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****本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 摘 要
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學(xué)生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）
題 目： 數(shù)控機(jī)床自動(dòng)排屑裝置設(shè)計(jì)
學(xué)生姓名： 學(xué) 號(hào)：20010601017
所在院(系)： 機(jī)電工程學(xué)院
專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化
班 級(jí)： 0機(jī)制一班
指 導(dǎo) 教 師： 職稱：
2011 年 月
****教務(wù)處制
摘 要
本次畢業(yè)設(shè)計(jì)題目是數(shù)控機(jī)床的自動(dòng)排屑裝置設(shè)計(jì)。本人致力于整機(jī)機(jī)械系統(tǒng)的設(shè)計(jì)，即包括電動(dòng)機(jī)的選擇，帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)，減速器的設(shè)計(jì)，鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)，排屑裝置外形的設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)思路是從排屑機(jī)的性能和動(dòng)作要求入手，并以國(guó)內(nèi)的質(zhì)量和技術(shù)性能接近設(shè)計(jì)要求的排屑機(jī)為基礎(chǔ)，研究國(guó)外的先進(jìn)機(jī)型，設(shè)計(jì)出市場(chǎng)需求的以經(jīng)濟(jì)為第一設(shè)計(jì)原則的適用于數(shù)控機(jī)床的排屑裝置。圖紙采用Auto CAD 繪制。經(jīng)過認(rèn)真地設(shè)計(jì)計(jì)算,查找資料撰寫設(shè)計(jì)論文。
本文的排屑裝置,它是針對(duì)市場(chǎng)的需要而設(shè)計(jì)的，從而能有效地滿足當(dāng)今市場(chǎng)上對(duì)排屑裝置的需求,它具有如下的優(yōu)點(diǎn):傳動(dòng)平穩(wěn)，傳動(dòng)效率搞，生產(chǎn)效率高，勞動(dòng)強(qiáng)度低，產(chǎn)品質(zhì)量好，經(jīng)濟(jì)性好，人性化等優(yōu)點(diǎn)。
關(guān)鍵詞 數(shù)控機(jī)床，排屑裝置，機(jī)械系統(tǒng)
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****本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 目錄
II
****本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（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(shè)計(jì)（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(guó)內(nèi)外發(fā)展概況 1
1.3 自動(dòng)排屑裝置的發(fā)展趨勢(shì) 1
2 系統(tǒng)總體方案的確定 3
2.1 設(shè)計(jì)思想 3
2.2 初選電機(jī)減速器系統(tǒng)方案 3
2.3 輸送處傳動(dòng)系統(tǒng)的確定 4
2.4 系統(tǒng)總體方案的確定 4
3 電動(dòng)機(jī)的選擇 6
3.1 電動(dòng)機(jī)類型選擇 6
3.2 電動(dòng)機(jī)功率的選擇 6
3.4 確定電動(dòng)機(jī)型號(hào) 6
4 V帶的設(shè)計(jì)計(jì)算 7
4.1 傳動(dòng)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(dòng)方案的確定 8
4.4 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 8
4.5 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 10
5 減速器的設(shè)計(jì) 12
5.1 齒輪的設(shè)計(jì) 12
5.1.1 高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算： 12
5.1.2 低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 16
5.2 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 20
5.2.1 低速軸（軸3）的設(shè)計(jì)計(jì)算 20
5.2.2 中間(軸2)軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 22
5.2.3 輸入軸（軸1）的設(shè)計(jì)計(jì)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(shè)計(jì) 35
6 鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)的計(jì)算 38
6.1 鏈傳動(dòng)方案的確定 38
6.2 鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 38
6.3 鏈輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 40
6.3.1 主、從動(dòng)輪設(shè)計(jì) 40
6.3.2 惰輪設(shè)計(jì) 43
6.4 鏈的校核 45
6.5 刮板鏈的設(shè)計(jì) 46
6.6 鏈輪軸的設(shè)計(jì) 48
6.6.1 各軸的轉(zhuǎn)速,功率和轉(zhuǎn)矩 48
6.6.2 軸4的設(shè)計(jì)計(jì)算 48
6.6.3 軸5的設(shè)計(jì)計(jì)算 50
6.6.4 軸6的設(shè)計(jì)計(jì)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(shè)計(jì) 60
8 排屑裝置的保養(yǎng)與維護(hù) 61
8.1 排屑裝置的保養(yǎng) 61
8.2 排屑裝置的維修 61
結(jié) 論 62
參 考 文 獻(xiàn) 63
致 謝 64
****本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 2 系統(tǒng)總體方案的確定
6
****本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 1 緒論
1 緒 論
1.1 本課題研究目的與意義
自動(dòng)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(jī)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?yán)铮鴮⑶邢饕夯厥盏嚼鋮s液箱。所以，自動(dòng)排屑裝置組要應(yīng)用于數(shù)控機(jī)床、加工中心等要求高效率的機(jī)械。
1.2 本課題國(guó)內(nèi)外發(fā)展概況
自動(dòng)排屑裝置，是隨著切削加工機(jī)床、加工中心的發(fā)展而發(fā)展的。但是長(zhǎng)期以來，重主機(jī)、輕配套的狀況使得自動(dòng)排屑裝置處理技術(shù)及其設(shè)備發(fā)展遲緩。80年代始，重主機(jī)輕配套的狀況引起了機(jī)床工具行業(yè)的注意，促使自動(dòng)排屑裝置處理技術(shù)及其設(shè)備在此后的20多年里得到長(zhǎng)足的發(fā)展?，F(xiàn)在常見的排屑裝置有以下幾種：
1、平板鏈?zhǔn)脚判佳b置
平板鏈?zhǔn)脚判佳b置以滾動(dòng)鏈輪牽引鋼質(zhì)平板鏈帶在封閉箱中運(yùn)轉(zhuǎn)，切屑用鏈帶帶出機(jī)床。這種裝置在數(shù)控車床使用時(shí)要與機(jī)床冷卻箱合為一體，以簡(jiǎn)化機(jī)床結(jié)構(gòu)。
2、刮板式排屑裝置
刮板式排屑裝置的傳動(dòng)原理與平板鏈?zhǔn)交鞠嗤?，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(qiáng)。
3、螺旋式排屑裝置
螺旋式排屑裝置是利用電動(dòng)機(jī)經(jīng)減速裝置驅(qū)動(dòng)安裝在溝槽中的一根絞籠式螺旋桿進(jìn)行工作的。螺旋桿工作時(shí)，溝槽中的切屑即由螺旋桿推動(dòng)連續(xù)向前運(yùn)動(dòng)，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(jī)床與立柱間間隙狹小的位置上。螺旋槽排屑結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、性能良好，但只適合沿水平或小角度傾斜的直線運(yùn)動(dòng)排運(yùn)切屑，不能大角度傾斜、提升和轉(zhuǎn)向排屑。
1.3 自動(dòng)排屑裝置的發(fā)展趨勢(shì)
在總結(jié)目前國(guó)內(nèi)外排屑裝置的發(fā)展現(xiàn)狀的情況下，當(dāng)前排屑裝置還有著以下的幾點(diǎn)趨勢(shì)：
1.復(fù)合型排屑機(jī)的需求將會(huì)大幅度增加。復(fù)合型排屑機(jī)有很多優(yōu)點(diǎn)：（1），能處理復(fù)合式加工所產(chǎn)生的任何形態(tài)之鐵屑；二，不論是長(zhǎng)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(jī)床，中心加工機(jī)，鉆孔機(jī)，龍門式加工機(jī)，特殊專用加工機(jī)等小屑量排屑。未來幾年內(nèi)，復(fù)合型排屑機(jī)將具有廣泛的應(yīng)用。
2. 易維修排屑機(jī)將大量增加。由于一般排屑裝置屬于輔助性生產(chǎn)設(shè)備，不易維修，保養(yǎng)維護(hù)機(jī)會(huì)較少，經(jīng)常是出現(xiàn)小毛病時(shí)無人注意，出大毛病無法運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)才去修理，影響整條生產(chǎn)線的正常工作。 故易維修排屑機(jī)將是一種趨勢(shì)。
3.在環(huán)保、節(jié)能方面，今后在排屑機(jī)的設(shè)計(jì)及制造中應(yīng)引起各制造企業(yè)的足夠重視。這方面要做好以下幾點(diǎn)：（1） 排屑機(jī)的裝機(jī)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(duì)環(huán)境的污染。（3） 減少噪聲，對(duì)大的噪聲源進(jìn)行隔離和封閉。
****本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（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(shè)計(jì)思想
本課題是以機(jī)器經(jīng)濟(jì)性好、人性化設(shè)計(jì)、環(huán)境友好性好、可靠性高、壽命長(zhǎng)、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、易于維修等為設(shè)計(jì)思想。
2.2 初選電機(jī)減速器系統(tǒng)方案
系統(tǒng)方案圖如下：
（a）為帶傳動(dòng)--渦輪渦桿減速器系統(tǒng) （b）為帶傳動(dòng)--二級(jí)圓柱圓錐減速器系統(tǒng)
（c）為聯(lián)軸器--二級(jí)圓柱斜齒輪減速器系統(tǒng) （d）為帶傳動(dòng)--二級(jí)圓柱斜齒輪減速器系統(tǒng)
圖2.1 電機(jī)減速器系統(tǒng)方案
方案評(píng)價(jià)：
（a）方案為整體布局最小，傳動(dòng)平穩(wěn)，而且可以實(shí)現(xiàn)較大的傳動(dòng)比，但是由于渦桿傳動(dòng)效率低，功率損失大，很不經(jīng)濟(jì)。（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(shè)計(jì)是用于數(shù)控機(jī)床的小型排屑裝置，工作速度很低，實(shí)用聯(lián)軸器不利于減速，會(huì)增加減速器的成本，不夠經(jīng)濟(jì)。
最終確定方案為（d）方案。
該方案的優(yōu)缺點(diǎn)：
該工作機(jī)有輕微振動(dòng)，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動(dòng)能減小振動(dòng)帶來的影響，而且利于減速，還能起過載保護(hù)的作用，并且該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡(jiǎn)單的結(jié)構(gòu)，并且價(jià)格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速，這是兩級(jí)減速器中應(yīng)用最廣泛的一種。齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱，要求軸具有較大的剛度。高速級(jí)齒輪常布置在遠(yuǎn)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(dòng)機(jī)部分為Y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)。
總體來講，該傳動(dòng)方案滿足工作機(jī)的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、成本低、傳動(dòng)效率高。
2.3 輸送處傳動(dòng)系統(tǒng)的確定
（a）帶傳動(dòng)
（b）履帶傳動(dòng)
（c）鏈傳動(dòng)
方案評(píng)價(jià)：
（a）方案成本較低，但是防腐蝕性不強(qiáng)。（b）履帶主要用在坦克等觸地設(shè)備，在此處用履帶傳動(dòng)很不經(jīng)濟(jì)。(c) 方案中鏈傳動(dòng)選擇合理。
最終確定方案為（c）方案。
該方案的優(yōu)缺點(diǎn)：
鏈傳動(dòng)的傳動(dòng)比準(zhǔn)確，傳動(dòng)效率較高；鏈傳動(dòng)對(duì)軸的作用力較?。绘渹鲃?dòng)的尺寸較緊湊；鏈傳動(dòng)對(duì)環(huán)境的適應(yīng)能力較強(qiáng)；鏈條的磨損伸長(zhǎng)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(dòng)機(jī)——帶傳動(dòng)——減速器——鏈傳動(dòng)
如下圖：
圖2.2 系統(tǒng)總體方案
****本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 3 電動(dòng)機(jī)的選擇
3 電動(dòng)機(jī)的選擇
3.1 電動(dòng)機(jī)類型選擇
根據(jù)動(dòng)力源和工作條件，選用交流電機(jī)，Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)。
3.2 電動(dòng)機(jī)功率的選擇
根據(jù)鏈傳輸機(jī)構(gòu)的布置由已知條件鏈傳動(dòng)機(jī)構(gòu)承受鐵屑100公斤力，即1000N，鏈的運(yùn)動(dòng)速度為3m/min，由于傳動(dòng)機(jī)構(gòu)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(dòng)機(jī)構(gòu)總的載荷為F=f+F1+1000
設(shè)所選鏈型號(hào)為08A ,p=12.7mm ,單排質(zhì)量q=0.60 kg/m，總長(zhǎng)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(gè)節(jié)距12.7×4=50.8mm ，F(xiàn)1約為200N，f約為60N。
則工作機(jī)有效功率為：P=F×V=0.063KW
由已知條件得電動(dòng)機(jī)有效功率，式中為系統(tǒng)總的傳動(dòng)效率。
電動(dòng)機(jī)到鏈傳動(dòng)機(jī)構(gòu)總傳動(dòng)效率
式中：為V帶的傳動(dòng)效率，為閉式齒輪的傳動(dòng)效率，為圓錐滾子軸承的傳動(dòng)效率，為聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率，為鏈傳動(dòng)效率。
查表：，，，=0.99，=0.96
代入上式：
所以電動(dòng)機(jī)的有效功率
所選電動(dòng)機(jī)的額定功率須滿足。
3.4 確定電動(dòng)機(jī)型號(hào)
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(dòng)機(jī)型號(hào)為Y2-90S-8，同步轉(zhuǎn)速為750 ,對(duì)應(yīng)額定功率為0.37KW，外伸軸直徑24mm
****本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 4 V帶的設(shè)計(jì)計(jì)算
方案
電動(dòng)機(jī)型號(hào)
額定功率
（KW）
同步轉(zhuǎn)速
（r/min）
滿載轉(zhuǎn)速
（r/min）
總傳動(dòng)比
i
1
Y2-90S-8
0.37
750
700
50
59
4 V帶的設(shè)計(jì)計(jì)算
4.1 傳動(dòng)比的分配
1.計(jì)算總的傳動(dòng)比i===50
2.傳動(dòng)比的分配取,=16.66
3.雙級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比為5
4.低速級(jí)傳動(dòng)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(yùn)動(dòng)與動(dòng)力參數(shù)
軸號(hào)
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(dòng)方案的確定
外傳動(dòng)帶選為 普通V帶傳動(dòng)
1. 確定計(jì)算功率：
（1）、查文獻(xiàn)[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(hào)
查文獻(xiàn)[10]圖3-12得：選A型V帶。
4.4 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算
1、確定帶輪直徑
（1）、查文獻(xiàn)[10]表3-5得選取小帶輪直徑
=82.5（電機(jī)中心高符合要求）
（2）、驗(yàn)算帶速，求得：
式（4.2）
（3）、從動(dòng)帶輪直徑
查文獻(xiàn)[10]表3-6得 取
2、確定中心距
（1）、初定中心距a和帶長(zhǎng)
式（4.3）
取
（2）、帶的計(jì)算長(zhǎng)度
式（4.4）
由文獻(xiàn)[10]表3-3，取帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)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(yàn)算小帶輪包角，根據(jù)文獻(xiàn)[10]圖3-13
式（4.7）
4、確定V帶根數(shù)Z
計(jì)算V帶根數(shù)Z，由文獻(xiàn)[11]表8-1-24
式（4.8）
式中：為單根V帶的基本額定功率，為時(shí)單根V帶額定功率增量，為帶長(zhǎng)修正系數(shù)，為小帶輪包角修正系數(shù)。
查文獻(xiàn)[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(xiàn)[11]表8-1-28查得0.06kg/m
6、計(jì)算對(duì)軸的壓力，得：
式（4.10）
4.5 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1、小帶輪設(shè)計(jì)
因?yàn)樾л喕鶞?zhǔn)直徑=50mm<300mm，故可采用實(shí)心式結(jié)構(gòu)。
由文獻(xiàn)[9]圖8-12中帶輪結(jié)構(gòu)參數(shù)經(jīng)驗(yàn)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(xiàn)[9]表8-10取e=15mm
f為第一槽對(duì)稱面至端面的距離，查文獻(xiàn)[9]表8-10取e=10m
z為輪槽數(shù)，由前面設(shè)計(jì)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(zhǔn)線下槽深，查文獻(xiàn)[9]表8-10得=2.75
輪緣寬：=8mm
基準(zhǔn)線下槽深：=10mm
由以上數(shù)據(jù)，小帶輪結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如下：
圖4.1 小帶輪結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖
2、大帶輪設(shè)計(jì)
因?yàn)榛鶞?zhǔn)直徑=150mm<300mm，故可采用腹板式結(jié)構(gòu)。
查文獻(xiàn)[9]圖8-12中帶輪結(jié)構(gòu)參數(shù)經(jīng)驗(yàn)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(zhǔn)線下槽深：=10mm
由以上數(shù)據(jù)，大帶輪結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如下：
圖4.2 大帶輪結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖
****本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 5 減速器的設(shè)計(jì)
****本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 5 減速器的設(shè)計(jì)
5 減速器的設(shè)計(jì)
5.1 齒輪的設(shè)計(jì)
5.1.1 高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算：
（一）選定齒輪類型，精度等級(jí)，材料及齒數(shù)
1.類型：圓柱斜齒輪
2.精度：7級(jí)
3.材料：由文獻(xiàn)[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(qiáng)度設(shè)計(jì)
由文獻(xiàn)[12]式10-21進(jìn)行
計(jì)算 式（5.1）
1．確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
(1) 試選載荷系數(shù)
(2) 由文獻(xiàn)[12]圖10-30選取
(3) 由文獻(xiàn)[12]圖10-26查得
式（5.2）
（4）計(jì)算小齒輪轉(zhuǎn)速
由前面的計(jì)算可知
（5）查文獻(xiàn)[12]表10-7得
（6）查文獻(xiàn)[12]10-6得材料的彈性影響系數(shù)
（7)由文獻(xiàn)[12]圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限
(8)由式文獻(xiàn)[12]10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
式（5.3）
（9）由文獻(xiàn)[12]圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)，
(10)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由文獻(xiàn)[12]公式10-12得
式（5.4）
2.計(jì)算
（1）計(jì)算試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式
(2)計(jì)算圓周速度
式（5.5）
（3）計(jì)算齒寬b及模數(shù)
式（5.6）
式（5.7）
式（5.8）
式（5.9）
（4）計(jì)算縱向重合度
式（5.10）
（5）計(jì)算載荷系數(shù)K
已知使用系數(shù)。
根據(jù)，8級(jí)精度，由圖文獻(xiàn)[12]10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)，查得的計(jì)算公式：
式（5.11）
查表文獻(xiàn)[12]10-13得
查表文獻(xiàn)[12]10-3得，所以載荷系數(shù)
式（5.12）
（6）按實(shí)際載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑由文獻(xiàn)[12]式10-10a得
式（5.13）
（7）計(jì)算模數(shù)
（三）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
式（5.15）
1.確定計(jì)算參數(shù)
（1）計(jì)算載荷系數(shù)
（2）根據(jù)縱向重合度由文獻(xiàn)圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)
（3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)
式（5.16）
（4）根據(jù)文獻(xiàn)[10]查取齒形系數(shù)
由表10-5查得
（5）查取應(yīng)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(qiáng)度極限，大齒輪為
由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ，；
計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力：
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式10-12得
（7）計(jì)算大小齒輪的
大齒輪數(shù)值大
2.設(shè)計(jì)計(jì)算
對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲強(qiáng)度算得摸數(shù)1.25mm可滿足彎曲強(qiáng)度，按接觸強(qiáng)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(jì)算
計(jì)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(jì)算大小齒輪的分度圓直徑
（4）計(jì)算齒輪寬度
圓整后取
5.1.2 低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算
（一）選定齒輪類型，精度等級(jí)，材料及齒數(shù)
1.類型：圓柱斜齒輪
2.精度：7級(jí)
3.材料：由文獻(xiàn)[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(qiáng)度設(shè)計(jì)
由文獻(xiàn)[12]公式10-21進(jìn)行計(jì)算
1．確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
（1）試選載荷系數(shù)
（2）由文獻(xiàn)[12]圖10-3選取
（3）由文獻(xiàn)[12]圖10-26查得
（4）計(jì)算小齒輪轉(zhuǎn)速
由前面的計(jì)算可知
（5）查文獻(xiàn)[12]表10-7得
（6）查文獻(xiàn)[12]表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)
（7)由文獻(xiàn)[12]圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限
(8)由文獻(xiàn)[12]式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
（9）由文獻(xiàn)[12]圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)，，
(10)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由文獻(xiàn)[12]公式10-12得
2計(jì)算
（1）計(jì)算試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得
(2)計(jì)算圓周速度
（3）計(jì)算齒寬b及模數(shù)
（4）計(jì)算縱向重合度
（5）計(jì)算載荷系數(shù)K
已知使用系數(shù)。
根據(jù)，7級(jí)精度，由文獻(xiàn)[12]圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)，查得的計(jì)算公式：
式（5.11）
查文獻(xiàn)[12]表10-13得
查文獻(xiàn)[12]表10-3得，所以載荷系數(shù)
式（5.12）
（6）按實(shí)際載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑由文獻(xiàn)[12]式10-10a得
式（5.13）
（7）計(jì)算模數(shù) 式（5.14）
（三）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
1.確定計(jì)算參數(shù)
（1）計(jì)算載荷系數(shù)
（2）根據(jù)縱向重合度由文獻(xiàn)[12]圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)
（3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)
（4）查取齒形系數(shù)
由文獻(xiàn)[12]表10-5查得
（5）查取應(yīng)力校正系數(shù)
由文獻(xiàn)[12]表10-5查得
（6）由文獻(xiàn)[12]圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪為
由文獻(xiàn)[12]圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ，；
計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力：
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式10-12[10]得
（7）計(jì)算大小齒輪的
大齒輪數(shù)值大
2.設(shè)計(jì)計(jì)算
對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲強(qiáng)度算得摸數(shù)2mm可滿足彎曲強(qiáng)度，按接觸強(qiáng)度得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)
取
取
3.幾何尺寸計(jì)算
計(jì)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(jì)算大小齒輪的分度圓直徑
（4）計(jì)算齒輪寬度
圓整后取
驗(yàn)算傳動(dòng)比：
所以滿足設(shè)計(jì)要求。
5.2 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
5.2.1 低速軸（軸3）的設(shè)計(jì)計(jì)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(xiàn)[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(xiàn)[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(yīng)，故需同時(shí)選聯(lián)軸器的型號(hào)。
聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查文獻(xiàn)[12]表14-1取，又代入數(shù)據(jù)得
查文獻(xiàn)[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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
圖5.1 低速軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖
（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸上各段直徑和長(zhǎng)度
1）由以上計(jì)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(shí)受到徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)和最小軸的直徑大小 按文獻(xiàn)[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(zhǎng)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(zhǎng)度應(yīng)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(zhǎng)度=24mm.在確定軸承的位置時(shí)應(yīng)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(xiàn)[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(dāng)軸徑時(shí)鍵取為。參照半聯(lián)軸器與軸的配合長(zhǎng)度為和普通平鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)
5.2.2 中間(軸2)軸的設(shè)計(jì)計(jì)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(xiàn)[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(xiàn)[12]表15-3，取，于是得，由于開了一個(gè)鍵槽，所以
2.軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)設(shè)計(jì)
圖5.2 中間軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖
（1）各段的直徑：
因?yàn)檩S的最小軸與軸承相配合，所以應(yīng)該先確定軸承的型號(hào)從而確定軸的最小值，因同時(shí)受到徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承。
查文獻(xiàn)[11]（GB/T297-1994），根據(jù)上面計(jì)算的，選擇軸承的型號(hào)為30204，其尺寸為
所以，
由上面軸的同樣的計(jì)算方法可得：
=28mm, =26mm =32mm
（2）確定各段的長(zhǎng)度
考慮到齒輪的安裝，配合段應(yīng)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(zhǎng)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(shí)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(shè)計(jì)計(jì)算
=0.0826kw =233.33r/min =3.8N.mm
1.確定軸的最小直徑
按文獻(xiàn)[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(xiàn)[12]表15-3取=98，則
由于開了鍵槽，所以
所以可取=10mm.
2.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
圖5.3 高速軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖
（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸上各段直徑和長(zhǎng)度
1) 根據(jù)上面計(jì)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(shí)受到徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)和最小軸的直徑大小查文獻(xiàn)[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(zhǎng)度，取，軸承端蓋軸向的總寬度由查表計(jì)算為27mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承的潤(rùn)滑取端蓋的外端面與大帶輪的距離,則.箱體內(nèi)的軸段長(zhǎng)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(xiàn)[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(jì)算支反力
1．畫軸的空間受力圖
將齒輪所受載荷簡(jiǎn)化為集中力，并通過輪轂中截面作用于軸上。軸的支點(diǎn)反力也簡(jiǎn)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(xiǎn)截面。
圖5.4 輸出軸的受力圖
將計(jì)算出的危險(xiǎn)截面處的的值列入下表：
表5.1 輸出軸各危險(xiǎn)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(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
已知材料為45鋼調(diào)質(zhì)，由文獻(xiàn)[12]表15—1查得，由已知條件，對(duì)軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度進(jìn)行校核。
根據(jù)式15-5以上表中的數(shù)據(jù)，并取，軸的計(jì)算應(yīng)力：
結(jié)論：按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度，軸的強(qiáng)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(jì)算方法：
1．畫軸的空間受力圖
將齒輪所受載荷簡(jiǎn)化為集中力，并通過輪轂中截面作用于軸上。軸的支點(diǎn)反力也簡(jiǎn)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(xiǎn)截面。
圖5.4 中間軸的受力圖
將計(jì)算出的危險(xiǎn)截面處的的值列入下表：
表5.2 中間軸各危險(xiǎn)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(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
已知材料為45鋼調(diào)質(zhì)，由文獻(xiàn)[12]表15—1查得，由已知條件，對(duì)軸上承受最大彎矩和扭矩的截面C的強(qiáng)度進(jìn)行校核。
根據(jù)式15-5以上表中的數(shù)據(jù)，并取
結(jié)論：按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度，軸的強(qiáng)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(jiǎn)化為集中力，并通過輪轂中截面作用于軸上。軸的支點(diǎn)反力也簡(jiǎn)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(xiǎn)截面。
圖5.5 輸入軸的受力圖
將計(jì)算出的危險(xiǎn)截面處的的值列入下表：
表5.3 輸入軸各危險(xiǎn)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(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
已知材料為40Cr調(diào)質(zhì)，由文獻(xiàn)[12]表15—1查得，由已知條件，對(duì)軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度進(jìn)行校核。
根據(jù)式15-5以上表中的數(shù)據(jù)，并取
式（5.20）
結(jié)論：按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度，軸的強(qiáng)度足夠
5.4 軸承的校核
軸承的預(yù)期計(jì)算壽命 式（5.21）
5.4.1 輸入軸上軸承的校核
（1）求兩個(gè)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(jì)算軸承的軸向力
查文獻(xiàn)[13]表2-3-18得GB297-84型號(hào)軸承
所以 式（5.22）
式（5.23）
（3）求軸承的動(dòng)載荷
查文獻(xiàn)[12]表13-5得
對(duì)軸承1
對(duì)軸承2
查文獻(xiàn)[12]表13-6取沖擊載荷因數(shù)
（四）計(jì)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(gè)軸承受到的徑向載荷
由軸的校核過程可知
所以
（2）計(jì)算軸承的軸向力
查文獻(xiàn)[11]（GB/T297-1994）得30204型號(hào)軸承
所以
（3）求軸承的動(dòng)載荷
查文獻(xiàn)[12]表13-5得
對(duì)軸承1
對(duì)軸承2
查文獻(xiàn)[12]表13-6取沖擊載荷因數(shù)
（四）計(jì)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(gè)軸承受到的徑向載荷
由軸的校核過程可知
所以
（2）計(jì)算軸承的軸向力
查文獻(xiàn)[11]（GB/T297-1994）得32006型號(hào)軸承
所以
（3）求軸承的動(dòng)載荷
查文獻(xiàn)[12]表13-5得
對(duì)軸承1
對(duì)軸承2
查文獻(xiàn)[12]表13-6 取沖擊載荷因數(shù)
（四）計(jì)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(xiàn)[12]表9-14（GB/T1095-1979），查得當(dāng)軸徑時(shí)鍵取為。參照大帶輪寬與軸配合的轂長(zhǎng)和普通平鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)。
（2）強(qiáng)度驗(yàn)算
由文獻(xiàn)[12]式（6-1） 式（5.24）
式中
由文獻(xiàn)[12]表6-2查取許用擠壓應(yīng)力為
，滿足強(qiáng)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(xiàn)[12]表9-14（GB/T1095-1979），查得當(dāng)軸徑時(shí)鍵取為。由于軸上是兩個(gè)鍵，且設(shè)計(jì)時(shí)兩鍵的都為，參照齒輪與軸的配合長(zhǎng)度為和普通平鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)。d=26mm時(shí)，
（2）強(qiáng)度驗(yàn)算
<1> 由文獻(xiàn)[12]式（6-1）
當(dāng)時(shí)：
式中
由文獻(xiàn)[12]表15-1查取許用擠壓應(yīng)力為
，滿足強(qiáng)度要求。
當(dāng)d=26mm時(shí)：
5.5.3 輸出軸上的鍵
1）齒輪與軸聯(lián)結(jié)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(xiàn)[12]表9-14（GB/T1095-1979），查得當(dāng)軸徑時(shí)鍵取為參照齒輪與軸的配合長(zhǎng)度為和普通平鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)。
（2）強(qiáng)度驗(yàn)算
由文獻(xiàn)[12]式（6-1）
式中
，滿足強(qiáng)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(xiàn)[12]表9-14（GB/T1095-1979），查得當(dāng)軸徑時(shí)鍵取為。參照半聯(lián)軸器與軸的配合長(zhǎng)度為和普通平鍵的長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)。
（2）強(qiáng)度驗(yàn)算
由文獻(xiàn)[12]式（6-1）
式中
，滿足強(qiáng)度要求。
5.6 減速器箱體的設(shè)計(jì)
由文獻(xiàn)[14]表3
1.機(jī)座壁厚：
2.機(jī)蓋壁厚： 取
3.機(jī)座凸緣厚度：
4.機(jī)蓋凸緣厚度：
5.機(jī)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(jī)蓋與機(jī)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(jī)壁距離：
16. 到凸緣邊緣距離：
17.軸承旁凸臺(tái)半徑：
18.大齒頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離：
19.齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離：
20.機(jī)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(jì)算選用螺釘，4顆
25.確定機(jī)蓋頂部輪廓
大齒輪一側(cè) 以=89mm畫弧
小齒輪一側(cè) 以=32mm 畫弧
25.放油孔螺釘
26.窺視孔長(zhǎng)
寬
視孔蓋
通氣孔
27.壓配式圓形油標(biāo) 視孔 A型壓配式
ac.箱體的總體尺寸的確定：
箱體外壁的長(zhǎng)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(zhǎng)度：358mm
****本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 6 鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)的計(jì)算
6 鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)的計(jì)算
6.1 鏈傳動(dòng)方案的確定
圖6.1 鏈傳動(dòng)布置圖
6.2 鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
1、 選擇小鏈輪齒數(shù)
取傳動(dòng)比為i=1
參照鏈速和傳動(dòng)比查文獻(xiàn)[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(jì)算功率
已知鏈傳動(dòng)工作平穩(wěn)，設(shè)計(jì)功率為：
式（6.1）
式中：P—傳遞功率KW
—工況系數(shù)，查文獻(xiàn)[11]表8-2-6，取=1.0
—小鏈輪齒數(shù)系數(shù)，查文獻(xiàn)[11]表8-2-7，取=0.887
—多排鏈排數(shù)系數(shù)，查文獻(xiàn)[11]表8-2-8，取=1
5、 鏈條節(jié)距選用
根據(jù)設(shè)計(jì)功率（取= ）和小鏈輪轉(zhuǎn)速，由文獻(xiàn)[11]表8-2-2選用08A號(hào)鏈條，查表13-1節(jié)距P=12.7，設(shè)鏈長(zhǎng)8m
6、驗(yàn)算小鏈輪輪轂孔徑
式中：—由支承軸的設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)要求。
7、計(jì)算鏈輪尺寸
mm 式（6.2）
mm
8、初定中心距
取：
則可得中心距：
9、鏈條長(zhǎng)度及鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)
鏈長(zhǎng)：
鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)： 式（6.3）
圓整成偶數(shù)節(jié)，取630節(jié)。
10、實(shí)際中心距
由文獻(xiàn)[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(dòng)。
12、有效圓周力
式（6.5）
13、作用于軸上的拉力
對(duì)于傾斜傳動(dòng)有：
式（6.6）
14、潤(rùn)滑方式?
根據(jù)p＝12.7mm、v =由文獻(xiàn)[11]圖8-2-4查出宜用油刷或油壺人工定期潤(rùn)滑。
6.3 鏈輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
6.3.1 主、從動(dòng)輪設(shè)計(jì)
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(dá)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(shí)鹽浴實(shí)驗(yàn)。
2、鏈輪結(jié)構(gòu)和尺寸
由前面設(shè)計(jì)可知，，P=12.7mm，,根據(jù)文獻(xiàn)[12]圖9-6中鏈輪結(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如下：
圖6.2 鏈輪結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖
輪轂厚度： 式（6.7）
由d=69.4mm,取K=4.8
輪轂長(zhǎng)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(xiàn)[12]表9-3：
式（6.10）
式中：h —內(nèi)鏈板高度，查文獻(xiàn)[12]表9-1，h=12.07mm
齒寬：根據(jù)文獻(xiàn)[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(cè)倒角： 式（6.12）
齒側(cè)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(xiàn)[12]表9-1有=7.92mm
取
齒根圓直徑：