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圖書分類號：
密 級：
20米自動伸縮門設計
THE DESIGN OF 20 METERS AUTOMATIC RETRACTABLE GATE
學生姓名
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原創(chuàng)性聲明
本人鄭重聲明： 所呈交的學位設計，是本人在導師的指導下，獨立進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，本設計不含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的作品或成果。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標注。
本人完全意識到本聲明的法律結果由本人承擔。
設計作者簽名： 日期： 年 月 日
版權協(xié)議書
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設計作者簽名： 導師簽名：
日期： 年 月 日 日期： 年 月 日
摘要
自動伸縮門是一款機電一體化的產(chǎn)品，它由控制系統(tǒng)實現(xiàn)電機的轉(zhuǎn)動，再由電機通過一系列傳動裝置，帶動門體運動。本文首先闡述了自動伸縮門產(chǎn)生的背景，它在當前社會中的發(fā)展狀況，以及對它進行研究的意義。繼而根據(jù)已知條件對相關參數(shù)進行計算，選擇合適的電動機。然后設計減速器傳動方式，確定傳動方式之后再依次對實現(xiàn)傳動的各個零件(包括齒輪、軸、傳動鏈、鏈輪)的各個參數(shù)進一步計算，接著要對設計完的零件進行強度校核。最后，對自動伸縮門的控制系統(tǒng)進行了設計，本文采用單片機進行系統(tǒng)控制，從而實現(xiàn)電動機的正轉(zhuǎn)、反轉(zhuǎn)、停轉(zhuǎn)，漢字顯示方式控制，無線遙控控制等，再根據(jù)這些功能來選擇實現(xiàn)這些功能所需要的硬件設備，然后將這些設備正確連接來完成硬件系統(tǒng)的設計。
關鍵詞: 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
關鍵詞: I
Abstract II
1 緒論 1
1.1 課題研究內(nèi)容 1
1.2 自動伸縮門的背景、發(fā)展及研究意義 1
2 減速器的設計 3
2.1電動機的選擇 3
2.2 傳動比的計算及分配 4
2.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5
2.4齒輪設計 6
2.4.1高速級圓錐齒輪設計 6
2.4.2低速級斜齒圓柱齒輪設計 11
2.5軸的設計 18
2.5.1高速軸的設計與計算 18
2.5.3 中間軸的設計與計算 24
2.5.3 低速軸設計 30
3 鏈傳動設計 37
4 控制器設計 39
4.1 總體設計 40
4.2 硬件選擇 40
4.2.1 電機控制 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 門體設計 43
5.1 總體設計 43
5.2 結構設計 44
結論 45
致謝 46
參考文獻 47
1 緒論
1.1 課題研究內(nèi)容
本課題研究的對象是自動伸縮門，它主要由機頭、門體和行走輪組成，其中機頭是其核心部分，內(nèi)部包括電動機、控制系統(tǒng)、以及減速裝置。工作時，由控制系統(tǒng)控制電動機的正轉(zhuǎn)和反轉(zhuǎn)，然后通過一系列的減速裝置帶動行走輪行走，從而實現(xiàn)伸縮門的前進與后退。
本課題的主要研究的是與本專業(yè)聯(lián)系緊密的電動機和減速裝置部分。首先根據(jù)原始參數(shù)選擇合適的電動機，然后選擇合適的傳動機構。為實現(xiàn)門體的正常運動，本設計擬選用圓錐-圓柱齒輪傳動，然后通過鏈傳動帶動行走輪行走。
1.2 自動伸縮門的背景、發(fā)展及研究意義
在20世紀，自動門在我國并不是很普遍，其核心技術也很落后，尤其是它內(nèi)部的控制系統(tǒng)，當時在我國根本無法研制出來，因此很多都是從西方國家進口而來。但后來，隨著科學技術的不斷發(fā)展，我們自己也漸漸可以開發(fā)出自動伸縮門生產(chǎn)的整套流程。自動伸縮門從產(chǎn)生到投入使用已經(jīng)有一段時間，它的興起是在1996年，那段時間，很多廠家抓住這個契機大量生產(chǎn)，市面上的伸縮門的種類非常多，這樣自然而然帶來的就是伸縮門的質(zhì)量問題，相當一部分該產(chǎn)品很不符合使用要求，存在著許多隱患。于是針對這個問題，國家于1997年頒發(fā)了通知，要求相關部門及研究院，修編一套自動伸縮門的規(guī)格，其目標是向國內(nèi)外先進企業(yè)看齊。
此后隨著人民生活水平的提高，市場需求的逐漸擴大，科技水平的日益發(fā)達，自動伸縮門的功能越來越強大，應用也越來越廣泛。雖然在國內(nèi)它的起步比較晚，但相對來說其發(fā)展還是比較迅速的。如今，自動門在日常生活中可以說是隨處可見，學校、工廠、醫(yī)院等各個企事業(yè)單位均使用自動伸縮門作為自己的門面，不僅方便了車輛的進出與管理，同事還節(jié)省了人力物力。
因此，對自動伸縮門進行研究對改善我們的日常生活，促進社會經(jīng)濟效益有著極其重要的意義。
1.3 文章結構
本文首先對本課題進行簡單的介紹，并闡述自動伸縮門產(chǎn)生的背景，它在當前社會中的發(fā)展狀況，以及對它進行研究的意義。
第二章主要對實現(xiàn)傳動的減速器進行設計。包括電動機選型，傳動比分配以及相關參數(shù)計算，還有傳動零部件的設計。
第三章主要對鏈傳動進行設計，它主要用來實現(xiàn)減速器輸出軸到伸縮門滾輪之間的傳動。
第四章主要對自動伸縮門的控制系統(tǒng)進行設計。主要通過單片機實現(xiàn)對電動機的正轉(zhuǎn)、反轉(zhuǎn)、停轉(zhuǎn)，漢字顯示方式以及無線遙控的控制，并作出硬件連接原理圖。
最后主要進行了門體結構的設計，并總結本次設計過程，對設計中提供幫助的老師同學表示感謝。
2 減速器的設計
2.1電動機的選擇
(1)選擇電動機的類型
根據(jù)自動伸縮門的工作條件及用途，選用Y系列三相異步電動機
(2)選擇電動機功率
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；
——表示一對軸承的效率；
——表示高速級錐齒輪傳動效率；
——表示低速級斜齒圓柱齒輪傳動效率；
——表示鏈傳動效率。
由參考文獻[10],取，，，則將數(shù)據(jù)代入式（2.2）得電動機到工作機間的總效率為：
3）電動機所需工作效率
因本設計方案選用兩個電動機，則每個電動機所需工作效率為：
式（2.3）
由式（2.1）得伸縮門運行所需要的總功率為，由式（2.2）得傳動總效率,則將數(shù)據(jù)其帶入式（2.3）得：
4）選取電動機的額定功率
伸縮門在室外工作，其工作溫度正常，且需要長期連續(xù)運轉(zhuǎn)，負荷變化很少，因此可跟手冊選擇相應的電動機型號，而不必再考慮電動機的發(fā)熱情況，更不必對其進行計算。通常選擇電動機的額定功率為，即
式（2.4）
(3)確定電動機轉(zhuǎn)速
伸縮門機頭的滾輪的工作轉(zhuǎn)速為：
式（2.5）
式中 ——表示伸縮門的運行速度，單位m/s；
——表示機頭滾輪的直徑，單位mm。
由參考文獻[10]知，錐齒輪傳動傳動比，圓柱齒輪傳動傳動比，則總傳動比范圍為：
式（2.6）
由上文可知，鏈傳動的傳動比取為，所以，電動機的轉(zhuǎn)速范圍為：
式（2.7）
根據(jù)以上參數(shù)由參考文獻[10]選用Y132S-8型號電動機，具體數(shù)據(jù)如表2-2所示。
表2-2 電機型號
電動機
型號
額定功率
（kW）
電動機轉(zhuǎn)速（）
電動機質(zhì)量（kg）
同步
滿載
Y132S-8
2.2kW
750
710
63
2.2 傳動比的計算及分配
(1)總傳動比計算
式（2.8）
式中nm——表示電動機的滿載轉(zhuǎn)速，單位r/min；
nw——表示伸縮門機頭的滾輪的工作轉(zhuǎn)速，單位r/min
(2)分配傳動比
本設計中擬定鏈傳動傳動比為2，則由參考文獻[1]得高速級錐齒輪的傳動比為：
式（2.9）
則低速級斜齒圓柱齒輪傳動比為：
式（2.10）
2.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
(1)各軸轉(zhuǎn)速
電動機滿載轉(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 ——表示圓錐齒輪傳動比；
——表示圓柱齒輪傳動比；
——表示鏈傳動傳動比。
(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齒輪設計
2.4.1高速級圓錐齒輪設計
(1)選擇材料
對于自動伸縮門這種一般的機械，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[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級精度。
(2)初步計算傳動的主要尺寸
由兩齒輪的齒面硬度可知該齒輪傳動為軟齒面閉式傳動，因此應該按齒面接觸疲勞強度進行設計計算，其設計公式為：
式（2.21）
1) 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為
2) 因為齒輪的圓周速度并不可知，因此動載荷系數(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[10]查得彈性系數(shù)
4) 由參考文獻[10]查得齒輪的節(jié)點區(qū)域系數(shù)
5) 齒數(shù)比
6) 取齒寬系數(shù)
7) 許用接觸應力計算如下：
式（2.22）
由參考文獻[10]得接小齒輪與大齒輪觸疲勞極限應力為，。
它們的應力循環(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)過一圈應力變化次數(shù)
——表示工作總時間，單位小時
由參考文獻[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)確定傳動尺寸
1）計算載荷系數(shù)
由參考文獻[10]查得使用系數(shù)
齒寬中點分度圓直徑為：
式（2.25）
故 式（2.26）
本設計中的齒輪是8級精度，故由參考文獻[4]可知應該按9級精度查表，則查參考文獻[10]得動載荷系數(shù)為，齒向載荷分配系數(shù)，則可計算出載荷系數(shù)為
式（2.27）
2）對進行修正
由式（2.27）的值可知其與選擇的值有些出入，所以要對由計算出的重新計算，即
式（2.28）
3）確定齒數(shù)
選取小錐齒輪齒數(shù)=24，則可計算出大錐齒輪齒數(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[10]，取標準模數(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度
齒根彎曲疲勞強度條件為：
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)與應力修正系數(shù)的計算
式（2.37）
式（2.38）
則小齒輪當量齒數(shù)為
式（2.39）
大齒輪當量齒數(shù)為
則由參考文獻[10]查得小齒輪齒形系數(shù)，應力修正系數(shù)，大齒輪齒形系數(shù)，應力修正系數(shù)。
4）許用彎曲應力
式（2.40）
由參考文獻[10]查得小、大彎曲疲勞應力分別為，；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力為
大齒輪許用彎曲應力為
小齒輪的彎曲應力為
式（2.41）
大齒輪的彎曲應力為
式（2.42）
(5)計算錐齒輪傳動其他幾何尺寸
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）
因為大、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）
因為大、小錐齒輪高變位系數(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低速級斜齒圓柱齒輪設計
(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[10]得齒面硬度，。平均硬度，。，在之間，選8級精度。
(2)初步計算傳動的主要尺寸
由于兩齒輪的齒面硬度較低，因此設計時按齒面接觸疲勞強度計算，其公式為：
式（2.51）
1）小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為
2）因為齒輪的圓周速度并不可知，因此動載荷系數(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[10]，取齒寬系數(shù)
4）由參考文獻[10]查得彈性系數(shù)
5）初選錐齒輪的螺旋角，由參考文獻[10]查得其節(jié)點區(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[10]查得重合度系數(shù)
8）由參考文獻[10]查得螺旋角系數(shù)
9）許用接觸應力計算如下：
由參考文獻[10]查得兩齒輪的接觸疲勞極限應力分別為，。
由式（2.23）、（2.24）可計算出它們的應力循環(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)過一圈應力變化次數(shù)
——表示工作總時間，單位小時
由上述數(shù)據(jù)查參考文獻[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）可以初步計算出小齒輪3的分度圓直徑大小，即
(3)確定傳動尺寸
1）計算載荷系數(shù)
由參考文獻[10]查得使用系數(shù),由
，
查參考文獻[10]得動載荷系數(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）對進行修正
由于計算出的值與開始選擇的值有相差較大，故需對由計算出的進行修正，則由式（2.27）得
3）確定模數(shù)
式（2.55）
查參考文獻[10]，取標準模數(shù)
4）計算傳動尺寸
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，因此不需要對與有關的參數(shù)再重新計算，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度
齒根彎曲疲勞強度條件為
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)與應力修正系數(shù)的計算
小齒輪當量齒數(shù)為
式（2.60）
大齒輪當量齒數(shù)為
式（2.61）
則由參考文獻[10]查得小齒輪齒形系數(shù)，應力修正系數(shù)，大齒輪齒形系數(shù)，應力修正系數(shù)。
4）由參考文獻查得重合度系數(shù)
5）由參考文獻查得螺旋角系數(shù)
6）許用彎曲應力
由相關參數(shù)查參考文獻[10]可以得到小、大齒輪的彎曲疲勞極限應力的值分別為，；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力為
大齒輪許用彎曲應力為
由式（2.59）得小齒輪的彎曲應力為
由式（2.42）得大齒輪的彎曲應力為
(5)計算齒輪傳動其他幾何尺寸
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齒輪上作用力的計算
對齒輪上作用力的計算是為了方便下面對軸的進行設計和校核、也方便了鍵和軸承的選擇，其計算過程如下
(1)高速級齒輪傳動的作用力
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指向輪1的轉(zhuǎn)動中心
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)低速級齒輪傳動的作用力
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，為了使它們在軸線方向所受到的力最小，我們選擇齒輪3的旋向為右旋，則相應低速軸上齒輪4的旋向為左旋，由式（2.58）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的位置指向圓柱齒輪3的轉(zhuǎn)動中心
軸向力為
式（2.75）
它方向可以通過右手法則進行確定，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)動方向相同，那么，這個時候，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
從動齒輪4所受到的圓周力、徑向力和軸向力與主動齒輪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軸的設計
2.5.1高速軸的設計與計算
(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，并對其他方面也沒有特殊要求，由參考文獻[10]選擇軸的材料為常用的號鋼，調(diào)質(zhì)處理
(3)初步計算軸徑
由參考文獻[10]查得，取中間值，則可得到軸的最小直徑：
式（2.77）
高速軸與電動機連接，中間需用聯(lián)軸器來實現(xiàn)，聯(lián)軸器通過鍵槽與軸連接,為保證工作要求，開鍵槽軸徑需增大3%至5%，則軸端最細處直徑為
式（2.78）
(4)結構設計
軸的結構構想如下圖所示：
圖2-1 高速軸結構構想
1）設計軸承部件的結構
考慮本減速器功率不大，發(fā)熱必然不大，且軸不會很長，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進行設計。
2）聯(lián)軸器與軸段1
軸段1與電動機連接，上面需安裝聯(lián)軸器，因此，它的設計應與聯(lián)軸器的選擇同步。為減小電機與軸段1連接的安裝誤差和振動，這里選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查參考文獻[10]，取載荷系數(shù)，則計算轉(zhuǎn)矩為
式（2.79）
由參考文獻[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，并查得其軸孔長度，選擇Y型，則可得到該聯(lián)軸器的代號是LX1 19×42 GB/T 5014—2003，故軸段1的直徑，它的長度比轂孔寬度稍微小點，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行密封，查參考文獻[10]，無在上式范圍內(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，初選軸承型號為32305，由參考文獻[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長度比軸承內(nèi)圈的寬度B稍微小一點，取。
由前文可知高速級錐齒輪的圓周速度大于2m/s，所以這里軸承選擇油潤滑，工作時通過齒輪把潤滑油帶進導油溝中，然后順著導油溝流進軸承座中。
在正常情況下，同一根軸上的選擇兩個軸承通常型號相同，故取軸4直徑，為達到裝配要求，軸段4的長度必須比軸承內(nèi)圈的寬度B稍微小點，取。
4）軸段3
左右兩個圓錐滾子軸承根據(jù)軸段3進行定位，所以該軸段的直徑應該是軸承內(nèi)圈的定位直徑，即。至于其長度的確定需考慮軸的懸臂長度，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。
對于直徑比較小的錐齒輪，我們通常選擇其為實心結構，則取其齒寬中點分度圓與其大端處的徑向端面之間的距離M=17.5mm；取其大端側徑向端面與軸承套杯端面之間的距離△1=10mm；取其大端側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。小錐齒輪左側采用軸套定位，右側采用軸端擋圈定位，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度小于齒輪轂孔的長度，取這個差值大小為0.75mm。這樣，我們可以得到軸段5的長度為
式（2.82）
6）確定軸段1的長度
軸段1的長度不僅與該軸段上所安裝的零件有關系，還與其左端的軸承端蓋等零件有關系，因此，要確定軸段1的長度，要先確定好軸承端蓋等相關零件的相關尺寸。
由參考文獻[10]知，對于圓錐—圓柱二級齒輪傳動，其箱體壁厚按照二級圓柱齒輪減速器計算，則可得到下箱座壁厚為
式（2.83）
式中 a——表示低速級中心距
取其壁厚
對于圓錐—圓柱二級齒輪傳動，因
式（2.84）
故由參考文獻[10]，查得各相關零件參數(shù)如下表所示:
表2-5 箱體相關零件參數(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)可計算出軸段1的長度為
式（2.85）
7）確定軸段3的長度
軸段3的長度與該段的懸臂長度，即小齒輪的受力作用點與右端軸承對軸的作用力點之間的距離有關，其大小為
式（2.86）
由此可得兩軸承分別對軸段2、4的力作用點之間的距離為
式（2.87）
則可計算出軸段3的長度為
式（2.88）
取
則由此可計算出兩軸承分別對軸段2、4的力作用點之間的具體距離為
式（2.89）
其值在之間，合格
8）軸段1力作用點與左軸承對軸段2力作用點之間的距離
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，取聯(lián)軸器與軸段1之間鍵的型號為：；取錐齒輪1與軸段5之間鍵的型號為：。
(6)軸的受力分析
1）畫高速軸的受力簡圖
軸的受力簡圖如圖2-2所示
2）計算支承反力
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，右軸承對軸段4的力作用點處的剖面A-A的彎矩為
式（2.96）
錐齒輪1對軸段5的力作用點處的剖面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 高速軸的結構與受力分析
(7)校核軸的強度
由前文可知，相對于B-B剖面，A-A剖面彎矩較大，且同時作用有轉(zhuǎn)矩，故選定A-A剖面為危險截面。
其抗彎截面系數(shù)為 式（2.101）
則彎曲應力為 式（2.102）
其抗扭截面系數(shù)為 式（2.103）
則扭剪應力為 式（2.104）
這里我們按照軸的抗彎扭合成強度進行校核，取折合系數(shù)，則當量應力為
式（2.105）
由參考文獻[10]查得45號鋼調(diào)制處理后，其抗拉強度極限為，則由此查得軸的許用彎曲應力，顯然，故強度滿足要求。
2.5.3 中間軸的設計與計算
(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，并對其他方面也沒有特殊要求，由參考文獻[10]選擇軸的材料為常用的號鋼，調(diào)質(zhì)處理
(3)初步計算軸徑
由參考文獻[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)結構設計
軸的結構構想如下圖所示：
圖2-3 中間軸結構構想
1) 設計軸承部件的結構
由于中間軸的長度不是很長，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進行設計
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，同一根軸上的兩個軸承用相同型號，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，所以齒輪需制成實心的，它的右端根據(jù)軸肩進行定位，左端通過套筒進行定位。而錐齒輪2的輪轂寬度大約為，則取其寬度，其左端通過軸肩實現(xiàn)定位，右端根據(jù)套筒實現(xiàn)定位。為了滿足安裝要求，軸段2和軸段4的長度要小于該軸段所安裝齒輪的輪轂長度。則由斜齒圓柱齒輪3的寬度為，所以取軸段2的長度，由錐齒輪2的寬度，所以取軸段4的長度。
4）軸段3
兩軸段上的齒輪根據(jù)軸段3進行定位，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，且考慮到整個箱體尺寸，其長度不宜過大，暫取為。
5）確定軸段1和軸段5的長度
由前文可知，軸承采用油潤滑，而對于采用油潤滑的軸承，軸承內(nèi)端面與箱體內(nèi)壁的之間的距離取為△=5mm，則可計算出軸段1的長度為
式（2.106）
同理，也可計算出軸段5的長度為
式（2.107）
6）計算軸上各個力作用點之間的距離
軸段1上力作用點和軸段2上力作用點之間的距離為
式（2.108）
同理可得軸段2上力作用點和軸段4上力作用點之間的距離為，軸段4上力作用點和軸段5上力作用點之間的距離為
(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，取斜齒圓柱齒輪3與軸段2之間鍵的型號為：；取錐齒輪2與軸段4之間鍵的型號為：。
(6)軸的受力分析
1）畫中間軸的受力簡圖
軸的受力簡圖如圖2-4所示
2）計算支承反力
在水平面上為
式（2.109）
式（2.110）
式中負號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對軸段2的力作用點處的剖面A-A左側的彎矩為
式（2.113）
右側的彎矩為
式（2.114）
錐齒輪2對軸段4的力作用點處的剖面B-B右側的彎矩為
式（2.115）
左側的彎矩為
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左側的彎矩為
右側的彎矩為
剖面B-B的左側的彎矩為
右側的彎矩為
4）畫轉(zhuǎn)矩圖
轉(zhuǎn)矩圖如圖2-4所示，。
圖2-4 中間軸的結構與受力分析
(7)校核軸的強度
由前文可知，A-A剖面左側彎矩較大，右側彎矩較小，但其右側不僅有彎矩作用，還有轉(zhuǎn)矩作用，所以它的左右兩側都有可能是危險截面，我們需一一計算，按應力較小者進行校核。
其抗彎截面系數(shù)為
式（2.119）
則由式（2.102）得其左側彎曲應力為
右側彎曲應力為
其抗扭截面系數(shù)為
式（2.120）
則由式（2.104）得扭剪應力為
這里我們按照軸的抗彎扭合成強度進行校核，取折合系數(shù)，則由式（2.105）當量應力為
由參考文獻[10]查得45號鋼調(diào)制處理后，它的抗拉強度極限為，則由此查得軸的許用彎曲應力，顯然，故強度滿足要求。
2.5.3 低速軸設計
(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，并對其他方面也沒有特殊要求，由參考文獻[10]選擇軸的材料為常用的號鋼，調(diào)質(zhì)處理
(3)初步計算軸徑
由參考文獻[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：
低速軸與鏈傳動相連接，中間需用聯(lián)軸器來實現(xiàn)，聯(lián)軸器通過鍵槽與軸連接，為保證工作要求，開鍵槽的軸徑需增大3%至5%，則軸端最細處直徑為
(4)結構設計
軸的結構構想如圖2-5所示
圖2-5 低速軸結構構想
1）設計軸承部件的結構
考慮本減速器功率不大，發(fā)熱必然不大，且軸不會很長，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進行設計。
2）聯(lián)軸器與軸段1
軸段1與鏈傳動要實現(xiàn)連接，上面需安裝聯(lián)軸器，所以，它的設計要和聯(lián)軸器型號的選擇是同時進行的。為了減小鏈傳動與軸段1連接所導致的安裝誤差和振動，這里我們選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。查參考文獻[10]，取載荷系數(shù)，則計算轉(zhuǎn)矩為
由參考文獻[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)軸器的轂孔直徑應與其直徑相等，故取其直徑為30mm，并查得對應軸孔長度， J型軸孔，A型鍵，則可以得到該聯(lián)軸器的代號為LX2 30×60 GB/T 5014—2003，則顯然軸段1的直徑為，長度比轂孔寬度稍微小點，取為。
3）密封圈與軸段2
要想計算出軸段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。本設計中，聯(lián)軸器通過軸肩實現(xiàn)定位，則可計算出軸肩高度為
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[10]選擇氈圈型號為，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，但總體來說軸徑相對較大，故本軸選用角接觸球。查參考文獻[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滑，這樣就不需要用到擋油環(huán)，則軸段3的長度就是是軸承內(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，理論上來說，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的左端通過套筒進行固定，右端通過軸肩進行定位，相對而言誤差較小，為使定位盡可能準確，并滿足裝配要求，必須使軸段6的長度比齒輪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，則可計算出該段軸肩高度為
取，則軸段5的軸徑為，長度為，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）
取箱體左右兩側內(nèi)壁之間的距離為，則可計算出軸段4的長度為
式（2.122）
8）確定軸段2和軸段7的長度
軸段2的長度不僅與該軸段上所安裝的零件有關系，還與箱體上的相關零件有關系，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[10]，選擇其型號為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。則可計算出軸段2的長度為
式（2.124）
軸段7的長度為
式（2.125）
9）計算軸上各個力作用點之間的距離
軸段7上力作用點與軸段6上力作用點之間的距離為
式（2.126）
軸段6上力作用點與軸段3上力作用點之間的距離為
式（2.127）
軸段3上力作用點與軸段1上力作用點之間的距離為
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[10]，取聯(lián)軸器與軸段1之間鍵的型號為：；取斜齒輪4與軸段6之間鍵的型號為：。
(6) 軸的受力分析
1）畫高速軸的受力簡圖
軸的受力簡圖如圖2-6所示
2）計算支承反力
在水平面上為
式（2.129）
式（2.130）
式中負號表示該力的實際方向與圖中所標示方向是相反的
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對軸段6的力作用點處剖面A-A的左側彎矩為
式（2.133）
右側彎矩為
在垂直面上，剖面A-A的彎矩為
式（2.134）
合成后，剖面A-A的左側彎矩為
右側彎矩為
4）畫轉(zhuǎn)矩圖
轉(zhuǎn)矩圖如圖2-6所示，。
圖2-6 中間軸的結構與受力分析
(7)校核軸的強度
由計算結果可知A-A剖面右側的彎矩較大，且同時有轉(zhuǎn)矩作用，故選定A-A剖面右側為危險截面。
其抗彎截面系數(shù)為
則其彎曲應力為
其抗扭截面系數(shù)為
則扭剪應力為
這里我們按照軸的抗彎扭合成強度進行校核，取折合系數(shù)，則當量應力為
由參考文獻[10]查得45號鋼調(diào)制處理后，它的抗拉強度極限為，則由此查得軸的許用彎曲應力，顯然，故滿足強度要求。
3 鏈傳動設計
鏈傳動是一種通過鏈與鏈輪之間的嚙合實現(xiàn)傳動的傳動方式，鏈輪的個數(shù)可以是兩個或大于兩個。因為這種傳動可靠經(jīng)濟，因此不管是在重工業(yè)領域，還是在輕工業(yè)領域都有廣泛的應用。
1. 選擇鏈輪齒數(shù)
初步選定該鏈傳動的傳動比為，由已知條件可知其從動輪速度為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
由此可計算出從動鏈輪齒數(shù)
式（3.1）
式中 ——表示主動鏈輪齒數(shù)；
——表示從動鏈輪齒數(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. 計算功率
取鏈傳動的工況系數(shù)，故
式（3.3）
式中 ——表示工作機所需功率，；
4. 確定鏈條的節(jié)距
小鏈輪齒數(shù)系數(shù)為
式（3.4）
小鏈輪鏈長系數(shù)為
式（3.5）
選用單排鏈，則由參考文獻[4]查得多排鏈系數(shù)，因此可以計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[10]選則鏈號為10A的單排鏈。同時查得節(jié)距大小為mm。
5. 鏈長
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. 實際中心距
式（3.10）
取。
4 控制器設計
伸縮門的控制系統(tǒng)可以通過PLC或者單片機來實現(xiàn)，但伸縮門多在室外使用