
2、 選擇大鏈輪齒數(shù)
=iz1=1×17=17<120 故合理
3、 惰輪齒數(shù)
=9
取
4、 確定計算功率
已知鏈傳動工作平穩(wěn)，設計功率為：
式（6.1）
式中：P—傳遞功率KW
—工況系數(shù)，查文獻[11]表8-2-6，取=1.0
—小鏈輪齒數(shù)系數(shù)，查文獻[11]表8-2-7，取=0.887
—多排鏈排數(shù)系數(shù)，查文獻[11]表8-2-8，取=1
5、 鏈條節(jié)距選用
根據(jù)設計功率（取= ）和小鏈輪轉(zhuǎn)速，由文獻[11]表8-2-2選用08A號鏈條，查表13-1節(jié)距P=12.7，設鏈長8m
6、驗算小鏈輪輪轂孔徑
式中：—由支承軸的設計確定
—鏈輪輪轂孔的最大許用直徑，查表8-2-10得=34mm
故小鏈輪輪轂孔徑滿足設計要求。
7、計算鏈輪尺寸
mm 式（6.2）
mm
8、初定中心距
?。?
則可得中心距：
9、鏈條長度及鏈長節(jié)數(shù)
鏈長：
鏈長節(jié)數(shù)： 式（6.3）
圓整成偶數(shù)節(jié)，取630節(jié)。
10、實際中心距
由文獻[11]表8-2-5有，通常，。
因中心距可調(diào)，取，則
11、鏈速
式（6.4）
屬于低速傳動。
12、有效圓周力
式（6.5）
13、作用于軸上的拉力
對于傾斜傳動有：
式（6.6）
14、潤滑方式?
根據(jù)p＝12.7mm、v =由文獻[11]圖8-2-4查出宜用油刷或油壺人工定期潤滑。
6.3 鏈輪的結構設計
6.3.1 主、從動輪設計
1、鏈輪材料和工藝
由表13-8可查得：材料用45鋼，硬度為40—50HBS。
工藝為：（1）鍛：按照鍛件毛坯圖鍛制成品；
（2）熱處理：正火；
（3）粗車：鉆內(nèi)孔，外廓及內(nèi)孔按各部留量車輪廓；
（4）調(diào)質(zhì)：達到圖紙硬度要求；
（5）精車：各部車成品；
（6）滾：滾齒按圖成品；
（7）倒角；
（8）拉：內(nèi)鍵成品；
（9）電鍍：按要求鍍鋅，72小時鹽浴實驗。
2、鏈輪結構和尺寸
由前面設計可知，，P=12.7mm，,根據(jù)文獻[12]圖9-6中鏈輪結構，結構簡圖如下：
圖6.2 鏈輪結構簡圖
輪轂厚度： 式（6.7）
由d=69.4mm,取K=4.8
輪轂長度： 式（6.8）
輪轂直徑： 式（6.9）
合理。
式中：—齒輪凸緣直徑，根據(jù)文獻[12]表9-3：
式（6.10）
式中：h —內(nèi)鏈板高度，查文獻[12]表9-1，h=12.07mm
齒寬：根據(jù)文獻[12]表9-4可知：
式（6.11）
式中：—內(nèi)鏈節(jié)寬度，表9-1，=7.85mm
齒側倒角： 式（6.12）
齒側半徑： 式（6.13）
齒全寬： 式（6.14）
3、基本參數(shù)和主要尺寸
分度圓直徑：
齒頂圓直徑：
式中：—滾子外徑，查文獻[12]表9-1有=7.92mm
取
齒根圓直徑：